Регулювання насоса


Статор 3 переміщається по направляючим 6 (рисунок 7.9) за допомогою гідроциліндрів 2 і 4.

 
 

 

Рисунок 7.9 - До регулювання продуктивності радіально-поршневого насоса

 

Регулюванням положення упорів 1 і 5 встановлюється хід статора (ексцентриситет ).

Безрозмірна величина ексцентриситета:

 

,

 

де – поточне і максимальне значення ексцентриситета.

Поточна питома витрата насосу:

 

.

 

Загальна витрата насосу:

 

.

 

При конструюванні варто забезпечувати:


.

 

Відносне прискорення поршня:

 

.

 

Підставивши значення vo у вираз , одержимо миттєву подачу одним поршнем:

 

.

 

Сумарна миттєва подача всіх поршнів, що знаходяться в робочій порожнині, складатиме:

 

,

 

де - кути, утворені осями циліндрів з віссю мертвих положень.

 

Аксіальні роторно-поршневі насоси

Аксіально-поршневі насоси на відміну від радіально-поршневих насосів при тих же значеннях витрат і тисків мають значно менші габарити і вагу.

З метою зменшення габаритів в аксіально-поршневих насосах поршні розташовані паралельно чи під невеликим кутом до вхідного вала. Внаслідок малої інерції обертових частин і високої точності регулювання ці гідронасоси широко застосовуються у верстатобудуванні.

По кінематичній ознаці вони підрозділяються збільшено, як вже говорилося раніше, на насоси з похилим диском і насоси з похилим блоком. Відомі численні конструктивні різновиди таких насосів, серед яких можна виділити наступні найбільш типові:

1) з безшатунним приводом і крапковим контактом сферичних торців поршнів;

2) з безшатунним приводом і кільцевими гідростатичними опорами;

3) з шатунним приводом;

4) з шатунним приводом і несиловим карданом;

5) з шатунним приводом і силовим карданом.


Продуктивність насоса

Обсяг рідини, яку подає поршень за один оборот ротора насоса (рисунок 7.10) дорівнює геометричному об’єму, описуваному цим поршнем:

 

,

 

де - діаметр поршня;

- довжина ходу поршня.

 

При числі поршнів рівному z при однорядному їхньому розташуванні, обсяг рідини, подаваної за один оборот насоса, буде:

 

.

 

Так як , то ,

 

де при числі оборотів насоса в хвилину теоретична продуктивність насоса буде:

 

 

Дійсна (ефективна) продуктивність дорівнює

 

,

 

де - об'ємний к.к.д. насоса.

 

Об'ємний к.к.д. радіально-поршневих насосів при номінальній витраті і максимальному тиску складає 0,75-0,9, для інших насосів =0,96-0,98 і вище.

 


а)

б)

 

Рисунок 7.10 – Схема аксіально-поршневого насоса:

а) 1 - ротор;

2 - поршень;

3 – похилий диск;

4 – вхідний вал;

5 – розподільний диск;

б) 1 – похилий диск;

2 – підп'ятник;

3 – кільце;

4 – кулька;

5 – пружина;

6 – ротор;

7 – поршень.

Розрахунок миттєвої подачі насоса

Миттєва подача одним поршнем пропорційна відносній швидкості руху поршня:

 

,

 

де - відносна швидкість руху поршня.

 

Встановимо витрату насоса у функції кута повороту (дивись рисунок 7.10). Якщо ротор з поршнями повернувся на кут , то переміщення поршня вздовж осі складе:

 

.

 

Відносна швидкість поршня:

 

1.

 

Миттєва витрата одного поршня:

 

1.

 

Графік витрати одним поршнем має вид, показаний на рисунку 7.11 (крива 2); крива 1 - сумарна витрата від усіх поршнів.

всмоктування
нагнітання

 

Рисунок 7.11 - Графік витрати аксіально-поршневого насоса


Результуюча миттєва витрата гідромотора визначається сумою поршнів, що одночасно знаходяться в напірній порожнині (крива 2).

 

,

 

де - число поршнів у напірній порожнині.

 

Графік витрати гідронасоса, побудований на підставі рівняння (10), зображується кусочно-безупинною функцією у вигляді відрізків синусоїд (крива 2).

З метою усунення зносу голівок поршнів на них встановлюють гідростатичні підп'ятники ( дивись рисунок 7.10, б).

Відносне прискорення руху поршня вздовж осі:

 

.

Переносне прискорення ; повне прискорення

Сила інерції, що діє на поршень вздовж осі

 

,

 

де - маса поршня, зосереджена в центрі ().

 

Пластинчасті насоси

Принципова схема пластинчастого насоса однократної дії представлена на рисунку 7.12.

Насос складається зі статора 1, розташованого в корпусі і ротора 2 з радіальними пазами, у яких розміщені пластини, 3 – витискачі. Ротор розташований ексцентрично щодо статора. Робочі камери насоса обмежені двома сусідніми пластинами і поверхнями статора та ротора. В торцях статора виконані два вікна: прийомне 4 і що віддає 5. Величина ущільнювальної перемички між вікнами 4 і 5 звичайно перевищує величину дуги між двома сусідніми пластинами. Величина її

 

,

 

де - кут між пластинами,

- число пластин.

 

 

 

Рисунок 7.12 - Принципова схема пластинчастого насосу

 

При обертанні ротора 2 у напрямку, зазначеному стрілкою, пластини роблять зворотно-поступальні переміщення щодо ротора. Під дією відцентрових сил і тиску рідини пластини завжди контактують із внутрішньою циліндричною поверхнею статора, зміщеного щодо ротора на величину ексцентриситету.

Збільшення робочої камери, що відбувається при обертанні ротора площею СДД1С1, що знаходиться напроти прийомного вікна викликає збільшення її обсягу, тому в ній утвориться розрідження і вона заповнюється робочою рідиною. Одночасно з цим зменшення площі АВВ1А1 робочої камери, що знаходиться напроти вікна, що віддає, викликає зменшення обсягу робочої камери, тому рідина з її витісняється в нагнітальну (напірну) магістраль.

 

Визначення продуктивності насоса

Поточне значення теоретичної продуктивності можна визначити як добуток швидкості центра тиску пластини на її робочу площу , h=АА1.

Елементарна витрата рідини переміщуваною пластиною:

 

,

 

де =;

- ширина пластини.

 

Повна теоретична продуктивність, з урахуванням вираження кутової швидкості , буде:

 

.

 

В отриманій формулі продуктивності не врахований вплив обсягу, займаного пластинами.

З метою зменшення ефекту заклинювання пластин вони нахилені в пазу ротора під кутом (рисунок 7.13). Заклинюванню пластини сприяє нормальна сила N, що розкладається на тангенціальну силу Т і радіальну R.

 

 

а)

 

б)

 

Рисунок 7.13 - Розташування пластини на роторі:

а) - загальний вид;

б) - до розрахунку обсягу пластини.

 

При товщині пластини S максимальне значення цього обсягу буде

( дивись рисунок 7.13, б).

З урахуванням останнього виразу, одержуємо:

 

.

 

Звідки

 

,

 

де D = 2·R.

 

Навантаження, що діє на ротор, передається на вал і далі на опори. Тому пластинчасті насоси одинарної дії звичайно не проектуються на тиск, що перевищує 7 МПа.

Цього недоліку позбавлені насоси подвійної дії, у яких за один оборот ротора кожен витискач (пластина) робить два зворотно-поступальних рухи щодо ротора. При цьому всмоктування рідини відбувається двічі, і двічі відбувається її нагнітання.

Принципова схема насоса подвійної дії представлена на рисунку 7.14.

 

 

Рисунок 7.14 - Принципова схема пластинчастого насоса подвійної дії

 

Статор має криволінійну симетричну форму з двома діаметрально розташованими вхідними 1 і 2 і двома (нагнітаючими) каналами 3 і 4, що віддають.

Всмоктування і витиснення рідини відбувається два рази за один оберт ротора. Так як тиск рідини діє на діаметрально протилежні сторони ротора, то підшипники розвантажені від цього тиску. Для повної зрівноваженості число камер, рівне числу лопаток, повинне бути парним.

Пластини 5 вільно переміщаються в пазах ротора 1, при пуску насоса викидаються відцентровою силою. Надалі при роботі контакт їх із внутрішньою поверхнею статора 3 здійснюється за рахунок відцентрової сили і тиску нагнітання, що для цієї мети підводиться в кільцеву камеру 8.

Профіль статора всередині кута утвориться радіусом 0 , проведеним з центра О.

За один оберт ротора через перетин (дивись рисунок 7.14) надійде обсяг рідини дорівнює обсягу кільця з радіусом R, r і шириною b.

Продуктивність насоса складатиме:

 

,

 

де .

 

Підставляючи отриманий вираз у формулу витрати насоса і з огляду на обсяг рідини, займаного пластинами, одержимо:

 

.

 

Звідки, після перетворень, маємо:

 

.

 

Насоси з розподільним диском, що плаває

Для підвищення зносостійкості торцевих поверхонь розподільних дисків і компенсації торцевих зазорів, один з них виконаний плаваючим з автоматичним притисканням його до статора тиском робочої рідини, що нагнітається.

Конструкція пластинчастого насоса Г12-2 з розподільним диском, що плаває, показана на рисунку 7.15.

всмоктування
нагнітання

 

Рисунок 7.15 - Конструктивна схема пластинчастого насоса подвійної дії

 

Положення деталей насоса відповідає обертанню вала по годинній стрілці (з боку вала). У насосі застосовані сталеві розподільні диски 1 і 14, виконані зі сталі 20Х, цементованої і загартованої. З боку всмоктувального отвору (з боку кришки 5) розташований розподільний диск 1, у якому маються два вікна 6 для всмоктування робочої рідини. Диск 14 типу, що плаває. На початку роботи він притискається до статора пружинами 13, а в процесі роботи тиском у лінії нагнітання. Диск, що плаває, 14 має шийку, сполучену з корпусом 8 по ковзній посадці. Застосування розподільного диска, що плаває, крім підвищення зносостійкості спрощує збирання насоса, тому що гвинти, що з'єднують кришку 5 насоса з корпусом 8, можна затягувати до відмовлення, не прибігаючи до кропіткого регулювання затягування гвинтів, що необхідно при застосуванні жорстко притиснутих розподільних дисків. При цьому виключається також можливість заїдання, що трапляється при пуску без тиску насосів старої конструкції, торці розподільних дисків яких залишаються в цей момент без змащення.

Число пластин у насосах Г12-2 дорівнює дванадцяти. Пластини виготовлені з загартованої сталі Р18. Притиск пластин до внутрішньої поверхні статора 6 здійснюється за рахунок тиску масла, підведеного під пластини через отвори 9 у диску 14. При пуску насоса притиск пластин до статора відбувається за рахунок відцентрової сили.

Статор 6 виготовлений із загартованої сталі ШХ-15, ротор 7 – зі сталі 20Х цементованої і загартований. Корпус і кришка насоса виготовлені з чавуна СЧ21-40.

Для запобігання витоків рідини по валу 11 насоса у фланці 10 встановлена манжета 12 з маслостійкої гуми. Відвід витоків здійснюється через штуцер 2, куди приєднується дренажна трубка. Ущільнення між корпусом 8 і кришкою 5, а також по зовнішньому діаметру статора 6 досягається за допомогою гумового кільця 4.

 

Шестеренні насоси

Шестеренні насоси є одним з найбільш розповсюджених видів роторних насосів. Вони застосовуються в системах змащення машин і механізмів, у різних гідроприводах, для перекачування нафти, нафтопродуктів і інших рідин.

Шестеренні насоси виконуються із шестернями зовнішнього і внутрішнього зачеплення.

Найбільше поширення мають насоси із шестернями зовнішнього зачеплення. Найпростіший насос такого типу зображений на рисунку 7.16, а.

а) б)

 

Рисунок 7.16 - Схема шестеренного насоса:

а) - конструктивне зображення;

б) - принципова схема.

 

Насос складається з ведучої (3) і відомої (1) шестерень, поміщених у корпус 4 (який щільно їх охоплює), що у лівій частині рисунка показаний пунктиром. При обертанні шестерень за напрямком стрілок рідина, що заповнює западини зубів, переноситься з порожнини всмоктування 5 у порожнину нагнітання 2. У порожнині всмоктування зуби шестерень виходять із зачеплення, а в порожнині нагнітання – входять у зачеплення.

Переваги шестеренних насосів:

1) простота конструкції і надійність роботи.

2) здатність самовсмоктування і нагнітання рідин зі значним тиском пружних пар. Величина абсолютного тиску у всмоктувальній порожнині шестеренних насосів із зовнішнім зачепленням може доходити до 300 мм.рт.ст., а в насосах із внутрішнім зачепленням до 650 мм.рт.ст.

2) застосування робочих рідин у широкому діапазоні в’язкостей від 0,5. 10-6 до 250. 10-6 м2 /с.

3) швидкохідність - у шестеренних насосах відсутні робочі органи, піддані дії відцентрових сил і органи, які рухаються з прискоренням.

Розрахунок продуктивності

Теоретичний розрахунок продуктивності шестеренного насоса проводиться з допущення, що в шестернях з евольвентною формою зуба (рисунок 7.16, б), виконаною нормальним двадцятиградусним інструментом, можна з достатньою для практичного користування, вважати, що обсяг самих зубів дорівнює обсягу западин між ними. Тому обсяг рідини, що шестерний насос теоретично подає за один оборот, дорівнює подвійному обсягу простору між зубами мінус повний обсяг зубів.

Обсяг рідини, який знаходиться у зазорі між радіусом голівки одного зуба і радіусом ніжки іншого не повинний враховуватися при визначенні продуктивності, тому що обсяг цього простору не змінюється при обертанні шестірень.

Відповідно до викладеного, подача рідини насосом, шестірні якого мають однакове число зубів, виразиться за один оборот наступною формулою:

 

,

 

де - висота зуба,

- ширина шестірень, =(3-6),

m - модуль.

 

Миттєва подача насоса[5]:

 

,

 

де Rо - радіус початкового кола;

- половина довжини лінії зачеплення;

- кутова швидкість обертання шестерень.

 

Типові характеристики об'ємних насосів

Напірна характеристика, залежності об'ємного η , ефективного к.к.д. і споживаної насосом потужності N у функції тиску нагнітання р приведені на рисунку 7.17, а. Там же показана залежність продуктивності насоса від абсолютного тиску рабс у лінії всмоктування. Для побудови напірної характеристики продуктивність і потужність приводяться до одного числа оборотів [13]. З графіків видно, що ефективний к.к.д. (ηеф) не набагато нижче об'ємного. Це вказує на дуже малі механічні втрати в насосі.


На рисунку 7.17, б показана універсальна характеристика насоса. Приведено залежності продуктивності (Q1 – Q4), постійної потужності (N1 –N6) і постійного ефективного к.к.д. (ηеф ) при зміні тиску нагнітання.

 

 
 

 


а)

 

 
 

 

 


б)

 

 

Рисунок 7.17 - Типові характеристики насосів:

а) - напірні і характеристики потужності;

б) - універсальна характеристика


Контрольні питання

 

1. Чому коефіцієнт нерівномірності подачі насосу при парній кількості поршнів більший, ніж при непарному?

2. Який цикл роботи має однопоршневий насос з шатунним приводом?

3. Як будується графік подачі роторного радіально-поршневого насосу?

4. Як записується формула подачі роторного аксіально-поршневого насосу?

5. Як визначається подача роторного пластинчатого насосу однократної дії?

6. Що передбачається для виключення заклинювання пластин в роторному пластинчатому насосі?

7. Як визначити подачу шестеренного насосу з шестернями зовнішнього зачеплення?

8. Чим відрізняється насос подвійної дії від насосу одинарної дії?

 


РОЗДІЛ 8

ОБ'ЄМНІ ГІДРОМОТОРИ

Гідромотор – енергетична машина, призначена для перетворення гідравлічної енергії в механічну і створення крутного моменту на вихідному валу.

Застосування гідроприводу на базі гідромоторів дозволяє одержати нові якості машини:

- безступінчасте регулювання швидкості;

- автоматичне запобігання систем від руйнування при перевантаженнях;

- зменшення загальної ваги машини.

Крутний момент, що розвивається гідромотором, затрачається на подолання зовнішнього навантаження, внутрішніх сил тертя й інерційних сил, що виникають при зміні швидкості обертання ротора і мас, що приводяться в рух:

 

М = Мн + ΔМ ± Мі,

 

де Мн момент, затрачуваний на подолання зовнішнього навантаження;

ΔМ – момент, обумовлений тертям і гідравлічними втратами всередині гідромотора;

Мі – динамічний момент для створення кутового прискорення.

 

Динамічний момент виражається відомою залежністю:

 

,

 

де I – приведений до вала гідромотора момент інерції обертових мас, – кутове прискорення.

 

В залежності від прискорення або уповільнення вала гідромотора створюється позитивний чи негативний динамічний момент опору.

При сталому режимі роботи гідромотора ω=const:

M = Mн + ΔМ.

У гідродинамічних машинах внутрішнє тертя і гідравлічні втрати враховують ефективним коефіцієнтом корисної дії ηe, що звичайно визначається експериментально. Тому ефективний момент гідромотора, що крутить, що зрівноважується з навантажувальним моментом, дорівнює:

 

(8.1)

 

де N – теоретична потужність на вихідному валу гідромотора,

ω – кутова швидкість обертання вала без обліку втрат.

 

Теоретична потужність гідромотора ,

 

де – тиску відповідно в напірній і зливальній магістралі,

Qm – теоретична витрата гідромотора.

 

Кутова швидкість обертання вала:

 

ω =2·π·n,

 

де n – теоретичне число обертів вала в секунду.

 

Підставивши значення N, ω і ,

 

де – теоретична витрата гідромотора за один оберт ротора, вираз (8.1) з обліком розмірностей: qm3/об], р[Н/м2] одержимо:

 

. (8.2)

 

Ефективна потужність гідромотора:

 

,

 

де nеф – фактичне число обертів вала гідромотора в хвилину, навантаженого моментом Меф.

 

Формула (8.2) є основною для інженерних розрахунків гідроприводу. Однак, вона не розкриває механізм формування крутного моменту на вихідному валу гідромотора.

Тому відповідно до навчальної програми, розглянемо для широко розповсюджених гідромоторів це питання.

 


Радіальні роторно-поршневі гідромотори

Радіальний роторно-поршневий гідромотор влаштований аналогічно радіальному роторно-поршневому насосу (рисунок 7.7) Відмінність його від насоса є в принципі дії. Робоча рідина, надходячи від насоса у підпоршневі камери гідромотору під тиском, створює зусилля на поршні в точці А (рисунок 8.1) від впливу голівки поршня на профільну доріжку статора й обертає ротор і вихідний вал.

 

 

Рисунок 8.1 – До принципу дії радіально-поршневого гідромотора

 

Крутний момент, створює сила Т, перпендикулярно спрямована до радіуса ротора і, отже, до сили Р. Тиск р рідини на торець поршня 1 площею створює силу

 

,

 

де d – діаметр поршня.

 

У напрямку радіусу статора діє також сила N . Без врахування сил тертя знаходимо:

 

.

 

З рисунка випливає, що:

 

, ,

 

де β – кут між віссю поршня і радіусом ПРО2А.

 

Нормальна складова, спрямована вздовж радіуса ПРО2А, навантажує статор 2, створює силу тертя поршня об поверхню статора, викликає згин і перекіс поршня. Поперечна сила T створює момент, що обертає ротор 3. Так як статор нерухомий, обертатися буде ротор.

Поперечна сила TR=T на плечі створює момент:

 

,

 

де – відстань від крапки додатка сили Т до центра обертання ротора:

 

.

 

Результуюча сил і , що діють на поршні, може бути визначена графічно (рисунок 8.2,а) шляхом побудови багатокутника сил з полюсом у крапці (рисунок 8.2,б).

 

 

Рисунок 8.2 – Графік результуючих сил, що діють в об'ємному гідромоторі

 

Крутний момент, у даний момент часу, який створюється поршнями в зоні нагнітання, дорівнює:

 

,

 

де К – число поршнів, що знаходяться в зоні нагнітання.

 

Аналогічно визначається крутний момент, від впливу поршнів у зоні зливу, що має протилежний напрямок:

 

,

 

де К1 – число поршнів, що знаходяться в зоні зливу.

 

Загальний момент, що крутить, на валу гідромотора дорівнює різниці

М12 тобто:

 

.

 

Графік будується також, як і графік витрати насоса ( дивись рисунок 7.8 ).

Нерівномірність крутного моменту, виражається залежністю:

 

. (8.3)

 

Зі збільшенням числа поршнів коефіцієнт нерівномірності зменшується. При парній кількості поршнів нерівномірність буде більше, ніж при непарному. Це пояснюється тим, що при парному числі поршнів два діаметрально розташованих поршні у визначені проміжки часу виходять з роботи.

Для гідромоторів з парною кількістю поршнів:

 

, (8.4)

 

з непарною кількістю поршнів:

 

.

 

Ефективний крутний момент:

 

,

 

де Мсер – середнє значення моменту, що при Zмало відрізняється від мінімального і максимального моменту, =0,84-0,85 для декількох типорозмірів.

 

Промисловістю випускаються радіально-поршневі гідромотори низькомоментні і високомоментні.

Аксіальні роторно-поршневі гідромотори

Розглянемо принцип дії аксіального роторно-поршневого гідромотора з похилим диском (рисунок 8.3).

 

а) б)

 

а – розрахункова схема,

б – схема формування крутного моменту.

 

Рисунок 8.3 – До принципу дії аксіально-поршневого гідромотора

 

Робоча рідина від насоса підводиться під поршні 2 з тиском , притискаючи їх до похилого диска 3 із силою , де - площа плунжера.

Силу можна розкласти на складові сили нормальну до поверхні диска і поперечну силу Т. Поперечні складові сили від впливу поршнів на диск у зоні високого тиску на плечах утворюють крутні моменти, що повертають ротор 1 і вихідний вал 4 гідромотори, з кутовою швидкістю відносно нерухомо розташованого диска 3.

Крутний момент створюваним одним поршнем:

 

 

Без врахування сил тертя голівки поршня об похилий диск маємо:

 

, .

 

Визначимо проекцію радіуса R (дивись рисунок 8.3,б) на вісь абсцис:

 

,

 

де φ1 – кут повороту ротора по напрямку зазначеному на рисунку стрілкою.

 

Сумарний крутний момент, що створюється поршнями в зоні нагнітання:

 

,

 

де К – число поршнів у зоні нагнітання.

 

При гідростатичному підпорі на виході гідромотора з тиском поперечні сили Т, що діють на поршні в зоні зливу, створюють протилежний момент:

 

,

 

де 1 – число поршнів у зоні зливу.

 

Результуючий крутний момент, на валу гідромотора при К=К1:

 

,

 

де ( рисунок 8.3, а).

 

Нерівномірність крутного моменту, визначається по формулі (8.3),

Ефективний крутний момент, на вихідному валу гідромотора

 

,

 

де =0,8-0,87 (не менше) для гідромоторів промислових моделей Г15-2, =9,4-133 Н.м ( для декількох типорозмірів).

 

 

Рисунок 8.4 – Графік залежностей крутного моменту, від кута повороту ротора; l – середнє значення моменту

 

Якщо К=К, то тоді і

, а .

Пластинчасті гідромотори

Таким чином, усі поршневі гідродвигуни розраховуються на сили, значно переважаючі сили, що створюють крутний момент.

В ідеальному випадку, тобто коли вся сила, що розвивається поршнем, використовується для створення крутного моменту, тоді співвідношення Т/р=1.

Таке положення має місце в пластинчастих гідродвигунах, де гідравлічна сила, що розвивається пластиною, цілком йде на створення крутного моменту. Внаслідок цього пластинчасті гідродвигуни мають найменшу металоємність.

Принципова схема, що пояснює виникнення крутного моменту у пластинчастому гідромоторі однократної дії представлена на рисунку 8.5. Кут ущільнювальної перемички, що розділяє вікно нагнітання від вікна зливу, повинний бути рівним чи більше кута між сусідніми пластинами, тобто . Причому , де z – число пластин. Момент, що крутить, від тиску робочої рідини створюється на пластині 1, противомомент – на пластині 2. На інших пластинах, що не розташовані на ущільнювальних перемичках, крутний момент не створюється через уравнювання сили тиску рідини з боку суміжних робочих камер.

 

 
 

а)

 

б)

 

а – поперечний перетин;

б – напрямок сил на торець пластини

 

Рисунок 8.5 – Принципова схема одноходового пластинчастого гідромотора

 

Крутний момент на пластині 1:

 

;

 

на пластині 2:

 

,

 

де перепад тиску на пластині (рн – тиск нагнітання, рс – тиск зливу);

b – ширина пластини,

r – радіус ротора,

радіуси-вектори (відстань від осі обертання ротора до точки дотику пластин зі статором).

 

Радіуси-вектори змінюються в залежності від кута (дивись рисунок 8.5, б) повороту ротора. Тому М1 і М2 не постійні.

Результуючий крутний момент на вихідному валу гідромотора:

 

 

З рисунка 8.5,б зауважуємо, що .

Отже .

Тому що приймемо cosγ=1, тоді:

 

 

де – кут між і .

 

Підставивши наближені значення й у рівняння (8.6) одержимо:

 

.

 

Для гідромоторів з парним числом пластин (=1800) одержимо:

.

 

При =0 крутний момент максимальний:

 

.

 

При - крутний момент, мінімальний.

Для гідромоторів з непарним числом пластин крутний момент без істотної похибки може бути записаний у наступному вигляді:

 

,

де при зміні від до 0;

при зміні від 0 до .

На рисунку 8.6 показана зміна крутного моменту в залежності від кута повороту ротора для гідромотора з парним числом пластин.

 

 

Рисунок 8.6 – Графік зміни моменту, що крутить, від кута повороту ротора

 

Крутний момент для двоходового гідромотора Мср (рисунок 8.7) визначається по формулі:

 

 

де і r0 - відповідно великий і менший радіуси концентричних ділянок профілей.

 

 

Рисунок 8.7 – Принципова схема пластинчастого гідромотора подвійної дії

 

З урахуванням товщини пластини формула (8.5) має вигляд:

 

(8.8)

 

де товщина пластин,

число пластин.

 

Формулу (8.8) можна одержати інакше. Підставивши у вираз крутного моменту , витрата для насоса дворазової дії:

 

 

одержимо:

 

.

 

Поперечна складова сила від тиску рідини під пластину для притиснення її до поверхні статора створює на робочій ділянці момент (позитивний на ділянці б-а, негативний на ділянці а-б).(дивись рисунок 8.5):

 

.

 

Тангенс кута визначимо з трикутника (дивись рисунок 8.5,б):

 

.

 

Отже

 

,

 

де зміна радіуса-вектора, що залежить від закону завдання профілю статора.

 

Рівняння крутного моменту на вихідному валу гідромотора з урахуванням моменту від сил на пластині 1:

 

,

 

де і крутні моменти, що створені пластинами відповідно на ділянках позитивних і негативних значень.

 

Нерівномірність моменту, що крутить, для гідромотора з парним числом пластин визначається по формулі (8.4), з непарним – по формулі (8.5).

Ефективний крутний момент на вихідному валу гідромотора:

 

,

 

де – . Для гідромоторів моделі, що випускаються промислово: Н·м.

 

Ролико-лопастні гідромотори

Ролико-лопастні гідромотори мають плавність обертання в широкому діапазоні чисел оборотів (від 0,1 до 2000 об/хв і більш), характеризуються малою величиною внутрішнього тертя, відсутністю пульсації крутного моменту.

Пристрій і принцип дії ролико-лопастних гідромоторів пояснюється схемою на рисунку 8.8.

 

Положення 4
Положення 3
Положення 2
Положення 1

 

Рисунок 8.8 – Схема роботи ролико-лопастного гідромотора

 

Основними елементами гідромотора є ротор 3 із двома лопастями 4, статор 1 і чотири замикачі 2, що синхронно обертаються за допомогою зубчастої передачі (на рисунку не показана).

Між лопостями ротора і замикачами утворені 4 робочі камери: 6, 7, 8, 9 , попарно повідомлених між собою. Дві з них знаходяться під робочим тиском, дві інші повідомлені зі зливом. Функціональне призначення робочих камер у процесі повороту ротора міняється.

Рідина від насоса підводиться через канали в порожнині 6 і 7 (положення 1). Сила, обумовлена тиском рідини на лопаті 4, створює крутний момент на роторі і приводить його в обертання. Злив рідини здійснюється через канали 10 по іншу сторону лопастей. Лопасті 4, пройшовши через пази в замикачах (положення 2), входять у камери 8 і 9, що повідомляються з тиском нагнітання рідини. Камери 6 і 7 повідомляються зі зливом (положення 3). При повороті ротора на 900 (положення 4) цикл роботи гідромотора повторюється.

Теоретичний крутний момент на вихідному валу гідромотора:

 

, (8.9)

 

де відстань від осі обертання ротора до центра тиску лопасті:

 

,

 

де – ефективна площа лопасті:

 

,

 

де – ширина лопати.

 

Підставивши значення r і у формулу (8.9), одержимо:

 

.

 

Фактичний крутний момент на вихідному валу гідромотора:

 

,

 

де - ефективний к.к.д. гідромотора.

 

Витрата рідини, споживана гідромотором:

 

, (8.10)

 

де - колова швидкість центра тиску лопасті.

 

Підставивши значення n,у формулу (8.10), одержимо:

 

.

 

З цього вираження знаходимо кутову швидкість ω обертання вала:

 

.

 

Фактична кутова швидкість буде менше розрахункової через витік рідини:

 

,

 

де 0 – об'ємний к.к.д. гідромотора.

 

Високомоментні гідромотори

Випускаються двох типів:

а) одноходові;

б) багатоходові.

Підвищення моменту на валах цих гідромоторів досягається шляхом збільшення їхнього робочого обсягу в результаті багаторазової дії робочого органа (поршня, пластини і т.п.) за один оберт вала або за рахунок підвищення обсягу робочої камери.

Принципова схема багатоходового високомоментного радіально-поршневого гідромотора показана на рисунку 8.9.

 

 

Рисунок 8.9 – Принципова схема багатоходового високомоментного гідромотора (порожнини нагнітання позначені знаками “+”, порожнини зливу – знаками “-”)

 

Гідромотор складається зі статора, на внутрішній поверхні якого міститься профільна направляюча, ротора 1 з поршнями 2 і розподільна осі (колектор) 5, жорстко з'єднаної з корпусом гідромотора.

При подачі рідини в підпоршневий простір поршні прагнуть висунутися і спираються своїми ковзанками 3 у профіль направляючої. У місці контакту поршня з профільної направляючої діє сила , що може бути розкладена на поперечну і нормальну складові. Поперечна складова створює крутний момент, який обертає ротор.

Коли поршень переходить з ділянки аб профільної направляючої на ділянку бв, підпоршневий простір з'єднується зі зливальною магістраллю і поршень, переміщаючи до центра ротора, витісняє робочу рідину на злив.

При одному оберті ротора кожен поршень робить трохи подвійних ходів у циліндрі, число яких залежить від кількості западин і виступів на профільній направляючій.

Питома витрата високомоментного гідромотора:

 

,

 

де - діаметр поршня,

- хід поршня,

- кількість ходів за один оборот вала,

- кількість поршнів у ряді,

- кількість рядів поршнів.

 

Сила від тиску рідини рна торець поршня діаметром дорівнює:

 

; при цьому , де .

 

Крутний момент, що створюється одним поршнем

 

,

 

де - відстань від центра обертання ротора до точки прикладення сили .

Щоб визначити тангенс кута в рівнянні (8.11) повернемо ротор гідромотора на елементарний кут (рисунок 8.10). Центр ковзанки поршня переміститься з крапки ПРО1 у крапку ПРО2.


 

Рисунок 8.10 – Розрахункова схема гідромотора

 

Отже .

Сторони трикутника .

Підставивши значення у формулу (8.11), після перетворень одержимо,

 

де - швидкість відносного переміщення поршня в циліндрі ротора,

- кутова швидкість обертання ротора.

 

Крутний момент m може бути визначений інакше. Елементарна робота поршня при його переміщенні на складає:

 

 

На вихідному валу гідромотора одержуємо елементарну роботу:

 

.

 

При теоретичних розрахунках одержимо:

 

 

Звідки:

 

,

 

де – приведена швидкість поршня.

 

Крутний момент, що створюється всіма поршнями, з урахуванням протитиску рс у зливальній порожнині гідромотора:

 

,

 

де і – відповідно відносна швидкість руху поршня в зоні нагнітання і зливу;

1 і 11 - кількість поршнів відповідно в зоні нагнітання і зливу;

– площа поршня.

 

Співвідношення числа поршнів і виступів на профільній направляючій статора вибирається звичайно виходячи з умов:

 

;

 

або

 

, (8.12)

 

де - число поршнів,

- число виступів (або западин).

 

На підставі рівняння (8.12) одержуємо:

 

;

тому

 

.

 

Відносна швидкість поршня, що залежить від форми направляючої, не повинна перевищувати 2,5 м/сек.

Одноходові високомоментні гідромотори

 

Являють собою радіальну кривошипно-шатунну гідромашину з зіркоподібним розташуванням поршнів. Вони одержали назву тихохідних високомоментних гідромоторів для безредукторного привода машин. Були створені в 1954 році фірмою “Чемберлейн Индастриз Лтд” (Англія) і одержали назву “Стаффа” (патент 1085232 -Англія).

Конструктивна схема кривошипно-шатунного гідромотора приведена на рисунку 8.11 (розподільник не показаний).

 

 

Рисунок 8.11 – Схема кривошипно-шатунного гідромотора

Робоча рідина від розподільника надходить у поршневу порожнину декількох робочих камер (на рисунку А, У, С та ін.), утворених у корпусі 1, і впливає на поршні 2. Виникаюча при цьому результуюча сила гідростатичного тиску передається через шатун 5 на ексцентриковий кулачок 6 приводного вала 4 і обертає його. За один оберт вала кожен поршень робить один робочий хід.

На Людиновском агрегатному заводі випускаються одноходові гідромотори типу МР-Ф-V/250 (10 типорозмірів) на питомі витрати від 100 до 6300 см і крутні моменти, М=375-9400 Нм.


Навантажувальні і регулювальні характеристики гідромоторів

об/хв
об/хв
300 об/хв

а)

 


об/хв