Аналитика



Глава 20. р0т0р1ю-110ршневые гидромашины

Глава 20. Р0Т0Р1Ю-110РШНЕВЫЕ ГИДРОМАШИНЫ

3.15. Рлдиалыю-поршневые гидромашины

В радиально-поршневой машине (рис. 3.23 и 3.24) поршни 6 (см. рис. 3.23), вращаясь вместе с блоком цилиндров 4, участвуют одновременно в л on u par но-поступательном движении в радиальном направлении, гак как они опираются па кольцевую направляющую поверхность J статора 3, размещенную с эксцентриситетом е относительно осп 0 вращающейся части машины (ротора).

Кинематическая схема для одною поршня машины показана ва рис. 3.25. Из ес рассмотрения видно, что такой мехавизм представляет инверсию кривошипно-шатунного механизма, рассмотренного в п. 3.4, Кривошип 00' = е закреплен, п шатун О’С, вращаясь вокруг центра О’, скользит концом С но лучу ОС оси цилиндра, вращающемуся вокруг центра О.

Ход поршня за половину оборота ротора определен эксцентриситетом:

й = 2(00')= 2с.

Текущее значение перемещения поршней подчиняется зависимости х = R cos Р — е cos а — г. Так как R — г -г е, х = е (1 —

— cos а) — /? (1 — cos (5). Обычно R ^ е. При этом cos (j « 1. Тогда приближенно перемещение поршня х = е (1 — cos а). Следовательно, все кинематические соотношения в радиально-иоррппе-вой машине такие же. как н для поршневых насосов с кривошийным механизмом [см. зависимости (3.16), (3.17) и (3,I8)J, если принимать в них Л/2 = е.

Рабочий объем и идеальная подача машшш определяются согласно выражениям (3.13) и (3.15) так: y6 = V«z—2eSz\ Q„ = 2<'Szn, где S — площадь nopi

Рис. 3.23. Радиально-поршневой регулируемый насос е точечный контактом поршней и статора

На рис. 3.23 показана радиально-поршневая регулируемая гидромашина с точечным контактом «металл по металлу» между сфериче-

шршиевой регулируемый насос с гидростатическими опорами поршней

сними головками поршпей 6 и ведущими кольцами 5 статора. Коп-тактиые нагрузки в этой паре ограничивают максимальное давление ДО Ритах ~ Ю МПа.

Изменение подачи па ходу осуществляется изменением эксцентриситета е eg ешох. Д.чя этого корпус 2, внутри которого на подшипниках 1 помещеп вращающийся статор 3 с кольцами .5, выполнен скользящим в направляющих 19. Переход центра статора О' через цеытр ротора О ведет к изменению направления подачи насоса и к изменению направления вращения гидромотора. Благодаря свободному вращению статора уменьшается трение при медленном проскальзывании голопок поршней по кольцам 5. Коническая форма колец 5 заставляет поршни при атом вращаться, что также снижает трение и, следовательно, износ при их скольжении в цилиндрах.


Распределение жидкости производится цапфой 12 с прорезями 15 и 8 и перемычками 18, на которой вращается ротор, центрируемый подшипниками 9. При вращении каждый цилиндр половину оборота (при выдвижении поршня) соединен окном 7 с прорезью 15, а другую половину (при вдвигании норшня) с прорезью 8.

Осевые отверстия 14 и 10 рнс з 25. Кинематическая а силовал сжс-соединяют прорези с подво- ма радиально-поршневой гадромашины дящей 11 и отводящей 13

линиями. Во избежанио прогиба цапфы 12 под действием односторонних сил давления, а также во избежание раскрытия зазора между цапфой и блоком цилиндров 4 применяют гидростатическую разгрузку цапфы, описанную ниже. Поршни выдвигаются из цилиндров под действием центробежных сил и давления жидкости. Для уменьшения напряжения в месте контакта поршпей 6 и колец 5, площадь поршней стремятся сделать меньшей, а их число г — большим. Одновременно это содействует выравниванию нодачи и уменьшению радиальных габаритных размеров благодаря уменьшению хода h при заданном значении V0.

Привод блока 4 цилиндров осуществляется валом 17 через кулачковую муфту 16, которая освобождает блок от воздействия радиальных сил со стороны внешнего конца вала.

На рис. 3.24 показан радиально-поршневой насос высокого давления, допускающий длительную эксплуатацию при ря <=» 25 + -j- 30 МПа и кратковременные перегрузки до ря 50 МПа. Его отличительной особенностью является гидростатическая разгрузка всех пар трения, воспринимающих осповцые радиальные силы.

К таким парам относятся опора поршня 9, выполненная в виде гидростатического башмака 14 и распределительная цапфа 15 с разгрузочными гидростатическими карманами 8.

Во избежание отрыва и опрокидывания башмаков при пуско насоса и при вакууме в цилиндрах над краями башмаков установлены ограничительные кольца 1. Схема гидростатической разгрузки поршня н цаифы представлена отдельно на рве. 3.26.



Через отверстие 2 (рис. 3.2G, а) в поршне и стоике башмака жидкость из полости цилиндра 1 подводится в камеру 3 иодошвы башмака, уплотненной код1Ьцевим пояском 4. Размеры камеры и пояска выбирают такими, при которых сила давления жидкости на нх.по-313 верхности равна силе давления на поршень:

iitf*    nd* l —{da/<l6)*    (ri /o>

P i ~P 4    2    In (rfo/rfa) •    ^    1

Правая часть уравнения представляет силу давления жидкости на поршень, а левая — силу от распределения давления по иоверх-вости, ограниченной дренажной канавкой ,5, соединенной с полостью корпуса, где давление отсутствует. Таким образом, сила давления на поршепь передается кольну 7 статора не контактными напряжениями между материалами обеих деталей, а силами давления жидкости, практически без участия ко кг акт а поверхностей при любых давлениях. Для уравновешивания центробежных сил норшпей, которые от цанления не зависят, гидростатическая опора окружена развитыми опорными поверхностями 6, представляющими гидродинамические подшипники, несущая способность которых пропорциональна, как и центробежные силы, частоте вращения.

На рис. 3.26, 6 показана распределительная цапфа, аналогичная изображенной па рис. 3.24. Для гидростатического уравновешивания блока цилиндров 8 на цапфе 10 выполнены разгрузочные карманы 11. Они соединены отверстиями 13 с противоположно размещенными окнами 9 высокого и 12 низкого давления. Из приведенного на рисунке поля давления видно, что нри правильном выборе карманов и их уплотняющих поясков, ограниченных дренажными канавками 14, радиальная сила, действующая на блок и стремящаяся его сместить в сторону области высокого давления, может, как и в башмаках, быть уравновешена силами давления жидкости практически без участия контактпых напряжений между поверхностями трения.

Для нормальной работы гидростатически уравновешенных пар желательно, чтобы действующие на них внешние силы не гидростатического происхождения были малы. Для этого блок 13 (см. рис. 3.24) приводится валом 2, имеющим отдельный подшипник 3, через двойную кулачковую муфту 4.

Применение гидростатической разгр>зки является основным путем повышения рабочих давлений объемных гидромашин.

Нагрузка элементов механизма в радиальпо-норшневой гидро-машине обусловлена силами давления жидкости F9*=Sp,

действующими на поршни.

Силы, действующие на поршень показаны па рис. 3.24 и 3.25. Сила давления Fv, действуя со стороны жидкости в цилиндре прижимает поршепь к статору. Реакция статора F направлена по пор-молн к его поверхности к центру О'. Ее составляющая по оси цилиндра уравновешивает силу давления Fp, а боковая составляющая FT уравновешивается реакцией Степки цилиндра и образует момент Мтп относительно оси О. Сумма Мта в насосе преодолевается моментом двигателя, а в гидромоторе преодолевает момент сопротивления приводимой машины.

Mj.B. = FT(^+^) = Р$ tg Р {г -1 • X).

Поскольку, как указывалось выше, х = е (1 —cos а), е R

и, следовательно, (gp«=vsinp — (e/fl)sina,

ГТ-ця« pSe sin a(t — cos tx'jp&pSe si

(3.43)

Момент, приложенный к блоку цилиндров от действия всех поршпей, является суммой значений Мг ц:

М? = ^ Мт а = pzSe ^ sin a — ptSe ^ sn а-

Средние значения сумм синусов углов в пределах 0 < а < л, отличающихся на целое число угловых пгагов 2n/z между двумя соседними цилиндрами, равно г/n. Поэтому

Af~-(pt — рх) 2eSz/(2л) = pHV0/(2n).

(3-44)


Зависимость (3.44) является приближенной и аналогична зависимости (3.41), полученной из общих энергетических соображений.

В действительности, сравнивая формулу (3.43) для момента с зависимостью (3.19) для подачи, можно видеть, что момент, приложенный к блоку цилиндров поршнями, имеет ту же неравномерность, зависящую от числа цилиндров, что п подача. Кроме чисто геометрической составляющей неравномерности, представляющей свойство сумм гармонических функций, истинная неравномерность момента, как и подачи, усугубляется компрессионными процессами, запазды-

Рне. 3.27. Определение главной радиальной силы, нагружающей ритор радиально-поршневой гидромашины


ванаем работы системы распределения в пульсациями давления в линиях. Поэтому пстиппая неравномерность момента, как и истинная неравномерность подачи, описанная выше, может во много раз превышать идеальную, оцениваемую зависимостями, приведенными в п. 3.6. Это особенно нежелательно для гидромоторов, которые должны развивать моменты с малой неравномерностью во избежание неравномерного хода приводимых ими механизмов.

Силы Fp давления жидкости в цилиндрах суммируются и образуют вектор Fr главной силы, действующей в радиальной плоскости. Построение вектора показано на рис. 3.27. Ш пего следует,

что

Fr = Fn:~ Рц\— S(p2Pi) —-or

Сила Fr дсйс1вуст на цапфу 15 (см. рис. 3.24) и через башмаке 14, кольцо 11 статора па корпус 12, в котором закреплена цапфа 15.

Из-за изменения числа цилиндров, соединенных с областями высокого и низкою давления, сила Fr, не изменяя величины, изменяет направление действия. Эти изменения происходят с большой скоростью и служат источником вибраций, шуме, а иногда и эрозии металла в уплотняющих щелях. Для сдагчешш процесса изменения давлении в цилиндрах и тем самым уменьшения скорости изменения главной силы цилшгдры соединяются в начальные моменты с поло-стяаш 5 и 7 цапфы (см. рис. 3.24) через дросселирующие канавки 6. Этим замедляются процессы изменения давления и пульсации силы Fr.

Описанные общие для поршневых гидромашин свойства неравномерности подачи, момента и сил присущи всем объемным гпдро-машипам, работающим по принципу порционного заполнения и опоражнивания рабочих камер. Они являются недостатками машин этого класса.

3.16. Высокомоментные радиально-поршневые гидромоторы

Одпой из самых важных и распространенных модификаций ра-циально-поршпевых гидромашин являются высокомоментные гидро-моторы. Их применяют в объемных гидропередачах, которые должны обеснечить медленное, равномерное и регулируемое но частоте вращение приводимого механизма, не зависящее от момента его ¦'сопротивления.    ^

Дли получения большого момента без сущестпенного увеличения габаритных размеров гидромотора, т. е. хода h и диаметра da поршней, и также без чрезмерного повышения давления и числа поршней следует увеличивать кратность к действия поршней. Тогда

(3.46)

Обычно к = G-i-8. Такие гпдромоторы позволяют получить частоты вращения от долей оборота до нескольких десятков оборотов в минуту.

На рпс. 3.28 приведена конструкция гидромотора шестикратного действия с одиннадцатью поршнями. Четное число кратности действия позволяет устранить радиальные силы давления блока цилиндров 4 на подшипники 7 и 12. Поршни 3 опираются на статор 1 роликами с опорами качения 2, а боковые силы передаются блоку цилиндров ползунами 6.

Во избежание отрыва роликов 3 от статора 1 ври ох замедлениях в зонах низкого давления ц вследствие этого ударов о статор применены контрпапраиляющие кулачки 9 под роликами 3.

В гвдромогоро использована самоорнеитирующанся плоская торцовая система распределения, обеспечивающая лучшую герметичность, чем цапфенная, которая обязательно образует с блоком цилиндров технологический зазор. На торцовом распределителе 10 выполнено 2г дуговых окна 5, поочередно соединенных с камерами В и А (окна камеры D перекрестно заштрихованы). Половину каждого углового цикла 2л/(2/с) при вдвигании поршня канал 8 цилиндра '    Л^-4    ,

Рис. 3.28. Радиально-поршневой гидромотор мпогократного действия (высокомомеитныи гидромотор)

соединен с окном камеры А, а другую половниу ори пыдвигании — с окпом камеры В. Силовое нзаимодействие поршней со статором, аналогично рассмотренному на рис. 3.25. Для самоориептации распределителя 10 относительно торца блока цилиндров, ои установлен и поджат к блоку стаканами II со сферическими шайбами, допускающими перекосы распределителя без нарушения герметичности его прилегания к блоку. Одновременно стаканы соединяют окпа 5 с камерами Б и А подвода и отвода жидкости.

3.17. Аксиально-поршневые гидромашнпы

Аксилдьпо-лорншевые гидромашины при передаче равной мощности по сравнению с другими поршневыми гидромашинами отличаются наибольшей компактностью и, следовательно, наименьшей массой. Имея рабочие органы с малыми радиальными габаритными размерами и поэтому с малым моментом инерции они способны быстро изменять частоту вращения. Эти специальные свойства обусловили их широкое применение в качестве регулируемых и нерегулируемых насосов и гидромоторов для гидропередач, обслуживающих подвижные

комплексы (дорожные, строительные, транспортные машипы, авиационные и судоньге системы), а также в следящих гидроприводах большой точности.


ком цилиндрон;

а — нерегулируемая.

- регулируемая


По кинематическим схемам, заложеппым в основу конструкций, аксиальпо-доршневые тдроманшны разделяют на гндромашмны


с наклонным блоком цилиндров (рис. 3.29, 3.30) и с наклопным диском (рис. 3.31).

В машинах с наклопным блоком (см. рис. 3.29) ось 4 вращения блока 24 цилиндров наклонена к осп вращения вала 1. В ведущий

нак.к>1шьш диском

диск 2 вала заделаны сферические головки 12 шатунов 10, закрепленных также при помощи сферических шарниров 0 в поршнях 8.

При вращении блока и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение. Синхронизация вращения вала и блока в машине осуществляется шату-вами, которые, проходя поочередно через положение максимального отклонения от оси поршня (см. рис. 3.32), прилегают к его'юбке 1

и, давя на нее, сообщают вращение блоку цилиндров. Для эюто юбки поршней выполнены длинными, а шатуны сцабжспы точными конусными шейками 2.

В [ лдромашппе, показанной на рис. 3.30, для вращения блока 12 служит вспомогательный валик 13 с двумя шарнирами кардана, поэтому порпши короткие, а шатуны имеют простую форму,

Обе системы вращения блока являются нссиловыми, так как не передают основного момента от сил давления жидкости на поршни. С их помощью преодолеваются только моменты трелпя, приложенные к блоку, и момент, преодолевающий его инерцию прн изменении частоты вращения машины.

В гндромашинах с паклоппым диском (см. рис. 3.31) блок цилиндров 1 с поршнями 9 вращается вместе с валом 4. Поршни опираются на паклоппый диск 11 и благодаря атому совершают возвратно-поступательное движение.

Кинематические и силовые соотношения в аксиалыю-иорцшевых гадромашинах. Из рассмотрения кинематических схем машин обоих типов (рис. 3.34 и 3.35) можно видеть, что их механизмы предстапля-ют пространственную инверсию кривошипно-шатунного механизма поршневого иасоса (см. рис. 3.1).

На рпс. 3.34 перемещение поршня от внутренней мертвой точки Б

Оа= g Z)psin р — -* Z)pcosasiiip =

= ~ Z)psin'p (1 — cos a).    (3-47)

Это выражение действительно, когда перекос шатунов из-за различия Яц и Dp мал, что имеет место в выполненных конструкциях. Соотношение

Dp/Z>u = 2/(1+cos р)    (3.48)

зависит от угла р. При его соблюдении s~s' — t~t', проекции окружностей диаметрами /)ц и Dv па плоскость т — т раьпы и отклонения шатунов при    малы    и    одинаковы.

Перемещение поршня от точки Б (рис. 3.35)

x = h/2-0c-{Dn/2) Igp — (Z)u/2) cosa tgp =-(/)г,/2) lgp(l—cos a). (3.49) Из выражений (3.47) и (3.48) следует, что акснадг.но-поршнсвыа гидромашины по кинематическим свойствам эквипя-чоигны кривошипному механизму. Скорость 1>п и ускорение /п поршня иолучнют из формул (3.17) и (3.18), полагая для гидромашины с наклонным блоком /i = Ailgp, а для гидромашины с наклонным диском // — = Z)psiiip. Соответственно рабочие объэмы этих гидромашни

Fa = ^DI,sin§-z; (ЗЛО) 70 = -SDutgp-r.    (3.51)

Ввиду эквивалентности кинематических соотношений, все положения о неравномерности подачи насосов, разобранные цриисншель-во к кривошипному приводу, действительны и для аксиальво-пор. шневых гидромашив. Преимущественное использование в тндро-передачах требует от роторпо-портневых пасосов хорошо выровнен-иой подачи, поэтому как правило для «их z = 7-^9.

шатуном

с башмаком    %

Рассматривая кинематические схемы па рис. 3,34 и рас. 3.35 совместно с рис. 3.32 и 3.33, где показаны силы, действующие яа поршни, можно составить выражения момента силы от действия одного поршня относительно оси вращения!

для гидромашин с наклонным блоком

Мт>0 еа F/)c — pS (Dp sin p/2) sin a;

для гидромашипы с наклонным диском

Л/т ц — I'\Oc — pS (Z)n tg p/2) sin a.

Ути формулы при учете специфики приведенных выражений h хода поршпей аксиально-поршневых гидромашин, идентичны выражению {3.43). Суммирование Мтд приводит к выражению для среднего значения ыомепта, аналогичцому (3.41)з

(3.52)


Мт — PbV п/(2я).

В ванном случае сохраняются в силе в все положения о пульсациях момеита около его среднего значения, приведенные в ?. 3.15. Рассматривая механизм преобразования момента, приложенного к валу насоса, в осевую силу поршня, вытесняющего жидкость или

преобразования осевой еялы давления е момент па валу гидромотора, можно видеть, что этот процесс в ансиальио-поршиеных гидромаши-иах двух рассмотренных типов неодинаков.

В гидроылтпине с наклонным блоком сила F'p (см. рис. 3.32) направлена по оси шарнирно-опертого шатуна, который, как по* каэано на рис. 3.32 и 3.34, отклоняется от оси цилиндра на малый угол б, и поэтому образует весьма малую боковую составляющую, которая определяет малые силы тревия поршня о сгеику цилиндра.

В гидромашине с наклопным диском (см. рис. 3.33) поршень шарнирно опирается на наклонную поверхность, реакция которой F дает осевую составляющую Fp, уравновешивающую силу давления жидкости, и боковую составляющую образующую, как показано выше, момент Мт п. Консольное приложение FT приводит к возникпо-веяию пятен контакта между поршнем и цилиндром. Контактные силы ри образуют момент в подвижной ааделке поршня в цилиндре, уравновешивающий внешний момент Сили FT- Значительные контактные силы рц обусловливают о более существенные силы трения, поэтому механический КПД у гидромашин с иаклонным блоком выше, чем у гидромашин с иаклонным диском. Особенно сильно это сказывается на работе гидромоторов, у которых часюта вращения должна изменяться в широких пределах. При малом значении п, когда скорость поршней мала, между ними и цилиндрами возникает граничное трение. Момент трения увеличивается, что вызывает неравномерность вращения гидромоторов с наклонным диском уже при достаточио высоких п яг 25-г-50 1/ыин.

Рост контактных нагрузок ограничивает угол отклонения (} наклонного диска величиной 15 -«* 18°. У 1идромапшн с иаклонным блоком значение |3 ограничено только условиями конструкции и составляет обычно |3 = 25 ¦+¦ 30° (в пределе до 40°). Следовательно, согласно выражениям (3.50) и (3.51) в машинах с наклонным блоком для получения заданного V0 можно применить поршни меньшего диаметра и меньший диаметр Da, что ведет к относительному сокращению размеров рабочих органов в целом.

Однако качающий узел гидромашииы с наклопным блоком (см. рис. 3.29 и 3.32) имеет и существенный недостаток. Сферические головки 12 шатунов 10 опираются на ведущий диск 2, представляющий консольный конец вала 1. Приложенные к диску 2 осевые силы Fu и консольные боковые силы Fr сильно нагружают подшипники 13. Это приводит к громоздкому подшипниковому узлу (ооз. 13 па рис. 3.29 и поз. 14 на рве. 3.30), равному по размерам качающему углу гидромашины.    _

В гидромашине с иаклонным диском (см. рис. 3.31) подшипники нагружены суммой сил Fr, равнодействующая которых приложена в точке О между подшипниками 14 а 3, поэтому их нагрузка относительно мала. Осевые силы давления передаются непосредственно корпусным деталям — корпусу 21 через люльку 12 и крышке корпуса 2 — через башмаки 10 поршней и распределитель 18, представляющие гидростатические опоры, успешно работающие при высоких давлениях и скоростях скольжения. Гидростатический башмак Б (см. рис. 3.33) устроен так же, как ранее рассмотренный в радиальво-норшнево№ пасосе (см. рис. 3.26). Его подъемная гидростатическая сила подчиняется зависимости (3.42). Из-за отсутствия центробежных сил работа башмаков в аксиально-поршневых машинах более благоприятна, чем в радиально-поршневых, а они не нуждаются в большом опорном поясе. Благодаря облегчению подшипников и соосности вала с поршнями, машины с наклонным диском меньше по габаритным размерам и более удобны при встраивании в агрегата, чей машины с наклонным блоком. В малых гидролиниях с наклонным диском, рассчитываемых на использование при небольших частотах вращения и давлении (р„ < 20 МПа) применяют поршни, имеющие точечный контакт с наклонным диском, аналогичные поршню 6 (см. рис. 3.23).

Устранение гидростатических опор обеспечивает некоторое уменьшение объемных потерь, особенно при работе на маловязких жидкостях, поэтому гидромоторы такого типа имеют лучшую равномерность вращения при малых частотах по сравнению с гидромотора* мн с гидростатическими байбаками.

Как указывалось выше для радиально-поршневых машин опора поршней, представляющая наклонный диск, должна, во избежание быстрого изнашивания головок поршней из-за проскальзывания, свободно вращаться ка радиально-упорном подшипнике, подобно вращающемуся статору 3 (см. рис. 3.23).

Система распределения акспальпо-поришевых гидромашин. Важнейшим уалом рогорко-норшнеиых гидромашин является система распределения. В аксиально-поршневых машинах как правило применяют системы распределения торцового типа (см. рис. 3.29, 3.30 и 3.31) образованные торцом (поз. 6, рис. 3.29; поз. 10, рис. 3.30; поз. 8, рис. 3.31) блока цилиндров, на поверхность которого открываются окна (поз. 25, рпс. 3.29; поз. 11, рис. 3.30; поз. б, рис 3-31) цилипдрои, и торцом (поз. 5, рис. 3.29; поз. 9, рис. 3.30; ноз. 7, рис. 3.31) распределителя (поз. 7, рис. 3.29; поз. 8, рис. 3.30; поз. 18, рис. 3.31).

Функции системы распределения многообразны. Она является упорным подшипником, воспринимающим сумму осевых сил давления от всех цплпндров; переключателем соединения цилиндров с линиями и р2; вращающимся уплотнением, разобщающим линии р, и р2 одну от другой и от окружающих полостей.

Поверхности, образующие систему распределения, должны быть взаимно центрированы, а одна из них (обычно поверхность блока) должна обладать небольшой свободой самоориснтации для образования слоя смазки.

В схеме нп рис. 3.29 ото обеспечивается люфтом между втулкой 11 и осью 4 блока, а также сферической формой поверхностей 5 в 6 системы распределения. В мятипе, изображенной на рис. 3.30, эти функции выполняет подшипник качения 6, а в машине на рис. 3.31 — подвижное эвольвентиое шлицевое соединение 13 между блоком и валом. Для предотвращения раскрытия стыка системы распределения под действием момента центробежных сил поршней во всех машинах предусмотрен центральный прижим блока пружинами (поз. 3 на рис. 3.29; поз. 7 на рис. 3.30; поз. 20 на рис. 3.31).'

На рис. 3.36, а показан торец 1 блока цилиндров с окнами 2 цилиндров, а на рис. 3.36, б, в — торец 5 распределителя с двумя полукольцевыми полостями 3, одна из которых соединена с линией ръ а другая — с линией р2 (поз. 19 на рис. 3.31). Полости 3 разделены перемычками 4 (рис. 3.36, б предоставляет насосный вариант с асимметричной перемычкой 4, а рис. 3.36, в — вариант гидромотора с симметричной перемычкой). При вращении блока окиа 2 (на рпс. 3.36, б ив окиа иоказавы тонкой линией) перемещаются над ио-лостями 3 и соединяются попеременно с обеими линиями. Проходу над перемычками соотцетствуют мертвые точки А и Б (см. рис. 3.29, 3.31 и 3.36), в которых скорость поршня равна нулю. Начало соединения окоп 2 (рис. 3.36) с полостями 3 осуществляется через дросселирующие канавки 6. Ширину полостей 3 и их уплотняющих поясков 7 выбирают так, чтобы силы гидростатического давлеиия

В-8

жидкости со стороны полостей и уплотняющих зазоров почти полностью уравновешивали сумму сил давления жидкости ца дио 5 цилиндров блока (рис. 3.31). Как и на цапфе радиально-поршневой машины (см. рис. 3.24 и 3.26, а) для надежной работы нужно, чгоби доля гидростатического уравновешивания сил составляла в среднем 96—98%. Неуравновешенная часть сил воспринимается гидродинамическим подшипником — опорным поясом 8 (см. рис. 3.36).

3.18. Индикаторная диаграмма и баланс энергии роторно-поршневых гидромашин

Индикаторная диаграмма роторно-поршневого насоса показаиа на рис. 3.37. Принципиально она отличается от диаграмм клапанных поршневых насосов (ем. рис. 3.10) отсутствием ироцессоь заааздыиа-нря клапанов. Форма диаграммы па рпс. 3.37 определяется главный обравом процессами смены давления в цилиндрах при проходе их окон 2 (си. рис. 3.30) над перемычками 4 распределителя. Этим процессом соответствует проход поршней через область мертвых точек А и ?, где скорость кх близка нулю.

В простейшей системе распределения с перемычкой, симметричной относительно мертвой точки (см. рис. 3.36, г) и точно соответствующей углу 60 раскрытия окна переключение соединения окна 2 с полостями pt и р2 происходит практически мгновенно. Скорость изменения давления в цилиндре определяется при этом в основном

упругостью жидкости. При соединении цилиндра с полостью высокого давления р2 жидкость в ном сжимается ори практически не* подвижном поршне в результате втекания через открывающуюся щель окна порции высоконапорной жидкости. При соединении с областью Pi жидкость в цилиндре расширяется, в результате чего нз него в полость низкого давления вытекает некоторый объем расширения.

Если площадь соединения окон цилиндров с полостями распре* делителя нарастает быстро, то процессы смены давления также протекают бистро и индикаторная диаграмма получается близкой (см. штриховую линию на рис. 3.37) к прямоугольнику АВГВ, но с пиками давления (В' и Б'). Быстрые процессы изменения давления сопровождаются скачкообразным изменением сил, действующих еа механизм машины, и вызывают вибрацию и шум. Поэтому простейшие системы распределения применимы только в гидромапганах низкого давления при малых п (/»п ^ 10 МПа; я 1 500 мин-1).

В современных высокооборотпых гидромашинах, используемы* при высоком давлении, стремятся замедлить изменение давления в цилиндрах. Например, перемычки 4 (сы. рис. 3.36, б) распределителя васоса смещают против направления вращения машины на угол а0 опережения и на них выполняют дросселирующие канавки б, позволяющие регламентировать по уыу поворота изменение площади соединения окон с полостями 3. В результате у насосов давле-нив в цилиндрах начинает изменяться, не доходя до мертвых точек, а сам процесс изменения замедляется. У гидромоторов (см. рис. З.ЗС, в), направление вращения которых переменно, распределителе всегда симметричны, по благодаря дросселированию и в них удается замедлить изменение давления в цилиндрах.

Эти мероприятия снижают пики давления, шум и вибрацию, однако ведут с ростом давления и частот вращения к увеличению неравномерности подачи а и вызывают пульсации давления в трубах, накладывающиеся на средние значения рш и р (см. рис. 3.37), что, в свою очередь, усиливает вибрацию и шум. Из сказанного следует, что нарастание вибрационных процессов с ростом р и п ограничивает увеличение рабочих давлений и частот вращения гидромашин, а следовательно, и возможность повышения их энергоемкости. Сказанное в равной степени относится и к радиальио-поршиевым гидромашинам, поэтому па рис. 3.24 можно видеть, что для улучшения процесса смены давления, перемычки цапфенного распределителя смещены по углу на ос0 и снабжены дросселирующими канавками 6.

Как и в поршневых гидромашинах (см. п. 3.7) индикаторная диаграмма роторно-поршневых гпдромашин (см. рис. 3.38) позволяет определить работу одного цикла А = АаАя, совершенную поршнем в цилиндре, найти индикаторную мощность ЛГЯ = Azn и определить КПД рабочего процесса гидромашины % = QpJNа и механический КПД т)м = NjNn.

Значения полного КПД Т| = г|Мт|и роторно-поршпевых гидро-машин велики и достигают прп средних эксплуатационных Давлениях рп 16 ¦+¦ 30 МПа — 0,92 — 0,УЗ для гпдромашин наклонным блоком и 0,89 — 0,91 для гпдромашин с наклопным диском и радиально-поршневых.

Коэффициент подачи е рассматриваемых гидромапшн зависит главным образом от компрессионных явлений (д*) и наружных утечек (ду) через неплотности рабочих органов. Некоторое обычно незначительное снижение подачи д0 дает п иряменение углов опере* жения а0, так как при этом уменьшается используемая доля хода поршня.

Места наружных утечек показаны на рис. 3.31. Это утечки qp через систему распределения, qnJ через зазер между поршнем и цилиндром, дп2 — через сферический шарнир поршня и q$ через гидростатический башмак.

При средних эксплуатационных давлениях для гидромашнн с наклопным блоком

& = {Qu — qy — q* — goVQa = 0,95 -ь 0,97

и для гидромашии с ваклонным диском е = 0,93 -t- 0,95. Меньшее значение е и соответственно меньшая жесткость характеристики подачи для гидромашип с наклонным диском обусловлены утечками де через башмаки и часто большим мертвим объемом.

Трудности заполнения длинных поршней (поз. 17 на рис. 3.31) этих гидромагаин легким и жестким материалом заставляет часто оставлять их пезаполнеппыми. Это резко увеличивает мертвый объем, и соответственно снижает коэффициент подачи.

Из индикаторной диаграммы (см. рис. 3.37) можно видеть, что при ходе заполнения, когда жидкость из подводящего канала должна «па ходу» втекать в движущееся окно цилиндра, имеют место ощутимые потери давления рв. Их величина интенсивно нарастает с частотой вращения. Это ведет к ухудшению г|и и при малом рг служит причиной кавитационного нарушения работы машины.

Рассмотрев свойства основных типов роторно-поршневых гидро-машип, можно сделать выводы о возможностях их цримепеция.

Радиально-поршневые насоси можно изготовлять без подшипников качепия для рабочих органов, уравновешивая их целиком гидростатически (см. рис. 3.24), поэтому на чистой жидкости они способны длительно работать при весьма высоких давлепиях. У них легко регулируется величина V0. Однако частоты вращения этих насосов ограничены центробежпыми силами, а момент иперции ротора и радиальные габаритные размеры машин относительно велики. Поэтому радиальпо-поршпевые гидромашивы редко используются в качестве быстроходных гидромоторов и хорошо зарекомендовали себя как высокоэкономпчные регулируемые насосы высокого давления стационарных гидросистем.

Аксиально-поршневые гидромашины с паклонным диском наиболее просты в изготовлении, благоприятны по пагруженности подшипников, имеют малые габаритные размеры и удобную для встраивания форму, легко регулируются, однако уступают другим типам роторно-поршневых гидромашин по КПД. Их область применения — насосы и гидромоторы подвижных комплексов.

Гидромашины с наклонным блоком имеют высокий КПД и хорошую жесткость характеристики. Однако регулируемые насосы этого типа (см. рис. 3.29, б) велики по габаритным размерам. Нерегулируемые н регулируемые гидромоторы этого типа (см. рис. 3.29, а и рис. 3.38) из-за малых механических потерь и утечек имеют наиболее широкий диапазон устойчивых частот вращения и высокого КПД, хотя и уступают по удобству встраивания гидромашинам с наклонным диском. Поэтому гидромашины с наклонным блоком благодаря хорошей жесткости характеристик и значению КПД применяют в следящих гидроприводах высокой точности. В последние годы ширится распространение гидропередач подвижвых комплексов, состоящих из насосов с наклонным диском и гидромоторов с наклонным блоком, представляющих оптимальное сочетание но встраиваемости, КПД и диапазону частот вращения иа выходном валу.

3.19. Регулирование роторно-поршневых гидромашин

Регулируемый реверсивпый насос с наклонным диском показан па рис. 3.31. Люлька 12 с ваклопным диском 11, вращаясь на подшипниках 16 способна изменять угол наклона (3 и тем самым ход k — Dutg(5 поршней. Поворот люлькн производится за внешний валик регулирования 15.

Регулируемый насос с паклонным блоком показан на рис. 3.29, б. Его ходовая часть такая же, как и в нерегулируемой однотипной машине (см. рис. 3.29, а). На рис. 3.29, б блок цилиндров 24 с поршнями 8 размещен в поворотной люльке, состоящей из лап 4' и крышки 4", несущей распределитель 7. Через каналы 23 и 22 в крышке 4" и 21 в лапах 4' жидкость подводится к блоку цилиндров и отводится от него через каналы 15 цапфы 16 несущей подшипники 17 люльки. Места поворота уплотнены торцовыми уплотнителями 14. Насос, показанный на рис. 3.29, б, предназначен для рабон.г без подпора на входе (в условиях самовсасывания) и, следовательно, нереверсивен. Поэтому канал 23 в люльке открыт непосредственно в корпус, служащий подводящей камерой.

При подпоре на входе в реверсивной гидромаппше для замкнутых гидросистем каналы 21 и 22, а также обе цапфы 16 одипаковы и используются как для подвода, так и для отвода жидкости. Для регулирования угла наклона люльки предназначен палеи 20 на лапе 4'. Поршень 18 вспомогательного гидроци.итдра, устапоплеп-иого в крышке корпуса насоса поворачивает люльку пилкой 19 за палец 20 около оси ОО, изменяя величину п иацранлсиие подачи.

Регулируемый гидромотор, изображенный на рис. 3.38 имеет распределитель 2, скользящий по цилиндрическому пазу 7 в крышке 6 корпуса. Перестановка распределителя и тем самым изменение угла отклонения блока 1 дминдров производится поршнем 4 управляющего гидроцилпндра 3. Угол отклонения уменьшается от 25 до 7° по мере снижения давления в полости 5, присоединенной к л инки высокого давления р2 гидропередачи. Минимальный угол отклонения блока в гидромоторе ограничен из-за возможности самоторможения (заклинивания рабочих органов) при малых р. Так как давление рг снижается при уменьшении момента сопротивления на валу гидромотора, при таком регулировании и пеизменпостн подводимого к гидромотору расхода Q это ведет согласно выражению (3.15) к возрастанию чпетоты вращения выходного вала. Таким образом, регулируемый гидромотор позволяет наилучшим образом использовать мощность двигателя при изменяющемся моменте нагрузки.

Простейшая автоматическая система для изменения отклонения люльки васоса показана на рис. 3.30. Регулируемый нереверспвпый насос служит для наполнения гидропневматического аккумулятора самолетной гидросистемы. Его люлька 1 при работе отклонена до рредела пружиной 2, размещенной па подвижном гидроцилиидрс 3. Неподвижный поршень 4 гидроцилипдра соединен каналом 5 с полостью р3 управляющего клапана 16. К клапану нодведена жидкость под давлением pt. Когда рг достигает заданного значения, клапан 16 открывается я пачипает пропускать небольшой расход q7 через дроссель 15 в полость слива. При этом в полости клапана устанавливается давление р7, пропорциональное р2. Под действием р7 цилиндр

3 смещается, сжимая пружияу 2, и уменьшает отклонение люльки, а следовательно, и подачу насоса. Подбором характеристик клапана 16 и дросселя 15 можно изменять диапазон р2, в котором происходит изменение 0 р < Ртах- Таким образом, благодаря автоматическому регулятору — ограничителю давления — можно экопомить мощность, расходуемую на привод насоса, переводя его на режим холостого хода. Такие регуляторы прямого действия применяют в малых насосах (V0 ¦< 20 сма), у которых усилие для перестановки лголькг ыалб.

Ргс. 3.38. Регулируемый акеяально-иоршнспой гпдроыотор с наклонным блоках

Отклонение люльки в крупных (У„ > 30 см3) регулируемых роторно-поршневых насосах производится при помощи вспомогательных следящих гидроприводов. Пример такой системы описан в о. 3.38.

Радиально-поршневые гидромашины управляются так же, как и аксиально-поршневые. Например, статорное кольцо И насоса (см. рис. 3.24) смещается гидроцилиндрами посредством толкателей 16. В системах, пе нуждающихся в непрерывном и быстром ре* гулировапви распространены простейшие вивтовые в червячные механизмы дня эпизодическою изменения рабочего объема гндро-машин вручную. Такой винтовой механизм для регулирования рабочего объема радиально-поршневого насоса обозначен па рис. 3.23 позиций S0.

3.20. Кавитация в роторно-поршневых пасосах

Процесс раавития кавитации в цилиндрах роторно-поршпевого насоса и условия возникновения кавитационного снижения его подачи аналогичны описанным в п. 3.10. Как и для поршневого пасоса, связь между давлением р] перед входом в пасос и его максимальной частотой вращения п устанавливается уравнением тина (3.34).

Отличие заключается в том, что, во-первых, вместо потери рк вс всасывающем клапане, в роторном насосе существует потеря pt (см. рис. 3.37) втекания жидкости во вращающееся с блоком цилиндров окпо цилиндра. Эти потери великп и зависят как от расхода (?ц, пропускаемого окном, так и от окружной скорости i/0 окна. Вторым возможным отличием является действ по центробежных сил в направлении втекания, содействующих заполнению циливдров, еслг они расположены наклонно или радпально (см. рис. 3.32 и 3.24).

j Lwwwtwww^ -5

О 0,1 0J 0,3    0,4    0,5 р to,МПа

Рис. 3.39. Схема втекания жид-    Гис. 3.40. Изменение коэффициент?

кости и окно цилиндра роторно-    сжатия струп 1фп втекании во вра-

поршневого насоса    шаюшсеся отверстие

Схема втекания жидкости в окпо цилиндра, имеющец, площадь St и вращающееся с окружной скоростью и0 представлена ва рис. 3.39 При этом площадь струи меньше площади 50 и это отличие, характеризуемое коэффициентом сужения е, зависит, по исследоваииян €. С. Руднева, от отношепия и00. Расход, протекающий в окно 5, цилиндра в критических условиях согласно выражениям (3.35 и (3.38) Qu = <р(Аш/л) S. Следовательно

Uq D q(D S о    DijftS о    кг

7^ = Т 0^ ~ 2hqS '

где De — диаметр размещения окоп.

График С. С. Руднева зависимости е = / (u0/v0) приведсп н рис. 3.40. Потеря рв втенапия равна полной потере кинетвческо» энергии струп, втекающей в цилиндр со скоростью vc. Так ка* г?с50е = v„S,

Для критических условий, принимая во внимание выражеппя (3.35), (3.37) и (3.38), получим

(3.54)

Зависимость ср = / (/>) коэффициента критической скорости (см. п. 3.10) от абсолютного давления р перед входом в насос приведена на рис. 3.40. Повышение давления, препятствующее канитации и поро5Г(даемое полем центробежных сил при переходе жидкости с диаметра D0 входа в окна на диаметр Da расположения поршня (см. рис. 3.24), учитывая выражение (3.35),

Уравнение Берпулли, аналогичное ураввению (3.34), составленное для сечепия 1—1, где абсолютное давление р, и полости цилиндра, в которой при критических условиях давление рш = /)„ „ (см. рис. 3.14), имеет вид

Р1а-Ра.п = ф2 j »в cp + рвпих + рщ-р®,

(3.55)


где рni — потери давления в ?одводящсм канале насоса от сочспия 1—1 до входа в окпо цилиндра:

5, — площадь подводящего канала перед входом в окна цилипдроп: ?» =» 1,21,5.

Используя выражение членов уравнения Бернулли (3.55) и подставляя их, получим

(3.56)

Величину С, характеризующую сопротивление линия от входа в насос до полости цилиндра, назовем коэффициентом кавитации роторно-поршневого насоса.

Используя выражения (3.56) и (3.35), можно определить максимально допустимую угловую скорость при заданном давлении перед входом в насос:

(3.57)

Эта формула описывает сводный график критических режимов (рис. 3.13, в), являющийся наиболее полной кавитационной характеристикой насоса.

Глава 21. пластинчатые, шестеренные и винтовые гидромашины  »
Библиотека »