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 V_і, 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 Р_р, необхідну для повороту лопаті, що може бути знайдена із рівняння моментів

(7.5)

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

(7.6)

де М_гідр - гідравлічний момент; М_G - момент від сили ваги лопаті; М_с - момент від відцентрових сил; знаки моментів М і М_оп вважаються позитивними (так само як М_гідр), 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 N_макс до N_мін і відповідні кути φ. За (7.7) і (7.8) і відповідним характеристикам знаходять М_гідр і Р_z1. 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 Р_нр1, 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 а_ні, а_ві, b_ні, b_ві,- відповідно ширина і довжина верхнього і нижнього перерізів піраміди.

Вага системи лопаті

(7.11)

де G_п.л. - вага пера лопаті; G_ф. - вага фланця лопаті; G_ц.л. - вага цапфи лопаті; G_р - вага важеля.

(7.12)

де R_і, у_і, z_і - відповідні координати центрів ваги елементарних об’ємів V_і;

(7.13)

де m_і - відповідна елементарна маса; R_ц.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; R_вт - 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 N_φ і потім за (7.21) обчислюють Р_р. Будують графік Р_р=f(φ) і знаходять значення Р_Рмакс. У наближених розрахунках за (7.22) визначають Р'_сер.

Відносні значення плечей моментів

(7.16)

(7.17)

(7.18)

коефіцієнт сили Р_р рівний

(7.19)

(7.20)

сила на важелі рівна

(7.21)

(7.22)

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

4. Визначають (в уточнених розрахунках) при Р_Рмакс 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 ΔР_с – втрати на тертя в шарнірі важіль-серга;

(7.24)

де ΔР_хр – втрати на тертя в шарнірі серга-хрестовина (рівні ΔР_с при однакових d_п і Р_с та умовах роботи шарнірів;

втрати на тертя у серводвигуні

(7.25)

де ΔР_ш – втрати на тертя у шпонках; ΔРшт – втрати на тертя у штоці; ΔР_хр – втрати на тертя в шарнірі серга-хрестовина;

втрати на тертя у напрямних шпонках хрестовини

(7.26)

де r_ш і r_шр – 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 G_шт – вага штока і поршня серводвигуна.

5. За (7.28) або (7.29) знаходять силу серводвигуна із урахуванням втрат і при Р_Рмакс, 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; ΔР_серв - втрати на тертя у серводвигуні;

(7.29)

де – коефіцієнт втрат на тертя у серводвигуні;

(7.30)

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