книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник

выходном моменте на валу и постоянной подаче источника питания. Расчеты и опыт показывают, что цикличность изменения угло­ вой скорости для нечетного числа г поршней определяется зна­

чением — , а для четного числа — значением 2л/z, т. е. шаг для

четных чисел поршней вдвое больше, чем для нечетных, в соответ­ ствии с чем равномерность хода гидромотора с нечетным числом поршней больше, чем с четным (см. также стр. 118).

С точки зрения равномерности угловой скорости гидромотор с десятью поршнями равноценен гидромотору с пятью поршнями. Расчетная неравномерность обоих этих моторов примерно равна 5%. При увеличении числа поршней до 7 и 9 неравномерность составит соответственно 2,5 и 1,5%.

На рис. 35, в приведен расчетный график коэффициента б неравномерности угловой скорости аксиально-поршневого гидро­ мотора (или, соответственно, неравномерности подачи насоса) в зависимости от числа поршней z.

При необходимости обеспечения очень малой неравномерности применяют машины с двухрядными роторами с нечетным в каждом ряду числом поршней, один ряд которых смещается на четверть поршневого шага (на угол л/2г) относительно второго.

Следует отметить, что поведение гидромоторов при пуске под нагрузкой при разных положениях блока (при разных объ­ емах на радиан) будет различным. Иначе, если в положении пуска рабочий объем на радиан максимален, т. е. при девятипоршневом насосе пять поршней находятся на напорной стороне, то и пуско­ вой момент будет максимален; если же рабочий объем на радиан минимален, т. е. на напорной стороне находятся четыре поршня, то и момент минимален.

130

частотах вращения и при переменной внешней нагрузке вала. Повышение и понижение напряжения гидравлической пружины (колебания давления жидкости) сопровождаются изменением утечек, которые скажутся на угловой скорости. Очевидно, при повышении напряжения гидравлической пружины до величины, способной преодолеть нагрузку статического трения, повышаются также и утечки, влияние которых при малой частоте вращения может быть очень значительным. Принципиально, при плохой герметичности возможен такой скоростной режим гидромотора, при котором пуск его вследствие этих причин станет невозможным.

Принято считать нижним скоростным пределом гидромотора, при котором можно пренебречь влиянием указанных факторов, минимальное число, равное птп ^ 0,2«шах, где nmax — макси­ мальная частота вращения.

Практически минимальная частота вращения гидромотора (и в частности аксиально-поршневого типа) при достаточно равно­ мерной угловой скорости под нагрузкой, не ниже 25 об/мин. При более низкой частоте вращения возможна неравномерность.

Сказанное выше по вопросу минимальной скорости гидромо­ тора справедливо и применительно к гидродвигателям иных ти­ пов (силовым цилиндрам и поворотникам).

§ 36. Контакт поршней со статорным кольцом

Схемы конструкций. В конструкциях насосов, применяемых в гидросистемах, используют как схемы, в которых поршни опи­ раются о барабан своими сферическими головками (см. рис. 29, а), так и схемы с опорными башмаками (рис. 36, а).

Для улучшения смазки и снижения трения поршня о стенки цилиндра поршню в первой схеме часто сообщают поворотные движения относительно его оси. Для этого поверхность статор­ ного кольца, на которую опирается своей сферой поршень, вы­ полняют под некоторым углом ср, равным 15°—20° (рис. 36,6), или цилиндр располагают под таким же углом к плоскости вра­ щения цилиндрового блока (рис. 37, а). Поскольку точка контакта сферической поверхности поршня в этом случае будет смещена относительно его оси, поршень под действием силы трения будет проворачиваться в цилиндре, причем направление его поворота в течение одного оборота цилиндрового блока изменится 2 раза. Указанное движение поршня, суммируясь с относительным воз­ вратно-поступательным движением цилиндра, приводит к тому, что поршень будет двигаться в нем по спирали.

Чтобы уменьшить при проворачивании скольжение головки поршня, необходимо увеличивать плечо приложения силы, чего достигают, выполняя головку грибообразной (см. рис. 36,»е). Диаметр головки (грибка) поршня обычно выбирают равным (1,75—2) d, где d — диаметр поршня. Длину поршня L выбирают не менее L = 2 (е + d).

132

Нагрузка на поршень. Усилие N реакции статорного кольца (см. рис. 36, б и е) на сферическую головку поршня направлено по нормали к образующей конуса, имеющей угол ф к горизонтали, и проходит через центр сферы радиуса г. Это усилие может быть разложено на радиальную силу F, статически уравновешивающую давление жидкости на поршень, и силу Т, направленную пер­ пендикулярно оси поршня, которая изгибает поршень и прижи­ мает его к стенкам цилиндра.

Рис. 36. Схемы контакта плунжера со статорным кольцом

Соотношение между этими силами может быть определено по выражениям

Сила N создает контактные напряжения между поршнями и статорным кольцом, а сила Т нагружает поршень в боковом направлении и стремится сместить цилиндровый блок в осевом направлении.

Внасосах с расположением цилиндров в несколько рядов (рис. 37, б) действие последней силы на цилиндровый блок можно компенсировать путем симметричной установки статорных колец (обойм) 2 с опорной поверхностью под углом, причем при четном числе рядов цилиндров может быть достигнута полная разгрузка,

апри нечетном — частичная; в последнем случае поршни распола­ гаются в шахматном порядке.

Вточке соприкосновения головки поршня со статорным коль­

цом возникает под действием силы N контактное напряжение, допустимая величина которого ограничивает максимальное уси­ лие, развиваемое поршнем. Ввиду этого диаметр d поршней вы­ бирают для насосов, работающих при давлении до 10 МПа

133

Рис. 37. Радиально-поршневые насосы с наклонными поршнями (а) и наклонными статорными кольцами (б)

(100 кгс/см2), не более 20 мм и для насосов, работающих при давле­ нии до 20 МПа (200 кгс/см2), не более 16 мм.

Для уменьшения контактного напряжения увеличивают ра­ диус г сферы головки (см. рис. 36, в).

Высокие контактные напряжения являются одним из недостат­ ков этих схем.

§ 37. Распределение жидкости

Узел (механизм) распределения насоса обеспечивает подвод жидкости из магистрали низкого давления (из камеры всасыва­ ния) к цилиндрам насоса, в которых происходит в данное мгнове­ ние процесс всасывания, и направляет жидкость в магистраль высокого давления из цилиндров, в которых происходит процесс нагнетания. Узел распределения жидкости в описываемых маши­ нах определяет во многом их качество и надежность. В частности механизм распределения насоса определяет такую важную его характеристику, как фактический уровень пульсаций давления в полостях нагнетания. Утечки жидкости через зазоры в распреде­ лительном узле определяют в основном объемные потери в насо­ сах и гидромоторах.

Врадиально-поршневых насосах распределение жидкости обычно осуществляется с помощью цилиндрического золотника (цапфы) (см. рис. 28) и, реже, с помощью плоского золотника

(рис. 37, б).

Внасосах с плоским распределением (см. стр. 218) разделение полостей высокого и низкого давлений осуществляется непосред­

ственным контактом поверхностей распределения (между ними

134

отсутствует Гарантированный зазор). Эти насОсы имеют высокий объемный к. п. д. и отличаются надежностью.

На рис. 37 приведены две конструкции радиально-поршневых насосов с этим распределением. Насос, показанный на рис. 37, б, представляет собой двухрядную конструкцию, в которой опор­ ные дорожки статорного кольца 2 выполнены под углом к ци­ линдру, благодаря чему обеспечивается проворачивание поршней. Наличие двух рядов поршней с противоположными углами на­ клона дорожки обеспечивает разгрузку блока 3 от осевых сил. Распределение осуществляется с помощью плоского золотника 1. Питание осуществляется через поджимной стакан 4. Цилиндры размещены в блоке 3 со смещением одного ряда относительно другого на угол 2nl2z.

В насосе, представленном на рис. 37, б, проворачивание обеспечивается с помощью пространственного (под углом к радиусу)

цилиндрического золотника (цапфы)

Цилиндровый ротор машины с этим распределителем поме­ щается на цилиндрической цапфе (золотнике) 1 (см. рис. 28 и 29), которая имеет окна а и b питания, соединенные осевыми кана­ лами с магистралями всасывания и нагнетания. Окна отделены друг от друга двумя перемычками шириной s, которые обычно расположены симметрично относительно нейтральной (для схемы на рис. 29 — вертикальной) оси. Этими перемычками цилиндры при переходе через нейтральное положение отсекаются как от окон полости нагнетания, так и от окон всасывания.

Распределение цилиндрической цапфой (золотником) отли­ чается компактностью и простотой изготовления. Однако вслед­ ствие наличия в конструкции этого распределителя гарантиро­ ванного зазора, затруднена герметизация, в результате чего давление насосов обычно не превышает 20—25 МПа (200— 250 кгс/см2). Скорости скольжения втулки ротора по распредели­ тельной цапфе обычно принимают для насосов до 3 м/с и для гидро­ моторов — до 4,5 м/с.

Диаметр D распределительной цапфы (рис. 38, см. такЖе рис. 29, б) зависит от количества и диаметра d0 выполненных в ней осевых отверстий а и Ь, которые, в свою очередь, опреде­ ляются расходом жидкости, проходящей через машину.

Для самовсасывающих насосов площадь этих отверстий рассчи­ тывают, исходя из скорости потока жидкости, равной 3—4 м/с;

135

6 гидромоторах, а также в насосах с поддавливанием, эта ско­ рость может быть доведена до 6 м/с.

В общем случае размеры окон всасывания выбирают обычно такими, чтобы скорость жидкости в них была не выше, чем в 2,2— 2,5 раза средней скорости поршня.

Обычно диаметр D распределительной цапфы (в см) выбирают по эмпирическому выражению, исходя из рабочего объема q

где k — 0,206 и b0 — 1,31 для давлений до 7,5 МН/м2 и k = 0,04 и Ьа — 1,5 для давлений до 15 МН/м2.

Рис. 38. Опорно-распределительная цапфа радиально-поршнв' вого насоса

Диаметр цилиндрической направляющей статорного кольца 2 (см. рис. 28) принимается при предварительной конструктивной проработке равным

DH= 2R = 0,075V7 + bHV~q,

где Ьн = 0,9 для давлений до 7,5 МН/м2 и 7,8 — для давлений до 15 МН/м2.

Расположение и размеры s разделительных перемычек (рис. 38) выбираются такими, чтобы при переходе через них окон в до­ нышке цилиндров последние надежно отсекались от распреде­ лительных окон а и b цапфы, а также обеспечивалось надежное заполнение цилиндров жидкостью при проходе зоны всасывания и устранялась компрессия жидкости в цилиндрах в зоне нагне­ тания. Для этого ширина s перевальной перемычки должна быть несколько (на десятые доли миллиметра) больше ширины k окна; в свою очередь, эта ширина меньше диаметра d цилиндра (k < d) (см. также рис. 29).

Это условие обычно выражают углами перекрытия ср и 6 между осями цилиндра при положениях, соответствующих полной от­ сечке его окна от окон а и b в начале (сплошные линии) и в конце

136

(штриховые линии) перехода зоны перемычки (рис. 39, а). Зна­ чения этих углов характеризуют величину перекрытия (s—k) разделительными перемычками окон а и Ь в зонах нагнетания и всасывания, т. е. определяют угол поворота цилиндра относи­ тельно неподвижной цапфы (золотника), необходимый для того,

в нейтральное положение, а углы ф2 и б2 запаздывания пока­ зывают, насколько момент открытия окон отстает от момента прохода цилиндром нейтрального положения. При увеличении углов ф2 и бх повышается компрессия (сжатие) жидкости в ци­ линдрах (см. стр. 138) перемещающимися плунжерами, а при увеличении углов фх и б2 повышается разрежение в цилиндре (недозаполнение цилиндра жидкостью).

В равной мере наличие в зоне всасывания угла упреждения фх приведет к тому, что окно цилиндра будет перекрыто соответ­ ствующей перевальной перемычкой золотника еще до прихода цилиндра в верхнее нейтральное положение, т. е. до окончания процесса всасывания, в результате цилиндр не полностью запол­ нится жидкостью, что снизит объемный к. п. д. насоса. При неко­ торых же больших (5—8°) значениях угла фх недозаполнение цилиндров жидкостью станет столь значительным, что в резуль­ тате возникновения при этом развитой кавитации появятся вибра­ ции и резкий шум, обусловленные гидравлическими ударами и пульсациями давления на выходе, вызываемыми обратным пото­ ком жидкости при соединении недозаполненных жидкостью ци­ линдров с окном нагнетания (см. стр. 142).

137

Обратный поток жидкости из окна нагнетания в недозаполненный жидкостью цилиндр будет также и в том случае, когда угол запаздывания ф2 в зоне нагнетания будет меньше чем угол фх в зоне всасывания (ф2 < фх). Работа насоса в этом случае будет сопровождаться резким шумом («выстреливанием» рабочих камер) и пульсацией давления.

На режим работы отрицательно влияет такж е превышение

угла ф2 над углом фх. Отрицательное действие перекрытий в этом случае обусловлено тем, что при наличии угла запаздывания ф2 поршень на некоторой части хода в процессе нагнетания (вытес­ нения жидкости) будет перемещаться при перекрытом окне ци­ линдра. В результате, если ф2 > фх, поршень, выбрав недозаполненное вследствие наличия фх пространство цилиндра, будет при дальнейшем движении сжимать жидкость в последнем (явление компрессии). При этом, вследствие высокого модуля упругости жидкости, изменения давления в цилиндре могут достигать боль­ ших величин даже при очень малых перемещениях поршня в от­ сеченном цилиндре в направлении уменьшения его объема (см. стр. 40). Давление в этом случае повысится до такого значения, при котором будет обеспечен ход поршня за счет утечки жидкости через зазоры и за счет упругих деформаций жидкости в объемах элементов насоса.

С этой точки зрения наиболее опасным является наличие угла упреждения, при котором распределительное окно блока полностью перекроется, тогда как поршень будет продолжать про­ цесс нагнетания. Так как при этом скачок давления в запертом объеме происходит (будет отсчитываться) вверх от давления на­ гнетания, а объем жидкости в цилиндре будет минимальным, в последнем могут развиться при качественной герметизации недопустимо высокие давления. Ввиду этого угол упреждения в полости нагнетания насоса должен отсутствовать или быть воз­ можно малым.

Рассмотренное повышение давления в запертом объеме рабо­ чей клетки, развивающееся при переходе ее из напорной зоны в приемную и обратно, определяется величиной изменения объема запертой рабочей клетки (степенью деформации жидкости) и ее герметичностью. Опыт показывает, что в зависимости от конструк­ тивного выполнения насоса и герметичности клетки давление в цилиндре может скачкообразно повыситься до недопустимой величины. Ввиду высокого модуля упругости жидкости (см. стр. 42) (Е > 1,3-10#Н/м2) даже незначительное сжатие жидкости

ЛР = т Е >

где --- ---- относительное сжатие замкнутого объема.

138

Ё тех случаях, когда увеличение объема изменяемой полости начнется раньше соединения ее с всасыванием, в этой изменяемой полости будет происходить понижение абсолютного давления вплоть до величины, соответствующей упругости насыщенных паров жидкости. В результате возникают явления локального кипения и выделения растворенных газов.

Д ля устранения компрессии при одновременном устранении

соединения нагнетательной и всасывающей полостей необходимо точное совмещение во времени начала и конца рабочего цикла, что практически затруднительно. В реальных конструкциях всегда имеет место некоторая неточность в таком совмещении, когда отсечка изменяемой полости от выхода происходит раньше, чем закончено уменьшение изменяемой полости, в результате чего на оставшейся части изменения .возникают компрессии (сжатие замкнутого объема жидкости).

Для устранения компрессии применяют различные способы. В частности, в нереверсивных насосах (моторах) ее можно умень­ шить смещение^ уплотнительной поверхности (перемычки) рас­ пределительной цапфы относительно нейтральной оси (оси мерт­ вых положений) в сторону всасывающей (для насоса) или в сто­ рону нерабочей (для мотора) полости (рис. 39, б).

Из рис. 39, б видно, что если цилиндр при движении его плун­

.жидкости из последнего. Для избежания этого необходимо преду­ смотреть устройство для плавного (безударного) дозаполнения цилиндров в момент соединения их с окном нагнетания (см.

стр. 140).

Компрессию можно уменьшить, если окно в донышке цилиндра выполнить в виде узкой щели k < d с расположением параллельно оси цилиндрового блока (рис. 39, а). При этом соответственно может быть уменьшена ширина s перевальной перемычки распре­ делительной цапфы.

Гидравлические удары, обусловленные «выстреливанием» ра­ бочих камер, могут также наблюдаться, хотя и более низкого уровня также и в том случае, когда в цилиндрах будут отсутство­ вать как компрессия, так и вакуум жидкости, т. е. при бх = б2 = 0. Допустим, что цилиндр отсекается от полости нагнетания в ней­ тральном положении (бх = 0); при этом в момент отсечки цилиндра давление р невытесненного объема жидкости в нем (в объеме

139