CC BY
204
УДК 621.25
ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ МОБИЛЬНЫХ МАШИН НА ЭКСТРЕМАЛЬНЫХ ЧАСТОТАХ
ВРАЩЕНИЯ
Г.А. Аврунин, доцент, к.т.н., Ю.В. Дехни ч, доцент, к.т.н., Е.В. Литвиненко, ст. преподаватель, Р.Г. Кухтина, магистр,
ХНАДУ
Аннотация. Рассмотрены проблемы, связанные с достижением экстремальных частот вращения гидромоторов как одним из главных направлений совершенствования объемных гидроприводов различного назначения.
Ключевые слова: объемный гидропривод, гидромотор, утечки и перетечки рабочей жидкости.
Введение
Одним из основных направлений совершенствования конструкций объемных гидропередач является расширение диапазона частоты вращения гидромотора.
Создание гидромоторов с широким диапазоном регулирования скорости позволяет в значительной мере упростить кинематические цепи между приводным двигателем и исполнительным механизмом за счет отказа от промежуточных редукторов и коробок передач и, тем самым, уменьшить массу и габариты машин, повысить эффективность производства и качественные показатели рабочего процесса.
Анализ публикаций
При написании настоящей статьи использованы результаты исследований ведущих ученых и специалистов в данной области объемного гидропривода, каталоги производителей гидромоторов и нормативные документы.
Цель и постановка задачи
Целью статьи является получение расчетных зависимостей по оценке возможностей работы гидромоторов на нижнем пределе регули-
рования скорости и условий обеспечения надежной работы на высоких частотах вращения в объемных гидроприводах мобильного применения. Для решения поставленных задач необходимо провести анализ факторов, влияющих на достижение экстремальных значений частот вращения на основе теоретических и экспериментальных исследований.
Расчет минимальной частоты вращения гидромотора
При разработке новых конструкций гидромоторов, проведении стендовых испытаний или в процессе эксплуатации гидропривода значительные трудности вызывает оценка возможностей их работы на малой частоте вращения. Исследованию рабочего процесса гидромоторов в области низких частот вращения посвящены работы отечественных и зарубежных ученых, в основе которых прежде всего лежал поиск причин неустойчивой работы гидромоторов на нижнем пределе регулирования скорости. К таким причинам относили геометрическую неравномерность рабочего объема, обусловленную конечным числом поршней и особенностями кинематики, влияние внешней нагрузки и ее момента инерции, неравномерность объемных и механических потерь мощности, сжимаемость РЖ в трубопроводах и поршневых камерах,
колебания коэффициента трения при переходе поршней гидромотора из состояния покоя в движение и наоборот, наличие нелинейного момента сопротивления в гидромоторе и нагрузке, имеющего отрицательный градиент изменения по скорости. Последний фактор является причиной возникновения автоколебаний гидропривода.
На рис. 1 представлена принципиальная гидравлическая схема объемного гидропривода, в котором регулирование частоты вращения гидромотора М осуществляется путем изменения проходного сечения гидродросселя ДР. Здесь же условно показаны параметры, учитываемые при анализе работы гидромотора на нижнем пределе регулирования частоты вращения.
Рис.1. Гидравлическая принципиальная схема объемного гидропривода с дроссельным способом регулирования частоты вращения гидромотора (к расчету минимальной частоты вращения).
На рис. 1 Н - насос; м - приводящий двигатель насоса; М - гидромотор; 3 - момент инерции нагрузки на валу гидромотора; ДР - гидродроссель регулируемый; КП1 - гидроклапан предохранительный насоса Н; КП2 - гидроклапан переливной (подпорный) для создания противодавления на выходе из гидромотора М; МН1 и МН2 - манометры; Б - гидробак; V - объем трубопровода, находящийся под давлением; 066 и - утечки и перетечки рабочей жидкости в гидромоторе, соответственно.
В результате обобщения исследований по изучению неравномерности вращения гидромоторов были определены параметры гидропривода, при которых автоколебания не возникают, а неравномерность вращения гидромотора обусловлена неравномерным характером изменения утечек по углу поворота вала [1]. При этом одним из условий отсутствия возникновения автоколебаний в гидроприводе является выполнение неравенства
'Па-ё-п'
(1)
где т- критерий герметичности, £ 1
4 • 106 тг О*
х = ■
60АрГд2 Па-ё-п'
(2)
Уа - рабочий объем гидромотора, п! 3: 01 -
утечки и перетечки РЖ в гидромоторе, ёЛ С1 : Ар - перепад давлений на гидромоторе, I 1а; 3 - приведенный к валу гидромотора момент инерции внешней нагрузки,
ёаЛ 2.
Коэффициент упругости РЖ.
4тг V 1
/■:„ V- МПа-с
(3)
где V - объем РЖ в напорной магистрали, т 3, Е п - модуль упругости РЖ, 11а .
После подстановки выражения (3) в (1) получим критическое значение коэффициента герметичности
_ 2 103тг I V 1
Хёб" V, \ I аё п
Цикл экспериментальных исследований, проведенных во ВНИИГидроприводе, позволил получить формулу для определения минимальной частоты вращения гидромоторов на основе оценки колебаний объемных потерь (утечек и перетечек РЖ) при изменении угловой координаты вала [2]
10
л-1И = (0,75-1,5)-
V,
л е1
-1
где О^ - утечки и перетечки РЖ, л/мин.
Последующие экспериментальные исследования позволили уточнить формулу (5) с учетом конструктивных особенностей гидромоторов и режимов нагружения. Так конструктивные особенности аксиально-поршневых гидромоторов дали более широкий разброс значений минимальной частоты вращения. Для гидромоторов с наклонным блоком цилиндров и гидромоторов с точечным контактом поршней и наклонным диском минимальная частота вращения может определяться по формуле (5). Для гидромоторов с гидростатической разгрузкой поршней и наклонным диском, как правило, выполненных на базе насосов, имеющих минимальное усилие прижима блока цилиндров к торцовому распределителю, минимальная частота вращения может быть определена по следующей формуле:
Гкы = (3....4)-
103
О.
ул
л е1
(6)
Приведенные формулы позволяют определить предельно возможную минимальную частоту вращения гидромотора, критерием которой является устойчивая (не менее 5 мин по продолжительности) работа со значительной неравномерностью вращения (до 200%, т.е. даже при кратковременных остановках вала), когда при дальнейшем, сколь угодно малом уменьшении расхода, вал окончательно останавливается. Если в технической характеристике гидромотора значения суммарных утечек и перетечек не приведены, то их определяют по известным значениям номинального расхода и частоты вращения
=о,8(еном-«ном ^ ю-з);
(7)
где Qííi - номинальный расход гидромотора, л/мин; п- номинальная частота вращения гидромотора, мин-1; 0,8 - поправочный эмпирический коэффициент, учитывающий отсутствие потерь на сжатие РЖ при минимальной частоте вращения (получен экспериментальным путем).
Как правило, значения Qíii и пш приведены в технических характеристиках гидромоторов стран СНГ, для гидромоторов западных фирм обычно приводят значения утечек или универсальные (топографические) характеристики, по которым суммарные утечки и перетечки определяют графо-аналити-ческим методом. Практические рекоменда-
ции по обеспечению работы гидромоторов на минимальных частотах вращения, полученные на основании опыта эксплуатации гидроприводов различного назначения и стендовых испытаний гидромоторов:
1) минимальная частота вращения, требуемая при эксплуатации, должна быть не менее чем в 2 раза большей, чем указанная в технической характеристике (кроме случаев, когда гидромотор будет эксплуатироваться при перепаде давлений существенно меньшем номинального или на РЖ повышенной вязкости). Указанное требование обусловлено тем, что по мере наработки ресурса с ростом износа прецизионных пар увеличиваются утечки и перетечки РЖ, существенно влияющие на значение минимальной частоты вращения;
2) для получения стабильной работы гидромотора на низких частотах вращения необходимо: тщательно смонтировать гидромотор относительно приводного механизма, обеспечив минимальную несоосность валов; предельно сократить длину трубопроводов от гидромотора до органа регулирования подачи (насоса или регулятора расхода); избегать гибких шлангов; обеспечить постоянное стабильное противодавление на сливе из гидромотора; обеспечить герметичное отключение манометров контроля давления в магистралях гидромотора; обеспечить выпуск воздуха из гидросистемы; подобрать по каталогу гидромотор с минимальным уровнем утечек и перетечек РЖ; эксплуатировать гидропривод на РЖ повышенной вязкости (за счет подбора сорта РЖ или поддержания соответствующего температурного режима); использовать для регулирования подачи дроссельный регулятор расхода на входе в гидромотор или дросселирующий гидрораспределитель (электрогидравлический усилитель мощности) с обратной связью по скорости вращения выходного вала; при работе в приводе с машинным регулированием обеспечить соответствие минимального уровня подачи насоса требуемому для приведения гидромотора с заданной минимальной частотой вращения.
Определение максимальной частоты вращения гидромашин
Работа гидромашин на повышенных частотах вращения ограничивается следующими факторами: перегревом узлов трения качения и скольжения с последующим задирообра-зованием и заклиниванием контртел; сниже-
нием всасывающей способности насосов, вызывающей кавитацию и отказ в работе гидропривода; высокими динамическими нагрузками, приводящими к отрыву поршневых групп от задающего их движение элемента (например, профильного копира в ра-диально-поршневых гидромоторах многократного действия); уменьшением ресурса подшипников качения; повышенным уровнем шума; резким снижением КПД гидромашин из-за роста потерь мощности - объемных по зазорам прецизионных пар в связи с падением вязкости РЖ и гидромеханических в связи с повышением перепада давлений на протекание РЖ по каналам распределительных узлов гидромашин, барботажных на перемешивание РЖ в корпусе и др.
Наиболее актуальны вопросы обеспечения работоспособности на повышенных частотах вращения для гидромоторов, особенно при эксплуатации в замкнутой цепи циркуляции РЖ и на режимах частичных нагрузок, когда утечки по зазорам прецизионных пар трения недостаточны для эффективного отвода нарабатываемого тепла. Поддержание требуемой по технической характеристике гидромашин температуры РЖ в гидроприводе обеспечивается, как правило, теплообмен-ными аппаратами масло-водяного и масло-воздушного типов. Для маломощных и стационарных гидроприводов часто бывает достаточно поддержания определенной температуры в гидробаке как средней по значению в гидросистеме и не превышающей обычно 50-60°С. В гидроприводах, использующих современные насосы и гидромоторы с высоким уровнем давлений и частот вращения, особенно в мобильных машинах с замкнутой цепью циркуляции, где температура РЖ даже в гидробаке превышает 60-70°С, а в корпусах гидромашин достигает более 100°С, возникает проблема локального отвода тепла от узлов трения (поршневых пар, распределительного узла, подшипников качения и скольжения). Негативными последствиями неэффективного отвода тепла являются задиры на поверхностях контртел или их заклинивание, повышенный износ подшипников и др. Для обеспечения локального охлаждения гидромашин разрабатываются различные конструкторские мероприятия, в основном сводящиеся к прокачке РЖ через корпуса гидромашин или конкретные узлы трения. Поэтому определение расхода РЖ, необходимого для охлаждения узлов трения объемных гидромашин, имеет важное значе-
ние с точки зрения обеспечения их функционирования в широком диапазоне нагрузок и частот вращения. Большое значение имеет определение расхода для локального охлаждения при создании новых гидромашин, когда первоначальные стендовые испытания ведутся на холостом ходу, при котором из-за низких давлений собственные утечки малы и, как правило, недостаточны для охлаждения. Явления местного перегрева гидромашин также часто имеют место при подготовке гидроприводов вращения к эксплуатации при длительной работе гидромоторов на холостом ходу и повышенных частотах вращения.
Для ориентировочной оценки возможностей работы гидромашин на максимальной частоте вращения рекомендуют использовать опытные значения так называемого скоростного показателя (коэффициента быстроходности [3])
Сп = п Ур'ъ, i ei 1 ni , (8)
где п - частота вращения насоса или гидромотора, i ci 1 .
На основании накопленного опыта испытаний и эксплуатации объемных гидромашин их производители рекомендуют необходимые расходы прокачки РЖ, обеспечивающие функционирование на форсированных скоростных режимах. Так, например, для ради-ально-поршневых высокомоментных гидромоторов однократного действия серии MR фирмы «RIVA CALZONI» (Италия), достигаемые значения выходной мощности гидромоторов при длительной нагрузке связаны с условиями охлаждения рабочих элементов для двух режимов работы - без прокачки РЖ через корпус и с прокачкой [4]. При этом в зависимости от типоразмера гидромотора расход прокачки РЖ составляет от 6 до 20 л/мин. Введение прокачки РЖ через корпус позволяет поднять значение постоянной мощности в 1,5 раза для гидромоторов серии MR и 1,3-1,5 раза для серии MRE с прокачкой через корпус гидромотора. Фирма «Parker Hydraulics» (США) для аксиальнопоршне-вых гидромоторов с наклонным блоком цилиндров серии F11/F12 рекомендует введение прокачки РЖ через корпуса гидромашин при достижении определенных значений частоты вращения, что дает возможность увеличения максимальной частоты вращения в 1,2-1,6 раза [5].
Особое значение вопросы отвода тепла имеют для гидромоторов, которые работают, как правило, в более напряженных скоростных режимах чем насосы и не имеют возможности обеспечения охлаждения за счет использования избытка производительности подпи-точного насоса. Например, испытания аксиально-поршневых гидромоторов типа A2FM с рабочим объемом 180 и 355 см3 производства «Rexroth Bosch Group» показали, что потери мощности холостого хода в зоне максимальных частот вращения достигают более 20 кВт. В связи с этим для аксиальнопорш-невых гидромоторов с наклонным блоком цилиндров серий A2FM и A6VM с рабочим объемом от 28 до 1000 см3 концерн «Rexroth Bosch Group» рекомендует введение прокачки РЖ в количестве от 3,5 до 25 л/мин. Для повышения долговечности подшипников качения или при работе на огнестойких РЖ класса HF рекомендуется прокачка РЖ через отверстие «U» в корпусе гидромотора, расположенное в зоне подшипников выходного вала. Значение расхода прокачки РЖ через корпус гидромотора определяют по формуле
önp = КР АР, л/мин,
(9)
где АР - потери мощности в гидромоторе, кВт, кпр - коэффициент прокачки, определяемый как отношение расхода прокачки РЖ, приходящегося на единицу потерь мощности, л/(мин.кВт).
Потери мощности в гидромоторе определяют по разности затрачиваемой и выходной мощности (эти оба вида потерь существенны при работе под нагрузкой),
АкВт, (10)
60
9550
где Рзатр - затрачиваемая гидромотором мощность, кВт; Райб - выходная (полезная) мощность гидромотора, кВт; 0:М) - расход на входе в гидромотор, л/мин; Ар - перепад давлений (номинальный или рабочий, т.е. на эксплуатационном режиме), МПа; п - частота вращения гидромотора, мин- ; М - крутящий момент, развиваемый гидромотором и определяемый по формуле
I = 0,159 Va Ар г|а , Н.м,
(11)
% - гидромеханический КПД гидромотора, или ориентировочно, по следующей формуле
АР « (0,15-0,2)
М п 9550'
кВт.
(12)
Исходя из того, что гидромеханический КПД современного гидромотора на повышенных частотах вращения не превышает 80-85%, а для режима холостого хода потери мощности определяют по формуле
АР«« =
I
9550
0,159 К Арбб п
--8 Fo ° , кВт, (13)
9550 v '
где I 33 = 0,159 А/>33 - момент трения
холостого хода гидромотора (момент собственных потерь при определенной максимальной частоте вращения), Н.м, Архх - перепад давлений холостого между входной и выходной магистралями гидромотора, МПа, п - частота вращения гидромотора, мин- .
В результате обобщения результатов экспериментальных исследований и рекомендаций инофирм формула (9) могут быть представлены в виде, позволяющем найти требуемое значение расхода прокачки через корпус гидромотора, обеспечивающего надежное функционирование на максимальной частоте вращения и мощности при к1Ь = 0,6 л/(мин.кВт)
g™ = 0,6 АР, л/мин.
(14)
Рекомендуемое значение коэффициента прокачки является ориентировочным и в ряде случаев завышенным, так как для конкретного гидромотора и условий его эксплуатации могут быть достаточными меньшие значения. Следует отметить, что минимизация коэффициента прокачки требует проведения большого объема опытных работ и связана с риском выхода из строя гидромашин.
Выводы
Разработаны практические рекомендации по определению минимальной частоты вращения гидромоторов.
На основании обобщения экспериментальных данных получено значение расхода прокачки, приходящегося на единицу потерь мощности, обеспечивающего функционирование гидромашин на максимальных частотах вращения.
п
Литература
1. Прокофьев В.Н., Борисов Б.П. Неравно-
мерность движения гидропривода при работе на нижнем пределе диапазон регулирования // Известия вузов. Машиностроение. - 1974. - N3. - С. 59-64.
2. Аврунин Г.А. Анализ методов расчетного
определения минимальной частоты вращения гидромоторов // Промислова пдравлша i пневматика - 2005. - №1 (7). - С. 78-82.
3. Кулагин A.B., Демидов Ю.С., Прокофьев
В.Н., Кондаков Л.А. Основы теории и конструирования объемных гидропередач / Под ред. В.Н. Прокофьева. - Высшая школа. 1967. - 400с.
4. Каталог фирмы «Mannesmann Rexroth» -
Изделие фирмы «RIVA CALZONI S.p.A.» /Bologna RRS 15 228/06.96. Ра-диально-поршневые гидромоторы с постоянным рабочим объемом: типы MR и MRE.
5. Каталог фирмы «Parker Hydraulics» HY 02-
8029/UK. Axial Piston Pumps/Motors -Fixed Displacment Series F11/12.
6.Аврунин Г.А., Бибик Д.В., Кабаненко И.В. Исследование объемной гидропередачи с шариковыми поршнями // Пщвищен-ня ефективности перевантажувальних, бyдiвельних i колшних робгг на транспорта - Зб. наук. праць. УкрДАЗТ. -2006. - Вип. 73. - С. 139-145.
Рецензент: Л.В. Назаров, д.т.н., профессор, ХНАДУ
Статья поступила в редакцию 6 июня 2007 г.
