Конструкторская часть

2. Конструкторская часть

 

Расчет гидротрансформатора. Постановка задачи расчета гидротрансформатора

При расчете гидротрансформатора задаются формой и размерами круга циркуляции, а также размерами, определяющими размещение решеток отдельных колес, кроме этого, определяют значения расхода жидкости, протекающей по проточной части, и напор, развиваемый насосом.

Профилирование лопастей рабочих колес и определение внешних и внутренних характеристик гидротрансформатора также входит в расчет. Исходя из требований, изложенных в задании на проектирование трансмиссии, выбирают определенный тип гидротрансформатора. При этом число ступеней берется ориентировочное в зависимости от требуемого расчетного передаточного отношения. Лопасти профилируют при помощи треугольников скоростей.

Анализ совместной работы колес проводится при помощи расходно-напорных характеристик колес и кривых, характеризующих изменение потерь напора с изменением расхода. При этом обычно предполагается, что расход везде одинаков. Все эти вопросы описаны в литературе. Точность этих операций зависит от точности определения потерь энергии в рабочих колесах и определения отклоняющей способности лопаток рабочих колес.

Наиболее сложной является первая задача. Задача расчета значительно упрощается, если можно использовать геометрически подобный прототип передачи. При этом расчет проточной части сводится к определению размеров круга циркуляции и его элементов по формулам коэффициентов мощности А или момента Я, а углы лопаток и их профилировку выбирают одинаковыми для модели и проектируемой передачи.

Применяемые методы расчета гидротрансформатора основаны на использовании опытных коэффициентов, найденных экспериментально и оценивающих лопаточную систему трансформатора в целом или на использовании геометрического и кинематического подобия. Одна из первых методик расчета потерь, предложенная А.П. Кудрявцевым, основана на введении понятия общего коэффициента сопротивления лопастной системы, представляющего собой отношение потерь напора Ah к среднему скоростному напору.

Учитывая особенности гидропередачи (длину каналов, образованных лопастными системами проточной части, сложность процессов внутри проточной части, влияние рабочих элементов и самих потерь друг на друга), А.Я Кочкарев рассматривает потери, которые можно выявить в результате опытов и для которых можно получить соответствующие коэффициенты потерь.

Предлагая описанный выше метод, А.Я. Кочкарев указывает в то же время на приближенность получаемых значений, поскольку коэффициенты потерь получены из анализа конкретных проточных частей с определенными геометрическими и кинематическими соотношениями. Возможность их использования в других случаях требует специальных исследований.

Д.Я. Алексапольский считает, что при такой трактовке коэффициент К в этой формуле имеет тот же смысл, что и коэффициент сопротивления проточной части гидротрансформатора и рекомендуемая величина К приемлема только для гидротрансформаторов тех типов, на основании испытания которых она дается. При раздельном определении потерь коэффициент потерь на трение X можно определять по графику для труб с естественной шероховатостью.

Потери от диффузорности определяются как потери в коническом диффузоре с эквивалентным углом расширения. Потери от поворота потока в меридиональной плоскости и в межлопаточном канале в неподвижных и вращающихся колесах считаются пропорциональными квадрату меридиональной скорости, причем коэффициент пропорциональности рекомендуется брать равным 0,1-0,15.

В отличие от Д.Я. Алексапольского, И.Ф. Семичастнов при определении потерь на поворот потока не разделяет их на потери от поворота в двух плоскостях (в меридиональной плоскости и в межлопаточном канале), но в то же время вводит новые категории потерь, связанные с внезапным сужением и расширением потока на кромках колеса при входе и выходе из межлопаточного канала. Таким образом, И.Ф. Семичастнов предлагает следующую классификацию потерь.

Г.М. Хуршудян предполагает, что потери на поворот связаны с неравномерностью распределения скорости по сечению канала и пропорциональны квадрату расхода, он рекомендует учитывать их при помощи коэффициента А (вместе с потерями на трение), причем для определения коэффициента А нужны соответствующие поправки, учитывающие специфику течения жидкости в каналах гидротрансформатора.

При расчете потерь на трение принимаются следующие допущения: вращение колеса не влияет на величину потерь; распределение скорости поперек каналов равномерное; канал рассчитывается как участки трубы бесконечной длины, т. е. потери на трение определяются, как для труб и каналов с различными геометрическими формами.

Увеличение коэффициента потерь Я в 3 раза по сравнению с объясняется спецификой течения жидкости в гидротрансформаторах. Указывая на сложность учета явлений, связанных с ударным обтеканием лопасти, Г.М. Хуршудян подчеркивает, что рекомендации А.П. Кудрявцева и К. Пфлейдерера не всегда подтверждаются испытаниями гидротрансформаторов.

Все изложенные методики можно, таким образом, разделить на две группы: методики, в которых потери вычисляются при помощи объединенного коэффициента потерь канала, и методики, где потери вычисляются, как сумма потерь от местных сопротивлений. В первом случае оказывается затрудненным использование опыта, поскольку общий коэффициент потерь канала может быть перенесен только на близкий по параметрам объект.

В случае же раздельного определения коэффициентов потерь для каждого вида сопротивлений в канале не учитывается их взаимное влияние, что также должно ограничивать область использования этих значений близкими конструкциями. Обобщая вышесказанное, можно утверждать, что известные методы расчета потерь в проточной части гидротрансформаторов основаны на использовании коэффициентов потерь, полученных при экспериментальном исследовании каналов различной конфигурации.

Специфику течения жидкости в гидротрансформаторе авторы учитывают введением соответствующих поправок к этим коэффициентам. Поправки определяются на основании опыта исследования определенных (но различных) проточных частей, поэтому величины коэффициентов потерь получаются различными, хотя во всех случаях наблюдается удовлетворительное совпадение расчетных и экспериментальных кривых.

В.И. Лапидус считает, что изложенный А.П. Кудрявцевым метод расчета можно использовать в случаях, когда имеется готовый трансформатор, близкий по своим свойствам к проектируемому. При различном расчете потерь, вызванных на одном и том же участке различными причинами, не может быть учтено взаимное влияние различных видов потерь, проявляющееся в соответствующем перераспределении скоростей в потоке.

Подбирая различные коэффициенты сопротивления и удара, можно получить желаемую точность совпадения напорного баланса с данными испытаний. Однако такое совпадение не является подтверждением справедливости метода расчета, поскольку может оказаться, что для гидротрансформатора другой конструкции напорный баланс сходится лишь при других значениях поправочных коэффициентов.

Описанные методы расчета, учитывающие специфику различных проточных частей гидротрансформатора, имеют определенные достоинства, связанные с относительной простотой и надежностью результатов расчета для данного гидротрансформатора, и применяются при их совершенствовании и доводке.

К числу недостатков, общих для всех методов расчета потерь в гидротрансформаторе, следует отнести отсутствие общепринятой методики выбора на основании опыта коэффициентов потерь и как следствие этого - невозможность использования опытных данных при расчете новой проточной части, не имеющей близкого прототипа. Одним из методов расчета, широко применяемых в практике турбостроения, является метод теории решеток, основанный на использовании результатов продувки плоских пакетов профилей.

Процесс преобразования гидравлической энергии в механическую на лопатках рабочих колес сопровождается потерями: профильными, связанными с явлениями на поверхности профиля; концевыми, возникающими на поверхностях, ограничивающих лопатки по концам (по размаху); объемными; это утечки жидкости через зазоры между лопаточными венцами и корпусными деталями; потерями, связанными с нерациональной организацией потока в ступени.

Профильные потери. При обтекании профиля плоским потоком вязкой жидкости возникают потери энергии, обусловленные вязкостью. У поверхности профиля образуется пограничный слой, где скорость потока изменяется от некоторого значения величины скорости w до 0. В этой области потока есть скольжение слоев жидкости относительно друг друга и возникают потери трения, которые составляют большую часть профильных потерь. Пограничный слой может быть ламинарным и турбулентным.

В последнем случае потери оказываются большими. При увеличении числа Re пограничный слой становится тоньше. При этом при определенных соотношениях вязкости и скорости потока поверхность становится гидравлически шероховатой: высота неровностей становится больше толщины пограничного слоя и величина шероховатости оказывает влияние на величину профильных потерь.

Если течение в межлопаточном канале диффузорное, то может наступить отрыв потока, сопровождающийся особенно большими потерями. Физическую картину явлений, приводящих к отрыву, можно представить как результат торможения потока. При этом величина кинетической энергии потока падает, и возросшее давление вниз по потоку приводит к его отрыву.

Сложность расчета гидравлического к. п. д. гидротрансформатора объясняется спецификой процессов, происходящих в его проточной части.

Определение безразмерной характеристики гидротрансформатора – прототипа.

Из формулы расчета момента насоса выражаем коэффициент нагрузки насоса

где

коэффициент нагрузки насоса,

удельный вес,

n_Н – число оборотов насоса,

D – активный (профильный) диаметр гидротрансформатора.

1)

2)

3)

4)

5)

6)

Определение характеристики входа трансформатора

Определяем активный диаметр гидротрансформатора

где М_Нрасч – момент по графику при n_расч, М_Нрасч = 875 Нм;

коэффициент нагрузки при i = 0;

n_расч = n_eNmax = 1680 об/мин.

Определяем зависимость момента насоса от числа оборотов в зависимости от передаточного отношения гидротрансформатора. Графически эта зависимость представляет собой пучок квадратных парабол. Этот пучок пересекает кривую крутящего момента на каком-то участке этой кривой.

Задаемся передаточным отношением и числом оборотов до тех пор, пока параболы не пересекут кривую крутящего момента.

i = 0

1)

2)

3)

4)

5)

6)

7)

8)

9)

i = 0,2

1)

2)

3)

4)

5)

6)

7)

8)

9)

i = 0,4 и i = 0,6 совпадают с i = 0,2

i = 0,8

1)

2)

3)

4)

5)

6)

7)

8)

9)

i = 0,9

1)

2)

3)

4)

5)

6)

7)

8)

9)

10)

При данном положении пучка парабол не обеспечивается использование максимальной мощности двигателя, поэтому необходимо уменьшить величину активного диаметра гидротрансформатора.

Изменяя величину активного диаметра, определяем его значение, при котором обеспечивается использование максимальной мощности двигателя, D = 0,466 м. Момент при этом диаметре равен 803 Нм при 2100 об/мин, что равно моменту при максимальной мощности двигателя.

Определив активный диаметр гидротрансформатора, рассчитываем момент насоса, Нм

Определение выходной характеристики системы двигатель-гидротрансформатор

Определяем точки совместной работы двигателя внутреннего сгорания и гидротрансформатора.

Для каждого выбранного значения передаточного отношения гидротрансформатора определяем значение крутящего момента на валу турбины и число оборотов этого вала, соответствующее найденному значению крутящего момента. Расчет проводится по формулам

1) i = 0; М_Н = 870 Нм; n_Н = 1670 об/мин.

2) i = 0,2; М_Н = 880 Нм; n_Н = 1630 об/мин.

3) i = 0,4; М_Н = 880 Нм; n_Н = 1630 об/мин.

4) i = 0,6; М_Н = 880 Нм; n_Н = 1630 об/мин.

5) i = 0,8; М_Н = 865 Нм; n_Н = 1730 об/мин.

6) i = 0,9; М_Н = 825 Нм; n_Н = 2000 об/мин.

 

Выводы

При исполнении данной курсовой работы была достигнута ее основная цель, а именно закрепление знаний о данной спецмашине, ее конструкции, агрегатах и узлах, принципе работы самой машины, ее назначении для использования в аэропорту.

В ходе курсовой работы была сделана общая характеристика спецмашины, работы ее агрегатов и систем. Также были изучены особенности ее конструкции, выучено ее назначение для работы на предприятиях с авиационной деятельностью.

Данные полученные в результате курсовой работы можно использовать при работе с данной спецмашиной в аэропорту.

 

Список литературы

1.  Специальные машины аэропортов. Универсальные заправщики и гидроагрегаты: Лабораторные работы 3,4 для студ спец. 13.03.00 "Технич. экспл. лет. аппар. и двиг." специализации 13.03.08 "Технич. экспл. и ремонт

средств механиз. и автоматиз. аэроп." / сост.: Г.А.Санников, Д.А.Щербина; Министерство образования Украины, Киевский институт инженеров гражданской авиации. - Киев, 1990(93). - 60 с.

2.  Автоматизация производственных процессов технической эксплуатации летательных аппаратов: Учебное пособие для вузов гражданской авиации / Лисицын Владимир Сергеевич, Чинючин Юрий Михайлович, Смирнов Н.Н. - Москва: Транспорт, 1985. - 248с .

3.  Авиационная наземная техника: Справочник / Канарчук В.Е., Гелетуха Г.Н., Запорожец В.В.; под. ред.: В.Е.Канарчука. - Москва: Транспорт, 1989. - 278 с.

4.  http://revolution.

5.  http://gidravlikprivod.ru/raschet_gidrotransformatora/5.html