Нефтегазопромыслове оборудование (стр. 21 )

При работе гидроцилиндра возможны три движения: только первой ступени, только второй ступени, обеих ступеней вместе. Последовательность движений зависит от нагрузки и сил трения в уплотнениях.

Обозначим: , - площади поршней; f1 , f2 – площади сечения штоков; T1, T2 – суммарные силы трения в манжетах цилиндра и поршня соответственно первой и второй ступеней.

Условие равномерного движения поршня первой ступени (см. рис. 10.1, д):

.

То же, для второй ступени, движущейся вместе со штоком:

,

где pА - давление рабочей жидкости в поршневых полостях А и Б, pГ - то же, в штоковых полостях Г и В.

При значительной сжимающей нагрузке P первым всегда выдвигается поршень второй ступени со штоком, а затем поршень первой ступени. При постоянном расходе жидкости Q этому переходу соответствует скачок давления от

до

и скачок скоростей движения от к ,

где η0 – объёмный к. п. д. цилиндра1; pГ - давление слива жидкостей из полостей Г и В.

Рис. 10.2. Гидроцилиндры специальной конструкции

В случае действия растягивающей силы P для обратного движения жидкость подаётся в штоковые полости Г и В.

______________ 1При уплотнении резиновыми манжетами η0 = 1, разрезными металлическими кольцами η0 = 0,98 – 0,99 [2].

В уравнениях равномерного движения силы трения изменяют знак, и соответствующие давления входа жидкости определятся по формулам:

; ,

где pА – давление слива жидкости из полостей А и Б. Если , то втягивание поршней обычно начинается в первой ступени, в противном случае сначала вдвигается поршень второй ступени.

Аналогично можно рассмотреть случаи хода цилиндров, когда закреплён шток, а также при возвратных движениях ведомого звена [10].

Сила трения во время движения поршня зависит от конструкции цилиндра и качества уплотнений. Она может достигать больших значений (многих сотен ньютонов). При страгивании поршня сила трения в 2 – 3 раза превышает силу трения при движении.

Поворотные гидродвигатели

Применение поворотных гидродвигателей в некоторых случаях упрощает кинематику приводных механизмов. Они практически безынерционны и способны развивать большие вращающие моменты.

В зависимости от конструкции различают поворотные гидро­двигатели: шиберный, поршневой и мембранный.

Наиболее распространены шиберные, у которых вытеснители выполнены в виде пластин - одной (рис. 10.3, а), двух (рис. 10.3,6) или трех (рис. 10.3, в), жестко или подвижно закрепленных на валу двигателя.

Рис. 10.3. Пластинчатые поворотные гидродвигатели [2]

Пластинчатый двигатель – удобная модель для вывода формул момента и скорости у всех гидродвигателей вращательного движения.

Крутящий момент на пластине равен произведению окружной силы P от перепада давления жидкости ∆p на плечо r приложения этой силы (см. рис. 10.3, а). Для z пластин

, (10.1)

где b – ширина пластины по оси цилиндра.

Угловая скорость вала

. (10.2)

Формулы (10.1) и (10.2) показывают, что чем больше число пластин, тем меньше давление жидкости, необходимое для преодоления данного момента сопротивления вращению вала, и тем медленнее вращается вал при постоянном расходе Q. Это правило относится также и к гидромоторам.

§ 10.2. ГИДРОМОТОРЫ

Большинство соответствующих видов гидромоторов и ротор­ных насосов имеет одинаковые устройства, вследствие чего эти машины могут классифицироваться по общим признакам: по устройству - поршневые, шиберные, шестеренные, коловратные, винтовые; по возможности изменять рабочий объем - нерегули­руемые и регулируемые; по возможности изменять направление вращения - нереверсивные и реверсивные; по числу циклов, совершаемых в каждой рабочей камере за один оборот вала - однократного и многократного действия. Внутри перечисленных групп существуют общие подгруппы. Так, поршневые моторы делятся на аксиально-поршневые и радиально-поршневые, а ши­берные - на пластинчатые и фигурношиберные1.

Многие роторные насосы при бесклапанном распределении жидкости (см. §8.1) можно применять, не изменяя их, как гидро­моторы, что удобно при комплектации гидравлических систем и особенно в том случае, когда одна и та же гидромашина работает как в насосном, так и в двигательном режимах (в качестве насос-мотора).

Для такого универсального использования насосов и гидромоторов суще­ствует, однако, важное ограничение, обусловленное спецификой их действия. В насосе большие нагрузки на контактных поверхностях развиваются лишь после приведения их в действие,

_____________________

1Полная классификация гидромоторов даётся в приложении к ГОСТ 17752 – 72 «Объёмный гидропривод и пневмопривод».

а у двигателя максимальный крутящий момент и соответствующие давления и силы трения на опорных поверхностях возни­кают уже при пуске.

Для улучшения пусковых свойств гидромотора особенно важно заменять скольжение качением и сохранять смазочный слой на трущихся поверхностях при запуске. В частности, для использования шестеренного на­соса в качестве гидромотора необходимо уменьшить зазоры в подшипниках, обес­печивая этим радиальный зазор между шестернями и корпусом для предотвра­щения их касания при пуске под нагрузкой.

Принцип действия гидромотора любого вида аналогичен прин­ципу действия поворотного гидродвигателя (см. рис. 10.3, а). Под давлением жидкости на входное звено (поршень, пластину, зуб шестерни, винт или другой подвижной элемент) возникает усилие, тангенциальная составляющая Т которого создает мо­мент относительно оси вращения ротора. Вращающий момент от каждого входного звена зависит от положения последнего, поэтому и суммарный мгновенный момент всех тангенциальных сил пульсирует подобно суммарной подаче жидкости при работе той же машины в режиме насоса.

Выражение среднего значения вращающего момента можно получить в общем виде, пользуясь, например, схемами радиально-поршневого кулачкового гидромотора пятикратного действия (рис. 10.4, а) или аксиально-поршневого гидромотора с наклон­ным блоком (рис. 10.4, б).

Рис. 10.4. Поршневые гидромоторы [2]

За одну половину цикла в рабочей камере момент тангенциаль­ной силы Т положительный, а за вторую половину - отрицатель­ный. Поэтому так же, как в цилиндре возвратно-поступательного насоса, индикаторную работу в каждой камере гидромотора за один цикл можно представить как произведение среднеиндикаторного давления на рабочий объем камеры . В z камерах мотора i - кратного действия индикаторная работа за один оборот ротора равна или , где q - суммарный рабочий объем гидромотора.

С учётом момента сил трения MT имеем равенство

. (10.3)

Введём понятие гидромеханического к. п. д.:

.

Выражение (10.3) примет следующий вид:

. (10.4)

Фактический расход жидкости в гидромоторе Q превышает геометрический qn вследствие объёмных потерь (перетеканий через зазоры). Объёмный КПД гидромотора

.

При заданном расходе жидкости частота вращения вала

. (10.5)

Полученные формулы показывают, что с увеличением рабочего объема за счет числа камер и кратности действия, во-первых, возрастает крутящий момент при том же давлении и, во-вторых, достигается снижение частоты вращения вала (при постоянном расходе жидкости).

§ 10.3. ВИНТОВОЙ ЗАБОЙНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ

Винтовой двигатель, предназначенный для бурения скважин, построен на базе героторного механизма с гипоциклоидным за­цеплением (см. § 8.2) и кинематическим отношением z2/z1 = 9/10.

В поперечном сечении механизма (рис. 12.5, А - А) имеются десять полостей, являющихся сечениями рабочих камер (шлюзов), разделенных контактными линиями. Общая площадь поперечного сечения шлюзов [12]

,

где e – эксцентриситет; r – радиус зуба зацепления.