Визначення зусилля серводвигуна напрямного апарату

У основі кінематичної схеми приводу лопатей напрямного апарату лежить чотирьохланковий механізм, представлений на рис. 6.6. У ньому ведучим є регулююче кільце (радіусом R_С); проміжною ланкою - серга завдовжки l_с; веденою ланкою - важіль, що має плече l_р; базою - стаціонарні деталі по колу розташування лопатей радіусом R₀. Цей механізм створює на лопатці рушійний момент М_дв.1, який долає момент опору М_оп.

Рис. 6.6. До визначення зусилля серводвигуна і втрат на тертя на шарнірах напрямного апарату

 

Загальне рівняння моментів, що задовольняє умовам роботи апарату, буде мати вигляд

(6.4)

Зусилля серводвигуна розраховують у певній послідовності.

1. Визначають гідравлічні сили і моменти відповідно за (6.5) і (6.6) в закритому положенні і за (6.7), (6.8) - у відкритому у п'яти розрахункових точках, для яких з побудови напрямного апарату відомі відкриття а, у тому числі і а_0.макс, і кути β і γ. Використовуючи ці дані і універсальну характеристику С_р і С_т, будують допоміжний графік (рис.6.7). Після визначення М_гідр і Р_гідр на графіку М-а₀, будують криві цих моментів.

(6.5)

(6.6)

де Н_макс – найбільший статичний напір відносно середньої лінії напрямного апарата; F_пер=b₀·L – площа пера, що піддається гідравлічному тиску; b₀ - висота напрямного апарату; L - ширина профіля, що піддається тиску; - ексцентриситет, що рівний плечу момента або відстані між точкою прикладення сили Р_гідр і віссю повороту лопаті; - відносний ексцентриситет (ексцентриситет вважається додатнім при позитивному моменті);

(6.7)

(6.8)

де значення С_р і С_т визначаються з експериментальних характеристик, отриманих при модельних випробуваннях прийнятого у проекті типу турбіни;
Q׳_І - приведена витрата, визначається з універсальної характеристики при даних значеннях а₀.

Рис.6.7. Моментні характеристики напрямного апарату

 

2. Визначають реакції опор за рекомендованими орієнтовними значеннями, а потім методом послідовних наближень у закритому положенні.

3. Визначають за (6.9) або (6.10) моменти тертя М_тр у розрахункових точках. За (6.11), враховуючи правило знаків, визначають моменти опору М_оп і будують їх криві в координатах М-а₀.

(6.9)

(6.10)

де f ≈0,15 - коефіцієнт тертя, залежить від матеріалу втулок, виду і якості мастила, прийнятий із деяким заокругленням; R_A, R_B, R_С - реакції опор; d_A, d_B, d_С - діаметри опор; G_Л - сила ваги лопаті (у конічних апаратах G׳_Л = G_Л ·cos q - складова ваги на опорі лопаті); - середній діаметр опорної поверхні під важелем лопаті.

(6.11)

4. Задавшись значенням К_дв, знаходять в закритому положенні за (6.12) силу серводвигунів Р_серв.

(6.12)

де - коефіцієнт передачі ланок механізму; - кінематичний коефіцієнт, що залежить від розташування ланок.

5. Визначають за (6.13) при отриманій силі серводвигуна значення рушійних моментів на лопатях М_дв1 і будують їх криві в координатах М-а₀, перевіряючи відповідність кривих М_оп і М_дв1 і отримані значення К_дв у критичних точках. Якщо значення К_дв в точках с₂ або с₃ виходять менше за прийняті, необхідно збільшити його значення у точці с₁ або коригувати криву М_дв1, відповідно змінюючи кут β і зберігаючи γ ≈90°, що досягається зміною кута заклинювання α. Так доводиться поступати і у разі, якщо К_дв у цих точках надмірно великі. Після коригування розрахунок за пунктами 1, 2, 3 і 4 повторюють. Зазвичай таке коригування роблять тільки при відшукуванні нових оптимальних схем.

(6.13)

6. При задовільному збігу кривих і отриманому значенні Р_серв визначають діаметр серводвигуна за (6.14) або (6.15) і заокруглюють його значення до найближчого значення, прийнятого у нормалізованому ряду (зазвичай більшого).

(6.14)

(6.15)

де р_мін=0,65·р_ном – мінімально діючий тиск масла, що приймається за розрахунковий; z ׳_серв та z " _серв - кількість одночасно діючих серводвигунів, відповідно, без штока та разом із штоком.

7. При розрахунку з урахуванням сил тертя у шарнірах механізму після визначення Р_серв за формулами (6.16)÷(6.19) визначають втрати на тертя у відповідних вузлах, а потім за (6.20) силу серводвигунів P׳_серв, за (6.14) - діаметр серводвигуна. Якщо останній виявляється значно більшим прийнятого з нормалізованого ряду, то приймають наступний розмір.

Втрати сил на шарнірі на тертя

(6.16)

Втрати на тертя у опорі визначають як силу тертя, викликану силами, що діють на опорі

(6.17)

де Р_r.оп – поперечна сила, що діє на опору; Р׳_оп – осьова сила, що діє на опору.

В загальному вигляді

де М_п – перекидний момент; G_рег - сила ваги регулюючого кільця; - осьова сила від дії серг у конічних апаратах; ψ - кут нахилу серги до нормальної поверхні.

Втрати у шарнірах тяги визначаються із рівняння моментів у цих шарнірах

(6.18)

де d_п.тг - діаметр пальців тяги; l_тг - довжина тяги.

Втрати на тертя всередині горизонтально розташованого серводвигуна

(6.19)

де G_дв - сила ваги рухомих частин серводвигунів; р_уп≈р – тиск, створений ущільненням і поршневими кільцями, приблизно рівний тиску у серводвигунах; b_ущ - ширина манжет ущільнень; d_шт - діаметр штока серводвигуна; z_ущ і z_кц - відповідно кількість ущільнень і кількість поршневих кілець в усіх серводвигунах; b_кц - ширина поршневих кілець.

(6.20)

де коефіцієнт

Використовуючи статистичні дані, можна заздалегідь визначити діаметр серводвигуна за формулою

де р - номінальний тиск МНУ; z_nap - число пар серводвигунів; λ׳ - статистичний коефіцієнт.

Значення λ׳ орієнтовно при ексцентриситеті η₀= 0,04÷0,05 вони дорівнюють 0,45 для поворотнолопатевих і 0,5 - для радіально-осьових турбін, при η₀= 0,025 - відповідно 0,5 і 0,55.