лие уравновешивается реакцией статорного кольца (обоймы) на пор­ шень, тангенциальная составляющая Т которой (перпендикулярная к оси поршня) создает крутящий момент, развиваемый одним поршнем. При работе агрегата в качестве гидромотора этот момент, создаваемый составляющей Гм, приводит его цилиндровый блок во вращение, а при

Заменяя угол у равным ему углом 180° — 0, можно написать

Результирующая составляющая сил N всех цилиндров, находящих­ ся в данный момент в полости нагнетания, воспринимается подшипни­ ками и распределительной цапфой.

Теоретический крутящий момент

Мгновенный теоретический крутящий момент Мт, развиваемый од­ ним цилиндром гидромотора или преодолеваемый моментом, приложен­ ным к валу насоса, равен произведению составляющей Тм или Тшна со­ ответствующее плечо Q:

М т= Ты£ и MT= THQ,

где р — мгновенное значение плеча, равное расстоянию от центра ци­ линдрового блока до места приложения указанной составляющей. Так как величина плеча р при повороте ротора изменяется, то величина кру­ тящего момента не будет точно пропорциональна силе Г.

Нетрудно видеть, что разность между максимальным и минималь­ ным значениями плеча равна 2е:

Qmax Qmin

Поскольку сумма плеч Qmax+Pmin=d, где d — диаметр ведущего ста­

в ряд, можем с достаточной для практических целей точностью написать

х = е ( l + i ) - ( cos4 + - t cos2\

Подставив это выражение в уравнение (159) и преобразовав его, по­ лучим

Результирующий мгновенный момент агрегата Л1рез будет равен сумме моментов, развиваемых поршнями всех цилиндров, находящихся в полости нагнетания:

Следовательно, момент на валу насоса (гидромотора) является пе­ риодической функцией с периодом изменения для одного ряда цилинд­ ров, равным 2я/г — для четного числа цилиндров в блоке и n/z — для нечетного числа цилиндров, где z — число цилиндров. Графически ре­ зультирующий момент будет иметь вид гармонической кривой с числом колебаний, равным произведению числа оборотов на число цилиндров — для четного числа цилиндров, и удвоенному произведению числа цилинд­ ров на число оборотов — для нечетного числа цилиндров.

Коэффициент неравномерности крутящего момента ом можно при­ ближенно рассчитать по эмпирическим выражениям (151) и (152).

114

Минимальная величина результирующего крутящего момента Мщщ, определяющая величину пускового момента гидромотора, соответству­ ет некоторой доле среднего значения его момента Мср; для гидромотора при числе цилиндров 2 = 5; 7 и 9 она соответственно составляет Mmin= 0,94Alcp; 0,96Мср; 0,98Мср.

главным образом схемы, в которых поршень опирается о барабан сво­ ей сферической головкой (см. рис. 47), и реже схемы, в которых поршни опираются на статорное кольцо через опорные башмаки (рис. 51).

Для улучшения условий смазки и снижения трения поршня о стенки цилиндра поршню в первой схеме сообщают зачастую поворотное дви­ жение относительно его оси. Для этого поверхность статорного кольца, на которую опирается своей сферой поршень, выполняют под некото­

рым углом ср, равным 15—20° (рис. 52,а), или цилиндр располагают под таким же углом к плоскости вращения цилиндрового блока. Поскольку точка контакта сферической поверхности поршня в этом случае будет смещена относительно его оси, поршень под действием силы трения бу­ дет проворачиваться в цилиндре, причем направление поворота поршня в течение одного оборота цилиндрового блока изменится два раза. Это движение поршня, суммируясь с возвратно-поступательным движением цилиндра, приводит к тому, что поршень будет двигаться по спирали.

Чтобы уменьшить скольжение головки поршня при проворачивании, необходимо увеличивать плечо приложения силы, что достигают путем выполнения грибообразной головки (рис. 52,6).

Диаметр головки (грибка) поршня обычно выбирают равным ~ (1,75-2) d;

где

d — диаметр поршня;

Длину поршня L выбирают не менее

L = 2(e + d).

Величина эксцентриситета е обычно не превышает 12—16% диамет­ ра окружности точек касания поршней и реактивного кольца. В общем случае величина эксцентриситета обычно составляет от 60 до 65% диаметра поршня. Для насосов, применяемых в самолетах, максималь­ ная величина эксцентриситета обычно составляет 8— 10 мм.

Нагрузка на поршни

Усилие N, с которым статорное кольцо (см. рис. 52, а) действует на сферическую головку поршня, направлено по нормали к образующей ко­ нуса, имеющей угол ср к горизонтали, и проходит через центр сферы. Это усилие может быть разложено на радиальную силу F, статически урав­ новешивающую усилие давления жидкости на поршень, и силу Т, на­ правленную перпендикулярно оси поршня, которая изгибает поршень и прижимает его к стенкам цилиндра.

Соотношение между этими силами может быть определено по вы­ ражениям;

(162)

(163)

Сила N развивает контактные напряжения между поршнями и ста­ торным кольцом, а сила Т нагружает поршень в боковом направлении

истремится сместить цилиндровый блок в осевом направлении.

Внасосах с расположением цилиндров в несколько рядов действие силы Т на цилиндровый блок можно компенсировать путем симметрич­ ной установки статорных колец (обойм), причем при четном числе рядов цилиндров может быть достигнута полная разгрузка, а при нечетном — частичная; в последнем случае поршни располагаются в шахматном по­

рядке.

Контактное напряжение

В точке соприкосновения головки поршня со статорным кольцом под действием силы N (см. рис. 52, а) возникает контактное напряжение, допустимая величина которого ограничивает величину максимального усилия, развиваемого поршнем, значением 350—400 кГ. Ввиду этого диаметры d поршней выбирают для насосов, работающих при давлении до 100 кГ/см2, не более 20 мм и для насосов, работающих при давлении до 200 кГ/см2, — не более 16 мм.

Для уменьшения величины контактного напряжения увеличивают радиус г сферы головки (см. рис. 52,6).

КОМПРЕССИЯ ж и д к о с т и В ЦИЛИНДРАХ

Ширина с уплотнительной части распределительной цапфы (см. рис. 48) должна быть такой, чтобы было обеспечено надежное перекры­ тие канала в донышке цилиндра. Однако эта ширина не должна значи­ тельно превышать размера канала, так как с увеличением перекрытия повышается эффект компрессии (запирания жидкости в цилиндрах), при которой в цилиндрах может развиваться высокое давление.

Для устранения компрессии применяют различные способы. В част­ ности, в случае нереверсивных насосов или моторов ее можно устранить смещением уплотнительной поверхности с распределительной цапфы относительно нейтральной оси (оси мертвых положений) в сторону вса­ сывающей (для насоса) или в сторону нерабочей (для мотора) полости. Устранение компрессии в этом случае будет осуществлено за счет появ­ ления на начальной части пути поршня вакуума в цилиндре.

Компрессию можно уменьшить, если канал d в донышке цилиндра выполнить в виде узкой щели с соответствующим уменьшением разме­ ра с цапфы, широкая сторона которой расположена параллельно оси цилиндрового блока.

116