ператур, которые нарушают в первую очередь модуль упругости мате­ риала пружин, а это неизбежно вызывает нарушение автоматики регу­ лирования давления и расхода насоса.

Опыт показывает, что для распространенных пружинных сталей марок ОВС, 50ХФА и 65С2ВА модуль упругости при нагревании до тем­ пературы 200° С снижается в сравнении с модулем упругости при температуре 20°С на ^ 15%, и, следовательно, эти материалы, в част­ ности, распространенная рояльная проволока, могут быть применены лишь в гидроагрегатах, предназначенных для температур не выше 120° С.

При изготовлении пружин для работы при высоких температурах (при температуре 200° С) рекомендуется применять легированные пру­ жинные стали. Для высоких температур можно применять хромомолиб­

Для устранения остаточных деформаций пружины часто подверга­ ются «заневоливанию» при рабочих деформациях и температуре, пре­ вышающей на 50% температуру эксплуатации (при температуре 270—300° С).

СИСТЕМЫ РАЗГРУЗКИ НАСОСОВ

В гидросистемах с эпизодическим потреблением жидкости, снаб­ женных насосом постоянного расхода, применяют устройства для вы­ ключения насоса или перевода его в режим холостого хода (с нулевым давлением). Выключение насоса обычно осуществляется (автомати­ чески или вручную) с помощью фрикционных муфт, а в случае электри­ ческого привода — с помощью электрогидравлических реле, реагирую­ щих на повышение давления, или с помощью концевых выключателей.

Разгрузка насоса путем перевода его в режим холостого хода пре­ дусматривает обязательное наличие в системе газогидравлического аккумулятора (см. стр. 291), который компенсирует утечку жидкости в системе, а также питает в периоды работы насоса на режиме холостого хода мелкие потребители.

Для этой цели применяют клапаны автоматической разгрузки (охолащивания) насоса, которые после того, как давление в аккумуля­ торе достигнет заданной величины, автоматически отъединяют насос от аккумулятора и соединяют его с баком. Когда давление в аккумуля­ торе в результате расходования жидкости потребителями понизится до установленной величины, клапан вновь включает насос на подзарядку аккумулятора.

Конструктивная схема типового автоматического клапана прямого действия представлена на рис. 126, а.

Жидкость от насоса по каналу 1 через обратный клапан 9 и ка­ нал 8 поступает к аккумулятору и по трубопроводу 7 к поршню 6 кла­

191

пана, находящегося под действием пружины 5. С повышением давления в аккумуляторе до заданной величины, на которую отрегулирована пружина 5, поршень 6 переместится вверх и своим толкателем 4 при­ поднимет шариковый клапан 2; при этом рабочая полость насоса соеди­ нится с каналом 3, связанным с резервуаром. Поршень 6 и клапан 2 будут находиться в этом положении до тех пор, пока давление в акку­ муляторе не понизится до величины, при которой пружина 5 сможет переместить поршень 6 вниз; клапан 2 в этом случае сядет в свое гнездо и отсечет линию насоса от линии резервуара.

Расчет этого клапана выполняют по следующей схеме (трением подвижных деталей клапана и гидравлическим сопротивлением прене-

Рис. 126. Схемы клапанов для разгрузки (перевода на холостой ход) насоса

брегаем). Давлению жидкости на поршень 6 до открытия клапана про­ тиводействует давление жидкости на шарик клапана 2 и усилие пру­ жины 3

Рак-f== Pnf"Ь -Рпр

где D и d — диаметры поршня и отверстия, перекрываемого шариком,

192

После открывания шарикового клапана 2 давления под клапаном и над ним выравниваются, т. е. p j= 0 , а следовательно, Fp&K=Pnp.

Давление жидкости в аккумуляторе, при котором клапан закроется:

•^пр

ны Рпр можно получить нужные значения давлений, определяющие мо­ мент начала открывания и закрывания клапана.

При больших расходах и давлениях применяют двухкаскадные клапаны (клапаны с серводействием). В двухкаскадных клапанах с серводействием (см. рис. 126,6) линия 7 аккумулятора соединена со штуцером 11 вспомогательного клапана, поршенек 10 которого при за­

данном давлении перемещается вверх и соединяет линию 7 с полостью разгрузочного поршня 6. Требуемые значения давлений рак и р'ак зависят от степени сжатия и характеристики пружины 12.

В клапане этого же типа, конструкция и схема которого изображе­ ны на рис. 127, а и б, давление жидкости действует на плунжер 8 и, преодолев усилие натяжения пружины 3, перемещает его вместе с плун­ жером 9 влево. При таком положении плунжера 9 жидкость попадает в полость левого торца плунжера 6 с каналом питания 1, в результате этот поршень переместится влево и соединит канал 1 с каналом 5, веду­

щим в бак.

После того как давление в аккумуляторе понизится, пружина 3 переместит плунжер 9 вместе с плунжером 8 вправо, благодаря чему жидкость от канала 1 через канал плунжера 9 поступит в правую по­

лость плунжера 7 и переместит его влево. Плунжер 7 соединит полость правого торца плунжера 6 с каналом 10, ведущим в бак. Одновременно

сэтим второй выточкой плунжер 7 соединит левую полость плунжера 6

сканалом 1, в результате чего этот плунжер переместится вправо и

перекроет канал, сообщающийся со сливом. Агрегат снабжен обратным

клапаном 2, установленным в канале 4, ведущим в аккумулятор.

На рис. 128 представлена иная схема клапана. В правом положе­ нии плунжера 7 давление насоса действует на правый 1 и левый 3 его хвостовики. Причем, так как площадь хвостовика 1 больше площади хвостовика 3 и площадь плунжера хвостовика 1 больше площади хво­ стовика 3, плунжер 7 при некотором давлении переместится влево и соединит полость насоса с каналом 6, ведущим в бак. Так как на линии бака установлено сопротивление 5, в кольцевой полости 2 создается не­

большое давление, которое обеспечит полное открывание клапана (раз­ грузку насоса). Линия аккумулятора в этом положении плунжера 7 отсекается от насоса при помощи обратного клапана.

При понижении давления в аккумуляторе ниже установленной величины плунжер 7 под действием пружины будет перемещаться вправо, перекрывая канал 6 и увеличивая тем самым давление в по­ лости 8 и одновременно уменьшая давление в полости 2, что ускоряет

закрывание клапана (включение насоса).

Обозначив через h и f3 площади сечений хвостовиков 1 и 3 плун­ жера и через /г площадь сечения кольцевой полости 2 и пренебрегая

сопротивлением дросселя 5, находим давление рак жидкости в аккуму­ ляторе, соответствующее:

началу открывания клапана (разгрузке насоса)

Р о т к > - Т - 7 - ,

началу закрывания клапана (включению насоса)

■^пр

/^зак

1 7 9

С учетом сопротивления рс давление начала закрывания клапана

(246) будет отрицательной величиной, сопротивление 5 будет понижать давление начала закрывания клапана. Кроме того, так как давление в полости 2 при частичном перекрытии плунжером канала 6 при движении его в правую сторону (закрывание клапана) будет понижаться, а в поло*

19 4

сти 4 — повышаться, появится нарастающая неуравновешенность плун­ жера, способствующая его закрыванию. При некотором перекрытии ка­ нала 6 давление в полости 2 будет равно нулю, в полости 4 равно р'с. Для этого случая выражение, определяющее равновесие действующих сил, будет иметь вид:

(см. рис. 126—127) следует учесть возможность относительно высоких забросов давления при срабатывании автомата. На рис. 129 показаны кривые ударного давления при срабатывании автомата разгрузки отре-

гулированного на давление /7 = 210 кГ/см2- Подобные забросы могут вызвать порчу приборов и усталостные разрушения трубопроводов.

Следует отметить, что в современных самолетах распространены также системы с разгрузкой насоса в периоды между рабочими опера­ циями, осуществляемой путем перевода насоса на минимальный (близ­ кий нулевому) расход, при котором поддерживается максимальное дав­ ление, или на режим холостого хода путем соединения его с баком. Эта схема разгрузки насоса в периоды между операциями предусматривает применение регулируемых насосов, производительность которых после достижения заданного давления автоматически понижается до величи­ ны, достаточной для компенсации утечек и поддержания в гидросистеме требуемого давления. При понижении же давления в гидросистеме, происходящем в результате включения потребителей жидкости, насос автоматически переключается на полную производительность. Схемы подобных насосов были рассмотрены ранее (см. стр. 185).

13*

ГЛАВА IX

ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОПРИВОДЫ (ТРАНСМИССИИ)

Объемным гидроприводом (трансмиссией) называют объемную гид­ ропередачу вращательного движения, состоящую из насоса и гидро­ мотора, которая конструктивно может быть выполнена в виде единого

Рис. 130. Гидроприводы с насосом и мотором аксиальных и пластинчатых типов

агрегата, включающего насос и мотор той или другой конструкции (рис. 130,а), либо в виде насоса и гидромотора, соединенных трубопро­ водами (рис. 130,6; см. также рис. 3, б и в).

Объемные гидроприводы получили широкое распространение как в авиационной технике, так и в различных машинах. Этот привод также широко применяют в системах с большими ходами, большими длинами

196

перемещений, когда применение силовых цилиндров прямолинейного движения (см. стр. 206) невозможно или нежелательно из-за технологи­ ческой сложности изготовления, а также наличия в них больших объемов масла, сжатие которого неблагоприятно влияет на равномерность и устойчивость движения.

В авиационной технике распространены приводы вращательного движения относительно небольших мощностей (до 50—60 л. с.), причем применяются преимущественно аксиально-поршневые типы приводов. Однако в других отраслях машиностроения применяются как поршневые приводы аксиальных и радиальных типов, так и пластинчатые, винто­ вые и прочие их типы. Мощность приводов некоторых машин и устано­ вок (прокатных станов, тепловозов и др.) на номинальных режимах работы доходит до 2000—3000 л. с. и выше. Максимальное число оборо­ тов обычно колеблется от 3600 для малых мощностей до 350 об/мин для больших мощностей; рекомендуемое минимальное число оборотов 5 об/мин и ниже; точность регулирования скорости около 5%.

Регулирование числа оборотов (угловой скорости) выходного вала привода осуществляют изменением количества жидкости, поступающей к гидромотору при постоянном рабочем его объеме, либо изменением этого объема при постоянном расходе жидкости. Расход насоса можно изменить путем отвода части потока жидкости в бак при постоянном рабочем объеме насоса (дроссельное регулирование, см. стр. 270), либо изменением рабочего объема насоса (объемное регулирование). Первый способ регулирования применяют при небольших, второй — при больших мощностях.

ОБЪЕМ НОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ГИ ДРО П РИ ВО ДА

При средних и выше мощностях (i\/>10 л. с.) распространена си­ стема регулирования выходной скорости привода с использованием объ­ емных насоса и гидромотора, один из которых (см. рис. 130, а) или оба (см. рис. 130,6) являются агрегатом с регулируемым рабочим объемом.

При объемном регулировании не происходит потери мощности, обус­ ловленной дросселированием, так как насос подает то количество жидко­ сти, которое необходимо для обеспечения требуемой скорости и мощно­ сти на выходе гидромотора.

Теоретическое число оборотов гидромотора вычисляют из условия равенства объемов, описываемых рабочими элементами насоса и мо­ тора (поршнями, лопастями и пр.) в единицу времени

Отсюда теоретическое число оборотов мотора

(249)

гдеРт<н и QTM—объемы, описываемые рабочими элементами насоса и гидромотора в минуту [см. выражения (144) и (169)];

«„ — число оборотов насоса в минуту; дТЛ и <7Т.М— рабочие объемы насоса и гидромотора —расчетная произ­

водительность за один оборот [см. выражение (108)].

Выражения для теоретической мощности Л^теор и крутящего мо­ мента Мте0р на выходном валу мотора [см. выражения (135), (136)] имеют вид

(250)

(251)

197

Из этого выражения следует, что осуществить регулирование ско­ рости выходного вала привода (мотора) можно в том случае, если один из агрегатов (насос или мотор) регулируемый.

Регулирование выходной скорости привода осуществляют измене­ нием эксцентриситета е или угла наклона у диска (см. рис. 47 и 57), который у насоса может уменьшаться до нуля, а для гидромотора — до некоторого минимального значения, после которого механический к. п. д гидромотора резко понижается, в результате гидромотор превращается в самотормозящую систему.

При регулировании выходной скорости (вала мотора) путем изме­ нения рабочего объема qK насоса при постоянном рабочем объеме qM мотора получим при постоянном перепаде давления жидкости перемен­ ную мощность Л/теор и постоянный крутящий момент Мте0р на валу мотора (потерями пренебрегаем), а при регулировании рабочего объема мотора при постоянном рабочем объеме насоса — постоянную мощность

ипеременный крутящий момент на валу мотора.

Вавиационной технике, равно как и в большинстве прочих отраслей техники, преимущественно применяются приводы с регулируемым насо­ сом и нерегулируемым гидромотором. При использовании нерегулируе­ мых гидромоторов (с постоянным рабочим объемом) перепад давления будет прямо пропорционален крутящему моменту на выходном валу, возникающему под действием приложенной к нему нагрузки, скорость же на выходном валу будет пропорциональна производительности насоса.

При применении насоса и мотора переменных (регулируемых) рас­ ходов (рабочих объемов) расширяется диапазон регулирования, а также возможность выбора выходных характеристик привода по крутящим моментам и мощностям. Так, например, если выходную скорость при­ вода регулировать изменением углов наклона дисков насоса и мотора, то теоретически подобный привод будет иметь неограниченный диапа­ зон чисел оборотов — от бесконечно малого до бесконечно большого [см. выражение (252)].

Однако если выходной вал мотора нагружен, то регулирование можно осуществить лишь в определенных пределах выходных скоростей, вне которых угловая скорость не будет изменяться пропорционально из­ менению установки угла ум регулирования. Минимальной величиной ра­ бочего объема мотора будет значение, при котором развиваемый им крутящий момент способен преодолеть как сопротивление трения в мо­ торе, так и нагрузку, приложенную к его валу.

В равной мере при некоторых малых значениях рабочего объема на­ соса (малом угле ун) вращение вала мотора может прекратиться из-за перетеканий жидкости из рабочих полостей насоса и мотора в нерабо­ чие, а также из-за утечек ее в резервуар. Это наступит, как было ука­ зано, при такой величине ун, при которой объем, описываемый рабочими элементами qHy будет равен утечкам жидкости при данном давлении [см. выражение (111)] или иначе, когда объемный к. п.д. насоса будет равен нулю.

198

Сказанное справедливо для любого направления вращения насоса. Поэтому рассматриваемый гидропривод будет иметь «мертвую зону» в положении регулирующего узла насоса, при проходе которой мотор не будет вращаться. Практически регулирование насоса в пределах, обеспечивающих удовлетворительный к. п. д., можно осуществлять в диа­ пазоне регулирования скоростей 50:1, а мотора — в диапазоне скоро­ стей 10:1. Общий же диапазон регулирования трансмиссии с регулируе­ мыми насосом и мотором достигает в отдельных случаях при практи­

в которых питание насосов жидкостью обеспечивается атмосферным давлением. В связи с повышением высотности полетов самолетов по­ требовались закрытые системы с давлением на входе в насос выше атмосферного. Это достигается применением герметических резервуа­ ров, в которых искусственно (наддувом их каким-либо инертным газом или применением вспомогательных насосов подкачки) создается дав­ ление выше атмосферного. Давление наддува и давление жидкости вспомогательного насоса должны обеспечивать надежное заполнение рабочих полостей основного насоса, а в схемах насосов, в которых не предусмотрено принудительное механическое перемещение поршней — обеспечить также и перемещение поршней.

к. п. Д. ГИ ДРО П РИ ВО ДА

Потери мощности в гидроприводе, состоящем из насоса и мотора, равны сумме их объемных и механических (включая гидравлические)

должны быть учтены также потери мощности, обусловленные гидравли­ ческим сопротивлением трубопроводов, по которым циркулирует жид­ кость, и местных сопротивлений.

Эти потери мощности можно выразить гидравлическим к. п.д. при­

вода Т |г и д р *

Обозначив указанные суммарные потери давления в трубопроводах (включая также и потери местных сопротивлений, расположенных на

Для привода нераздельного исполнения последний вид потерь вклю­ чается в механические потери насоса или мотора в зависимости от места измерения давления жидкости.

Очевидно, потери на пути от точек, в которых измерялись давле­ ния, до рабочих камер насоса и мотора, а также потери в сливных и всасывающих каналах войдут в механические потери последних, учи­ тываемые соответствующим механическим к. п. д.

В соответствии с этим полный к. п. д. привода

гДе Лоб.пр и Лмех.пр — объемный и механический к. п.д. привода.

199

Величина полного к. п. д. привода определяется отношением выход­ ной его мощности (мощности на валу гидромотора) к приводной (мощ­ ности на валу насоса)

или

м.тор.м

Лполн' Af,пр.н

где А^эф„ и N npa — измеренные мощности на валу мотора и насоса;

7Итор м и Мпрн— измеренные крутящие моменты на валу мотора и насоса.

Рис. 131. Характеристики аксиально-поршне­ вого гидравлического привода

где /гм эф и лм теор — соответственно эффективное и теоретическое число оборотов цотора (соответствующее QT.H).

Эффективная мощность на валу мотора

где 7Vnp H— мощность на валу насоса (приводная мощность).

При расчетах привода механический к. п. д. поршневого насоса или мотора средней мощности (10—30 л. с.) можно принимать равным 90—96%, объемный к. п. д. — 96—98% при номинальных режимах рабо­ ты и давлении 150—200 кГ/см2. Полный к. п. д. привода обычно равен 80—85%, хотя в отдельных случаях он достигает 90—94%.

На рис. 131 приведены опытные характеристики аксиально-пор­ шневого гидропривода мощностью 30 кет, насос и мотор которого имеют равные размеры и угол наклона регулирующей шайбы 18,5°; число оборотов насоса 1000 об/мин; изменение мощности достигается измене­ нием давления жидкости. Объемные потери на всасывании насоса (е) и потери, обусловленные трением жидкости (d), выражаются прямо­ угольными площадками. Следовательно, эти потери не зависят от мощ­ ности привода. Механические потери (с), а также потери вследствие

200