Визначення зусилля серводвигуна робочого колеса

При проектуванні нових типів і конструкцій робочого колеса об'єм елементів визначають розрахунком, причому складні деталі розбивають на ряд геометрично простих фігур, об'єми яких підсумовують. Об'єм пера лопаті знаходять як суму об'ємів Vі, які є усіченими пірамідами у розділеному циліндричними і меридіанними поверхнями пера лопаті (рис. 7.6, а).

    Рис. 7.6. Розподіл сил і моментів на осьовому (а) і діагональному (б) робочих колесах

Серводвигун в поворотнолопатевому робочому колесі на плечі важеля повинен створити силу Рр, необхідну для повороту лопаті, що може бути знайдена із рівняння моментів

(7.5)

Тут Кдв=1,1; Мтр - момент тертя в опорах цапфи лопаті; Моп - момент опору, який повинна здолати сила на плечі важеля; М - сума моментів, що діють на лопать,

(7.6)

де Мгідр - гідравлічний момент; МG - момент від сили ваги лопаті; Мс - момент від відцентрових сил; знаки моментів М і Моп вважаються позитивними (так само як Мгідр), коли вони спрямовані на закриття лопаті.

Послідовність розрахунку сили і діаметру серводвигуна наступна.

1. Визначають сили і моменти, що діють при заданих режимах у робочому колесі. Для цього необхідно із універсальної характеристики при заданому n'І визначити Q'І для п'яти режимів від Nмакс до Nмін і відповідні кути φ. За (7.7) і (7.8) і відповідним характеристикам знаходять Мгідр і Рz1. За (7.9) або (7.10) і (7.11) обчислюють вагу пера лопаті і вагу системи лопаті, за (7.12) - радіуси їх центрів ваги, за (7.13) - відцентрову силу системи лопаті, за (7.14) - складову гідравлічної сили Рнр1, за (7.15) - радіус центру тиску.

(7.7)

де М'1 – приведений гідравлічний момент; D1 - діаметр турбіни; Н - розрахунковий напір;

(7.8)

де Р'1 – приведене значення осьової гідравлічної сили;

(7.9)

де G – сила ваги аналогів, V - об’єми аналогів; індекс м відноситься до моделі, а індекс л – ло лопаті; - масштабний коефіцієнт;

(7.10)

де ані, аві, bні, bві,- відповідно ширина і довжина верхнього і нижнього перерізів піраміди.

Вага системи лопаті

(7.11)

де Gп.л. - вага пера лопаті; Gф. - вага фланця лопаті; Gц.л. - вага цапфи лопаті; Gр - вага важеля.

(7.12)

де Rі, уі, zі - відповідні координати центрів ваги елементарних об’ємів Vі;

(7.13)

де mі - відповідна елементарна маса; Rц.в.і - радіус центру ваги цієї маси n - частота обертів.

(7.14)

(7.15)

де z - число лопатей; - обертовий момент на валу турбіни в Н·м; N - потужність турбіни в кВт; n - частота обертів в об/хв; - радіус робочого колеса; Rвт - радіус втулки робочого колеса; ψ - центральний кут проекції лопаті у діаметральній площині.

2. Будуємо подібно до рис. 7.6 розрахункову схему, за якою визначаємо відстані і напрями сил і моментів.

3. Визначають за (7.16) відносні розміри і за (7.17) - значення сталих при усіх заданих режимах. З рівняння (7.18) методом послідовного наближення знаходять силу на важелі або за (7.19) і (7.20) визначають А1 і Nφ і потім за (7.21) обчислюють Рр. Будують графік Рр=f(φ) і знаходять значення РРмакс. У наближених розрахунках за (7.22) визначають Р'сер.

Відносні значення плечей моментів

(7.16)

(7.17)

(7.18)

коефіцієнт сили Рр рівний

(7.19)

(7.20)

сила на важелі рівна

(7.21)

(7.22)

де Кдв – коефіцієнт, що забезпечує рух механізму; ξ - кінематичний коефіцієнт передачі.

4. Визначають (в уточнених розрахунках) при РРмакс за (7.23) силу, прикладену до серги, за (7.24) – силу, що діє у шарнірах хрестовини, за (7.25) і (7.26) - втрати у шарнірах серги і у напрямних хрестовини, в необхідних випадках визначають також втрати за (7.27).

(7.23)

де ΔРс – втрати на тертя в шарнірі важіль-серга;

(7.24)

де ΔРхр – втрати на тертя в шарнірі серга-хрестовина (рівні ΔРс при однакових dп і Рс та умовах роботи шарнірів;

втрати на тертя у серводвигуні

(7.25)

де ΔРш – втрати на тертя у шпонках; ΔРшт – втрати на тертя у штоці; ΔРхр – втрати на тертя в шарнірі серга-хрестовина;

втрати на тертя у напрямних шпонках хрестовини

(7.26)

де rш і rшр – відповідно, радіуси розташування шпонок і шарнірів хрестовини; ψ - кут між віссю шарніра і віссю шпонки у плані;

втрати у напрямних штока серводвигуна в горизонтальних турбінах

(7.27)

де Gшт – вага штока і поршня серводвигуна.

5. За (7.28) або (7.29) знаходять силу серводвигуна із урахуванням втрат і при РРмакс, за (7.30) його діаметр, який заокруглюють до найближчих 50 або 100 мм.

Сила серводвигуна з урахуванням втрат на тертя

(7.28)

де Р'серв – сила серводвигуна без урахування втрат у механізмі; ΣΔР - сума втрат на тертя у ланках механізму повороту; ΔРсерв - втрати на тертя у серводвигуні;

(7.29)

де – коефіцієнт втрат на тертя у серводвигуні;

(7.30)

де Fшт - площа, що займає шток або стакани серводвигуна; ррозр - розрахунковий тиск масла, приймається ррозр=(0,6÷-0,8)·р.