Содержание к диссертации
Введение
2. Энергетические потери на преодоление трения в узлах СВМ 9
2.1. Методы расчета механических потерь в узлах СВМ 9
3. Эксплуатационные режимы трения в узлах СВМ 25
3.1. Теолетический анализ основного режима трения в узлах СВМ 28
3.2. Методика определения энергетических потерь на преодоление трения в СВМ 36
3.3. Оптимизация энергетических потерь трения в узлах GBM . 38
3.4. Энергетические потери,как показатель технического состояния СВМ 42
4. Метод определения технического состояния узлов трения СВМ с помощью непрерывного безразборного контроля фактической площади контакта узлов трения 47
4.1. Экспериментальные методы определения фактической площади контакта в узлах трения 48
4.2. Электроимпульсный метод определения фактической площади контакта, как метод безразборной оценки технического состояния узлов трения СВМ 53
4.2.1. Выбор основных элементов измерительного комплекса для регистрации фактической площади контакта электроимпульсным методом 57
4.3. Экспериментальная установка Т-Т для исследо вания процессов трения 63
4.3.1. Исследование влияния эксплуатационных факто ров на процессы трения в узлах СВМ 75
4.3-2, Применение явления избирательного переноса и нанесения регулярного микрорельефа для изменений условий эксплуатации узлов трения 82
5. Определение энергетических затрат на преодоление механических потерь в рулевых гидравлических машинах 87
5.1. Исследование к.п.д. нормального плунжерного привода гидравлических рулевых машин 89
5.2. Теоретический расчет механического к. п. д. гидравлических рулевых машин с нормальным плунжерным приводом 93
5.3. Теоретический расчет механического к.п.д. ГРМ с лопастным приводом 115
5.4. Энергетические потери в ГРМ, как показатель технического состояния 125
5.4.1. Теоретические основы метода определения к.п.д. привода и нагрузки на ГРМ в процессе
эксплуатации 126
5.4.2. Теоретические методы определения к.п.д. насоса питания ГРМ по результатам натурных измерений 132
5.4.3. Предельно допустимые к.п.д. насосов переменной производительности ГРМ 133
5.4.4. Определение межремонтного периода эксплуатации насосов переменной производительности 136
6. Экспериментальные исследования энергетических потерь в гидравлических рулевых машинах 139
6.1. Стендовые испытания гидравлических рулевыхмашин . 139
6.1.1. Стендовые испытания рулевой машины рц 142
6.1.2. Испытания рулевых машин в судовых условиях 147
6.1.3. Исследование фактической площади контакта в узле направлящая - ползун плунжерной рулевой машины . 152
6.1.4. Испытания гидравлической рулевой машины с лопастным приводом ^ЭГ ОВИМУ-7 154
Заключение 159
Литература 165
Приложение I
- Методика определения энергетических потерь на преодоление трения в СВМ
- Электроимпульсный метод определения фактической площади контакта, как метод безразборной оценки технического состояния узлов трения СВМ
- Теоретический расчет механического к. п. д. гидравлических рулевых машин с нормальным плунжерным приводом
- Предельно допустимые к.п.д. насосов переменной производительности ГРМ
Методика определения энергетических потерь на преодоление трения в СВМ
В практике эксплуатации СВМ узды этих механизмов могут переходить от режимов трения близких к сухому до гидродинамического и поскольку к настоящему времени нет универсальной теории трения и общепринятой методики определения потерь на трение и механического к.п.д. нами предлагается производить эти расчеты согласно методики, состоящей из следующих этапов: 1. Кинематический анализ механизма, при котором выделяются основные узлы трения. 2. Определение условий работы узлов трения (входных факторов) к которым следует отнести: а) нормальную нагрузку и характер ее изменения, б) скорость перемещения, в) температуру трущихся тел. 3. Анализ основных внутренних факторов, характеризующих узел трения: а) материалов трущихся деталей, их основных прочностных характеристик, ) характеристик геометрии поверхностей Ra,Rz? 4 . в) свойств смазочной жидкости Еж, и. и зависимость 4. На основании вышеприведенного анализа возможен выбор теории трения, Еаибодее полно описывающей процесс трения в рассматриваемом узле и расчет сил трения, согласно этой теории. 5. Определение механического к.п. д. и энергетических затрат на преодоление потерь трения. При выборе теории,описывающей процесс трения, в первую очередь, следует обратить вншш-гие на следующие теории трения: адгезионную, гидродинамическую и теорию подужидкостного трения. Адгезионная теория трения может быть применена для расчетов энергетических потерь в узлах трения, работающих без смазки иди со смазкой, но в очень тяжелых условиях при больших нагрузках и малых скоростях. 6 других случаях ее можно использо вать для оценочных расчетов. Гидродинамическая теория трения, может быть применена для расчетов энергетических затрат в подшипниках скольжения. При расчете энергетических затрат для узлов СВМ, работающих в переменных режимах, может быть рекомендована методика, изложенная в разделе 3.1. которая является дальнейшим развитием теории полужидкостного трения. Определение потерь на трение в СВМ, согласно предлагаемой методики, проведено в четвертом разделе настоящей работы для одного из наиболее сложных судовых вспомогательных механизмов -рулевой гидравлической машины. В зависимости от назначения судна, типа силовой установки и требований, предъявляемых кСВМ, в основу оптимизации энергетических затрат на преодоление потерь от трения могут быть положены следующие критерии: 1. Минимальные расходы на эксплуатацию узлов СВМ. 2. Минимальные потери на трение в узлах СВМ. 3. Минимальный износ узлов трения СВМ. Проведем анализ экономических и энергетических затрат на эксплуатацию узла трения СВМ, исходя из основной зависимости F -f(v) , определим наиболее выгодный режим трения, обеспечивающий минимум эксплуатационных потерь. где , , ПА, Пв - силы трения и к.п.д. узла механизма с заданными рабочими точками "а" и "в" ; ma,We - моторесурс узла трения, определяющийся износом деталей. Исходя из неравенств (3.27., 3.28., 3.29.), можно оценить экономические затраты на эксплуатацию узла трения в различных режимах. Энергетические затраты на преодоление сил трения в узлах СВМ в судовых условиях, в конечном счете, определяют, наряду с другими эксплуатационными факторами, расход топлива, потребляемого первичным двигателем электростанции или главным двигателем. Найдем теперь экономические затраты, связанные с преодолением энергетических потерь для механизма мощностью Л/п # Пусть в течение года механизм работал t часов, стоимость топлива составляла С руб./кг , а удельный расход топлива первичного двигателя составляет О кг/Квт .час. їогда экономические затраты при эксплуатации механизма с рабочей точкой в области "ви составит Причем из неравенства (3.27.) очевидно, что Найдем теперь экономические затраты на ремонт узда трения, эксплуатируемого на режиме с рабочей точкой в области "в", где Gp- средняя стоимость ремонтных работ для данного узла трения. и соответственно при положении рабочей точки в области "а" Из неравенства (3.28.) очевидно, что ИЗ рис. 3.6. показана зависимость экономических затрат на эксплуатацию узла трения СВМ от основного внешнего фактора -скорости. Кривая 3 показывает зависимость от скорости суммарных эксплуатационных расходов на преодоление энергетических затрат в узле трения СВМ (подшипнике скольжения насоса І2Н0ЦВ).
Как видно из рис. 3.6., экономически эффективней эксплуатировать узды СВМ,на режимах близких к гидродинамическому (с рабочей точкой в области иви). Рис. 3. б. Зависимость экономических затрат на эксплуатацию узла трения (подшипника скольжения центробежного насоса 12. ІШЦВ ) от режима его работы. Кривая I - зависимость от скорости экономических затрат на топливо. Кривая 2 - зависимость от скорости экономических затрат на ремонт узла трения СВМ". Таким образом, проводя сравнение эксплуатационных режимов для узлов СВМ,можно указать на основные направления работ, по повышению экономической эффективности эксплуатации узлов трения свн. К таким направлениям следует отнести разработку мероприятий по смещению рабочей точки узла трения в заданном направлении путем комплексного изменения внешних факторов. К перспективным направлениям следует отнести разработку мероприятий по удержанию рабочей точки в области "аи с одновременным проведением мер по существенному снижению износа деталей узлов СВМ за счет применения в зоне трения регулярного микро-— рельефа, генерирования избирательного переноса и применения новых прсг оизносных смазочных материалов. Планами развития судостроения и модернизации флота в 10-й пятилетке предусмотрено проведение широкой автоматизации судовых энергетических установок, уменьшение численности обслуживавшего персонала и увеличение до 4-х лет срока непрерывной эксплуатации судов без заводских ремонтов. В связи с этим перспективным является разработка методов текущего контроля технического состояния СВМ, применение которых позволит продлить межремонтный период эксплуатации механизмов, повысить надежность и безопасность их эксплуатации, предотвратить аварии. Кроме того, проведение текущего контроля технического состояния СВН позволит добиться существенного (в 2 - 3 раза) уменьшения сроков и объемов заводского судоремонта без снижения технико-экономических данных судов и при безусловном уменьшении трудозатрат судоремонтных предприятий за счет исключения неиз 142 J бежных переборок и принудительного ремонта исправных механизмов В настоящее время основным комплексным параметром, с достаточной степенью точности характеризующим техническое состояние CBMfпринято считать совокупность геометрических размеров его деталей, зазоров ж визуально обнаруженных дефектов. В судовых условиях оценка технического состояния CBU проводится по данным о выработке ресурса и соответствии рабочих параметров механизма его формулярным записям. В то же время, до постановки судна в ремонт необходимо в судовых условиях установить объем ремонта каждого механизма и составить ремонтную ведомость. Отсутствие ответов на вопрос, что и когда ремонтировать, к какому сроку, в каком объеме и какие сменные детали готовить, затрудняет ведение плановой системы судоремонта, особенно если судно переведено на 4-х летний цикл эксплуатации без заводского ремонта. На схеме рис. 3.7. показана взаимосвязь энергетических по е терь в уздах GBMVOCHOBHHMH показателями технического состояния механизма, значения которых возможно контролировать в процессе эксплуатации.
Электроимпульсный метод определения фактической площади контакта, как метод безразборной оценки технического состояния узлов трения СВМ
Нами для определения фактической площади контакта разработан новый электроимпульсный метод [64,66] , представляющий дальнейшее развитие электрического метода определения фактической площади контакта.
Рассмотрим физические основы злектроимпульсного метода. Как известно, в реальных узлах трения, даже при небольших нагрузках, на гребнях шероховатостей возникает значительные механические напряжения и местные повышения температуры. При этом толщина смазочной пленки на гребнях шероховатостей резко уменьшается и они вступают во взаимодействие, образуя кратковременные металлические контакты. В процессе перемещения деталей узла трения происходит непрерывная смена взаимодействующих гребней шероховатостей твердых поверхностей, что приводит к изменениям электрического сопротивления контакта, которые регистрируются на сопротивлении 2 в электрической схеме (рис. 4.2,), как изменения падения напряжения - дії. узла трения.
Как показали наши исследования [62,63 , изменения падения напряжения носят скачкообразный (импульсный) характер, причем, количество импульсов напряжения и их амплитуда зависит от таких факторов как скорость, нормальная нагрузка, температура, шероховатость поверхности и т.д. На рис. 4.3. приведена одна из характерных осцилограми падения напряжения на сопротивлении R в измерительной цепи, полученная при трении стальных поверхностей. напряжения носит скачкообразный (импульсный) характер. Увеличению напряжения в измерительной цепи соответствует уменьшение сопротивления зоны трения. Это указывает на то, что в течение короткого периода времени продолжительностью АХ 5 10 с. наступает металлический контакт гребней шероховатостей. Считая время элементарного контактирования гребней шероховатостей равным длительности металлического контакта (длительности импульса Напряжения), протяженность элементарного пятна касания определится формулой: По сравнение с вышеописанными методами определения фактической площади контакта, электроиипульеный метод обладает рядом преимуществ, к которым следует отнести: 1) Измерение фактической площади контакта можно проводить для реальных узлов трения. 2) Измерение фактической площади контакта может проводиться в процессе эксплуатации узла трения. 3) Для проведения измерений не требуется разборки узла трения. 4) Величина фактической площади контакта преобразуется в пропорциональный электрический сигнал, который легко регистрируется, трансформируется и может быть передан на расстояние. 5) Метод обладает высокой чувствительностью и позволяет определять малые фактические площади контакта. К недостаткам электроимпульсного метода следует отнести: 1) Необходимость выполнения электрической изоляции трущегося элемента пары трения от других деталей конструкции. 2) Необходимость установки токоподводящих элементов для электрического соединения с контролируемым узлом трения. 3) Метод пригоден только для электропроводных материалов. Для выбора основных элементов входного блока измерительного комплекса необходимо предварительно произвести оценку изменения электрического сопротивления гребней шероховатостей твердых поверхностей при их контакте. Поскольку выполнить точный расчет изменения электрического сопротивления для реальных поверхностей затруднительно, промоделируем элементарные выступы шероховатостей поверхностей, в виде правильных конусов с углом у основания 0 и высотами, распределенными по нормальному закону (рис. 4.5.). Рассмотрим изменение сопротивления при перемещении образца модели» представленного одиночным выступом, относительно нижней поверхности со скоростью V . Перемещение верхнего образца по траектории 00 сопровождается изменением толщины слоя смазки между вершиной движущегося конуса и неподвижным образцом. Поскольку в процессе движения происходит изиенение толщины смазочного слоя, то изменяется и электрическое сопротивление модели. Можно считать, что электрическое сопротивление модели в этом случае будет определяться О - удельное сопротивление жидкости [Ом.м.], Ік - площадь нормальной проекции конуса на неподвижный образец [м2]. , : Нетрудно видеть (рис. 4.5.), что при достижении подвижным образцом плоскости УУ толщина слоя смазки, разделяющей поверхности, стремится к нулю, при этом наступает металлический кон е такт поверхностей и величина згіктрического сопротивления в этот момент будет минимальной. Определим величину электрического сопротивления в тот момент времени, когда выступы шероховатости будут расположены со-осно (рис, 4.6.). Бри соосном положении конусов величина площади контактирования будет максимальной, а ее радиус будет зависеть от величины сближения поверхностей Є согласно выражения:
Теоретический расчет механического к. п. д. гидравлических рулевых машин с нормальным плунжерным приводом
Рассмотрим определение к.п.д. нормального плунжерного привода, согласно методики, изложенной в разделе 2.3. Проведем кинематический анализ привода рулевой машины при работе на различных режимах. На рис. 5.5. показана схема сил, действующих в плунжерном приводе, при отработке простым рулем от Дії на борт и с борта к ДП как на переднем, так и на заднем ходу судна. Выделим основные узлы трения в ГРМ и определим характер изменения нагрузки и скорости скольжения в этих узлах. В табл. 4 приведен перечень основных узлов трения плунжерных приводов ГРМ и указаны условия их работы. Рассчитав величины сия трения в основных узлах привода ГРМ, найдем энергетичес-. кие затраты на их преодоление по формуле: где Я.= 2 полезная приведенная нагрузка, г ID Обозначим: 1. Перекладка руля от диаметральной плоскости к борту на переднем ходу судна. В этом режиме рулевая машина потребляет энергию из судовой электрической сети, необходимую для поворота руля и преодоления сил трения. Механический к.тт.д. привода для данного режима работы ГРМ определяется: Этот режим в дальнейшем будем называть режимом потребления мощности и относящиеся к нему параметры обозначать одним штрихом. 2. Перекладка руля от борта к Ш на переднем ходу судна. Для этого режима характерным является то, что поворот руля происхо дит под действием набегающего потока воды. В зависимости от вели чины начального отклонения руля и скорости потока воды (скорости судна) потребление энергии из судовой электросети уменьшается, вплоть до перехода электродвигателя насосного агрегата ГРМ в "генераторный" режим с возвратом электроэнергии в судовую сеть. К.п.д. привода ГРМ при работе в генераторном режиме согласно основного определения (2.9.) запишется: Этот режим работы в дальнейшем будем называть генераторным и относящиеся к нему параметры обозначать двумя штрихами. При выполнении рулем зигзагообразного маневра ГРМ поочередно работает как в режиме потребления мощности, так и в генераторном режиме, причем чередование режимов определяется типом руля в направлением движения судна. Определим зависимость к.п.д. привода от полезной нагрузки на различных режимах работы ГРМ. Положим, что величины нагрузок на ГРМ на промежуточных углах перекладки оС =р . равны друг другу т.е. Q = Пр , тогда, очевидно, с учетом (5.12.) и (5.13.) Это положение позволит далее установить зависимость к.п.д. ГРМ от величины полезной нагрузки и свести зависимости к.п.д. от нагрузки в единый график, что значительно упрощает использование полученных результатов в практике эксплуатации ГРМ. Уплотнения, применяемые в судовых механизмах, можно отнести к эластичным, набивочным и механическим І27, 9б]. Для герметизации подвижной системы гидравлических рулевых машин, в основном, применяет уплотнения с эластичными герметизирующими элементами, прижатыми к уплотняемым поверхностям так, чтобы давление в зоне контакта превышало давление рабочей среды (жидкости). Наиболее распространенными уплотнениями такого типа является различные манжеты (рис. 5.6.). Манжеты типа б, в., г (рис. 5.6.) обычно изготавливаются из маслостойкой резины, в остальных типах манжет применяют еще и наполнители, в качестве которых используют хлопчатобумажные v ткани. В случае эксплуатации судна в различных широтах манжеты выполняются в специальном тропическом исполнении. Манжеты типа б, в., д, е монтируются на плотной посадке по плунжеру (валу) и поверхности расточки канавки. Бри этом упругость манжеты обеспечивает герметичность соединения при нулевом или близком к нему давлениях жидкости, а при наличии в системе давлений губки манжет поджимаются к уплотняемым поверхностям. Герметичность таких соединений ухудшается с повышением скорости плунжера, что обусловлено, в основном, расклинивающим действием затягиваемой в зазор жидкости. Чистота обработки уплотняемой поверхности - плунжера гидравлических рулевых машин соответствует 7-8 классу шероховатости, а число манжет выбирается в зависимости от величины рабочего давления. В отечественных машинах для уплотнения рабочей полости гидроцилиндра применяют обычно три манжеты. На рис. 5.7. приведена наиболее распространенная конструкция уплотнения судовых рулевых-машин как отечественных, так и зарубежных. Рассмотрим процессы, протекающие в системе уплотнения ру Материал уплотнения плунжерного рулевого привода находится в напряженном состоянии - под действием давления жидкости в рабочей полости, предварительной затяжки и веса свободно движущихся частей машины. Определим формоизменение уплотнительного элемента под действием совокупной нагрузки и контактное давление в зоне трения. Рассмотрим деформацию элемента уплотнения, выбрав этот элемент в виде прямоугольного параллелепипеда, по граням которого действуют главные напряжения , G j , 65 . Воспользовавшись обобщенной записью закона Гука Г50] получим для относительной объемной деформации этого элемента уплотнения выражение
Предельно допустимые к.п.д. насосов переменной производительности ГРМ
На гидравлических рулевых машинах отечественной постройки устанавливается аксиальные или радиальные поршневые насосы переменной производительности. В процессе их эксплуатации наблс ается снижение производительности насосов из-за износа плунжерных пар. Уменьшение производительности насосов приводит к увеличению времени перекладки руля с борта на борт. В основу расчета предельно допустимого к.п.д. насоса положим основное требование Регистра СССР, предъявляемое к ГРИ - обеспечение перекладки руля с борта на борт за время не более 28 с. Определение предельного значения объемного к.п.д. насоса переменной производительности можно произвести из следующего выражения: где Qyn - теоретически необходимое количество жидкости, подаваемой в рабочие полости рулевой машины в единицу времени; Q тн - теоретическая производительность насоса. Предельно допустимый объемный к.п.д. насоса составит Теоретически необходимое количество подаваемой жидкости в единицу времени в рабочие полости рулевой машины составит где tn - время перекладки руля с борта на борт (согласно требований Регистра СССР t„ = 28 с); сС - максимальный угол перекладки руля на борт; Z - число пар плунжеров. Теоретическая производительность насосов переменной производительности мокет быть определена из документации или расчетным путем: где ОССРП пРеДельно допустимая минимальная угловая скорость перекладки руля. Минимально допустимая скорость перекладки руля, согласно требований Регистра СССР составляет: Располагая значениями предельно допустимого объемного К.П.Д. и механическим к.п.д. определим, согласно (5.87.) предельно допустимые (минимальный) к.п.д. насоса. Сопоставляя значение текущего значения к.п.д. с предельно допустимым возможно определить время межремонтного периода насоса. В процессе эксплуатации насосов переменной производительности наблюдается снижение объемного к.п.д. вследствие износа элементов конструкции насоса. Основным узлом, износ которого влияет на снижение объемного к.п.д., является цилиндр - пошень. Материалами, из которых изготовлены эти узлы, обычно являются: сталь-бронза, мазкой для этой пары служит сама рабочая жидкость. Утечка жидкости в насосах переменной производительности наблюдается в основном через зазоры между поршнями и блоком цилиндра насоса. Величина утечки в этом узле может быть определена согласно [її]. где а - диаметр поршня насоса; о - зазор между блоком цилиндров и насосом; Р - давление жидкости; Л - длина поршня. Изменение зазора в паре трекия в процессе износа может быть определено: Располагая значениями предельно допустимого и текущего объемного к.п.д. возможно определение времени работы насоса до такого момента, когда необходимо проведение ремонта насоса. На рис. 5.25. показане изменение к.п.д. насоса МНП 016-6, установленного на рулевой машине FI? т/х "Командарм Гай". Как видно из рис. 5.25-, реальное изменение к.п.д. насоса не отличается более чем на Ъ% от расчетной величины. Экспериментальная проверка основных положений и выводов, полученных в разделах 3, 4, 5, проводилась на реальных рулевых машинах в стендовых и натурных условиях. Стендовые испытания проводились в лаборатории кафедры СВМ ОВИМУ. Натурные исследования работы рулевых машин проводились на судах Министерства Морского Флота СССР.к 6.1, Стендовые испытания гидравлических рулевых машин На стендах в лаборатории были установлены: гидравлическая рулевая машина типизированного ряда - РІІ и лопастная машина -РЭГ ОВИМУ 7. Нагрузочные устройства обеспечивали 30 загрузку рулевых машин. Нагрузочное устройство плунжерной рулевой машины РІІ представляло систему мощных пружин (приложение 4). Характер Автор выражает глубокую признательность коллективам судов т/х "Восток", т/х "Мардакьяны", д/з "Советский Узбекистан", т/х "Поэт Сабир" за помощь, оказанную в проведении исследований работы ГРМ. 140 нагрузки при этом соответствовал работе рулевой машины на простой руль. Нагрузочное устройство машины РЭГ ОВЙМУ 7 было выполнено в виде колодочных тормозов обжимающих выходную часть бал-лера (приложение 5). Такая загрузка рулевой машины соответствовала работе машины на судне, стоящем у стенки. В процессе исследований работы рулевых машин производилось их включение и осуществлялась перекладка на различные углы в соответствии с программой испытаний. Кроме штатного оборудования на стенде были установлены следующие приборы: 1. Датчики давления жидкости в рабочих полостях машин - ЭМУ I. 2. Датчик для регистрации процессов трения на направляющей рулевой машины PII. 3. Прибор ЖИ-2. 4. ;йатчик углового перемещения баллера. 5. Быстродействующий самопишущий прибор Н 325/5. 6. Стабилизированный источник питания. 7. Коммутационная аппаратура. При исследовании работы рулевых машин основные регистри вы руемые параметры преобразовались в электрические сигналы с последующей их регистрацией. На рис. 6.1. приведена принципиальная электрическая схема измерения основных параметров рабочего процесса гидравлических рулевых машин. Датчики давления РД, и РД , а также датчик положения баллера включались по мостовой измерительной схеме. Баланс мостов осуществлялся сопротивлениями R, , 1?2 » $5 . Питание мостов было стабилизировано (И = 9 в). датчики давления устанавливались на трубопроводе, соединяющем рабочие полости с насосами. Привод датчика положения 141 баллера, представлящего специально выполненный сегментный реостат 5 , осуществлялся сельсином - приемником БД 404 А, соединенным со штатным датчиком положения пера руля. 220 В. - 50 Гц. к самописцу Н325/5 \ к прибору ИСИ-2 Рис. 6.1. Принципиальная электрическая схема измерения основных параметров рабочего процесса гидравлических рулевых машин. измеряемые параметры: давление и угол перекладки преобразовывались в электрические сигналы 0 - 1,5 В, которые подавались на самопишущий пятиканальный прибор Н 325/5. Тарировка датчиков давления производилась с помощью прес-состата, а датчик положения баллера тарировался по штатной шкале рулевой машины. Выходные сигналы прибора ИСИ-2 \п , Тп также преобразовывались в сигналы с амплитудой 0 - 1,5 В и подавались на ре-гистрирущий прибор Н 325/5. Точность измерения контролируемых параметров составила: 142 I; Давление в рабочих полостях - 1,5$. 2. Угла отклонения баллера - 0,25. 3. Фактической площади контакта - 5%, 6.I.I. Стендовые испытания рулеЕОй машины Р II Стендовые испытания рулевой машины Р II заключались в определении энергетических затрат на привод машины, определении механического к.п.д. привода и определении характера изменений давления жидкости в рабочих полостях машины. Испытания проводились при 30$ загрузке рулевой машины и на холостом ходу. При испытаниях рулевой машины на холостом ходу характерным является то, что основными непроизводительными потерями являются механические потери в приводе, самыми значительными из которых являются потери в уплотнениях рабочих полостей привода. Основное уравнение, описывающее движение привода /5.63./ записывается для случая работы на холостом ходу РР = 2. / 6.I./ После подстановки значений давления и силы трения получим: Р,х- Р2= о+ фк+Рг) , / ё-2-/ где Р2 - давление в опоражниваемой полости, равное давлению подпитки, Р)х - давление в полости нагнетания на холостом ходу. 143 На рис. 6,2 приведены результаты измерения давления" в полости нагнетания привода рулевой машины Р II на холостом ходу и расчетное значение этой величины, согласно уравнения / 6.2./. Как видно из рис. 6.2,, результаты теоретических и экспериментальных определений давлений в полостях привода рулевой машины на холостом ходу имеют хорошее соответствие. Это позволяет сделать вывод о правильности выбора модели и методики, позволяющей определить механические потери в ГРМ. "Следующий этап испытаний рулевой машины заключался в измерении основных параметров ГШ при 30$ загрузке. На рис. 6.3. представлен характер изменения давлений в рабочих полостях машины при выполнении рулевой машиной перекладки руля с борта на борт. Величины изменений давлений в рабочих полостях расчитывались также по формулам / 5.75./, / 5.76./ Как видно из рис. 6.3., величины расчетных и теоретических значений давлений в рабочих полостях имеют хорошее соответствие. Но результатам измерений давлений в рабочих полостях ГРМ были построены диаграммы изменения рабочего давления, вызывающего перемещения плунжера. На рис. 6.4 представлена диаграмма изменения рабочего давления Рр от угла перекладки. Как видно из рис. 6.4,. диаграмма изменения давления ГРМ носит характер параллелограмма, положение которого в координатных осях / Р р ,оС / зависит от величины нагрузки на баллере. Этот факт подтверждает выдвинутые нами"положения о том, что, используя диаграммы Рр = (оС) , возможно определение нагрузки на баллере. Поскольку рулевая машина Р II работала в лабораторных
