Устойчивость ротора аксиально-поршневой гидромашины Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

пространстве. Площадь контакта зерен токо-проводящего абразивного круга с обрабатываемой поверхностью увеличивается. Количество контактных мостиков увеличивается, температура при этом возрастает.

В Ы В О Д Ы

1. Получены зависимости температуры Т от технологических факторов МЭШ (I, В, 5, t, V).

2. Установлено наличие термических зон МЭШ.

3. Выделение теплоты в зоне обработки МЭШ происходит в основном за счет влияния технологического тока. Действие технологических параметров МЭШ на температуру в зоне обработки можно расположить в следующем порядке: I ^ t ^ V ^ ^ В.

4. Изменение температуры в зоне МЭШ оказывает влияние на производительность процесса МЭШ и качество поверхностного слоя покрытия.

Л И Т Е Р А Т У Р А

1. Дмитриченко, Э. И. Роль режимов магнитно-электрического шлифования на теплообразование в зоне контакта / Э. И. Дмитриченко // Материалы, оборудование и ресурсосберегающие технологии: материалы междунар. науч.-техн. конф.: в 3 ч. / М-во образования Респ. Беларусь, М-во образования и науки Рос. Федерации, Моги-левский облисполком., Нац. акад. наук Беларуси, Бел.-Рос. ун-т; редкол.: И. С. Сазонов (гл. ред.) [и др.]. - Могилев: Бел.-Рос. ун-т, 2006. - Ч. 1. - С. 50-51.

2. Резников, А. Н. Теплофизика процессов механической обработки материалов / А. Н. Резников. - М.: Машиностроение, 1981. - 279 с.

Поступила 10.10.2007

УДК 621.225.7

УСТОЙЧИВОСТЬ РОТОРА АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВОЙ ГИДРОМАШИНЫ

Асп. МАКОВСКИЙ М. А., докт. техн. наук, проф. ШЕВЧЕНКО B. C., канд. техн. наук, доц. КОРОЛЬКЕВИЧА. В.

Объединенный институт машиностроения НАН Беларуси

Мощность гидромашины определяется по известной формуле

N=рУ0п,

где р - рабочее давление; У0 - рабочий объем гидромашины; п - частота вращения вала гидромашины.

Повышение давления ограничивается такими факторами, как долговечность, надежность, КПД, прочность, динамическая нагруженность и др. Увеличение рабочего объема влечет рост габаритов, веса, стоимости.

Увеличение частоты вращения приводит к таким негативным явлениям, как:

• неустойчивость ротора, т. е. полная потеря герметичности гидромашины из-за отрыва блока цилиндров от распределителя;

• увеличение скорости движения рабочей жидкости в окнах распределителя из-за повышения расхода и окружной скорости ротора;

• снижение КПД из-за более интенсивного перемешивания рабочей жидкости в корпусе гидромашины.

Расход рабочей жидкости в системе определяется насосом. Окружная скорость ротора в зоне распределителя может быть снижена за счет уменьшения его радиуса. В случае применения плоских распределителей такое уменьшение приводит к тому, что результирующий вектор сил прижима и отжима ротора находится на значительном расстоянии от оси вращения ротора и зазор в паре «ротор - распределительный диск» становится клиновым, что существенно уменьшает долговечность пары

и гидромашины в целом. Это подтвердили экспериментальные исследования [1].

Предложено также выполнять торцовый распределитель гидромашины сферическим [2]. Вместо баланса сил прижима и отжима в этом случае удобнее использовать баланс моментов относительно точки опоры ротора на его оси. Уменьшение радиуса распределителя уменьшает периметр утечек и радиус трения пары распределителя, а также позволяет увеличить ширину окон распределителя. При повышении угловой скорости ротора желательно удалить жидкость из зоны вращения ротора, вследствие чего несколько возрастает КПД гидромашины.

На рис. 1 представлена схема сил и моментов, действующих на ротор гидромашины при ее работе. Отжать ротор от распределителя стремятся моменты: от динамической неуравновешенности ротора - МР, гироскопический -Мг, от боковых сил, действующих на поршни, -Мы. Момент МР возникает вследствие того, что поршни находятся в роторе на различной высоте относительно его основания. Боковые силы появляются в результате отклонения шатунов от оси цилиндров ротора.

F

Рис. 1. Схема сил и моментов, действующих на ротор гидромашины

В рабочем положении ротор удерживается силой Ру = Рпр + Рп, где Рпр - усилие пружины; Рп - результирующая сила гидравлического прижима и отжима ротора. При этом пренебрегаем силами трения и неуравновешенностью масс жидкости в цилиндрах ротора.

Момент MF может быть определен по зависимости [3]

i=z

MF = ига2r2tga^sin2 ф,

i =1

где т - масса поршня и часть массы шатуна, приведенная к поршневой головке; ю - угловая скорость ротора; r - радиус вращения поршней; a - угол наклона ротора относительно вала; ф - то же поворота ротора; z - количество поршней.

Гироскопический момент

Мг = Jraran,

где J - момент инерции блока; юл - угловая скорость поворота люльки ротора. Момент боковых сил

MN =

nd2 4l

(r -гв cos a)r tg a x

z ±1

~ 2

sin2 ф-

sin2 ф

z±1

1=—+1 2

где гв - радиус расположения опор шатунов во фланце вала; рн и рп - давления нагнетания и подпитки соответственно; d - диаметр поршня; l - длина шатуна.

Для гидромашины с рабочим объемом V0 = = 250 см3 численные значения моментов составили: MF = 43,20 Нм; Мг = 4,55 Нм; MN = 0,56 Нм.

Гироскопический момент Мг действует в плоскости, перпендикулярной плоскости момента MF, и при векторном сложении его роль невелика, мал и момент MN. Для упрощения расчетов отнесем их к коэффициенту неучтенных нагрузок X. Для упомянутой гидромашины V0 = 250 см3 при частотах вращения ротора до n = 3000 об/мин можно принять коэффициент X = 1,12.

С учетом замены малых величин моментов коэффициентом X опрокидывающий момент для насоса

i=z

Мопр.н = r2tgaI sin2 ф.

i=1

Для гидромотора с учетом того, что га =

sin a

= raa -, и для небольших углов tga =

max sin a

= sina, запишем это выражение в виде линейной зависимости

x

Mопр.м = Xm®®amax sin amaxr

<X sin2 ^ = F

i=1

где юг

угловая скорость вала гидромотора при

a amax-

Заменим опрокидывающие моменты Мопр.н и Мопрм открывающими блок от распределителя

силами Ропр.н и Ропр.м

P = M-

" опр

r„.

где гоп - наружный радиус распределителя. На рис. 2 представлены зависимости P(n).

Р, Н

1000

500

Р 1 ун / Ропр.н

Р 1 пр.м \ /, / / Р 1 ум

Р 1 пр.н Л. /- / Р 1 опр.м

✓ / / у

/

1000

2000 n, об/мин

Рис. 2. Зависимости отрывающих и удерживающих усилий от угловой скорости: Ропрн и Ропр.м - усилия, отрывающие блок от распределителя насоса и гидромотора; Рпр.н и Рпр.м - усилия пружин; Рун и Рум - усилия, создаваемые центробежными механизмами прижима роторов насоса и гидромотора

Центральная пружина блока создает большое усилие при пуске гидромашины и перестает удерживать блок в рабочем состоянии при

Ю Юкрит.

Критическую угловую скорость ротора, выше которой произойдет отжим ротора от распределителя, можно вычислить по формуле [4]

ю = -

кр

-b ±л/b2 - 4ac

2a

где a = mr'

r2tg a^ sin2 ф; b = c =

уд оп

X

При выборе частоты вращения вала гидромашины п воспользуемся коэффициентом запаса по частоте

п ю

k _ кр __кр

п п ю

При выборе частоты вращения вала гидромашины можно воспользоваться коэффициентом запаса по усилию

kF =

P

P

опр

Соотношение этих коэффициентов вытекает из функциональной зависимости P = f (ю2)

к = к2 K-F - Кп .

Силы, удерживающие блок в рабочем положении, следует определять по характеристикам Рун и Рум. Такими характеристиками обладают центробежные механизмы. Для автоматического уравновешивания ротора предложен оригинальный механизм [5]. Апробирование грузового центробежного механизма показало хорошие результаты.

В Ы В О Д

Проведен анализ повышения мощности аксиально-поршневых гидромашин. При увеличении угловой скорости вала гидромашины возникает потеря устойчивости ротора, что приводит к полному отказу гидромашины. Рассмотрены основные факторы, отрывающие ротор от распределителя, и способы удержания ротора в рабочем состоянии, в том числе с помощью центробежного механизма. Такой механизм был изготовлен, испытан на Минском тракторном заводе и показал хорошие результаты.

Л И Т Е Р А Т У Р А

1. Пасынков, P. M. Исследование торцового распределителя аксиально-поршневого насоса НПА-64 / P. M. Пасынков // Вестник машиностроения. - 1964. -№ 4. - С. 13-15.

2. Thoma, H. Physical Reseach Applied to Machine Design / H. Thoma // Engineering, December 20, 1957(778-781).

3. Королькевич, А. В. Об устойчивости блока цилиндров аксиально-поршневого гидромотора / А. В. Королькевич // Тракторы и сельхозмашины. - 1970. - № 7. -С. 10-12.

4. Королькевич, А. В. Обеспечение устойчивости блока цилиндров гидромашин трансмиссии трактора / А. В. Королькевич // Тракторы и сельхозмашины. - 1977. -№ 6. - С. 10-12.

5. Центробежный механизм прижима блока цилиндров аксиально-поршневой гидромашины: а. с. № 397673 СССР / А. В. Королькевич [и др.] // Бюл. изобр. - 1973. -№ 37.

Поступила 26.06.2007

0

i=1