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

Маховые массы аксиально-поршневого гидромотора мощностью 200 л. с. составляют менее 1/10 маховых масс электродвигателя такой же мощности. Маховой момент гидромотора мощностью 80 л. с. равен при частоте вращения п = 1500 об/мин всего лишь 0,05 кгс/см2, вместо 3,1 кгс/м2 для трехфазного электродвигателя такой же мощности и частоте вращения, т. е. в 62 раза меньше, чем маховой момент электродвигателя.

Важным параметром для многих случаев применения является также приемистость (быстродействие) насоса при регулировании подачи. Изменение подачи от нулевой до максимальной осуще­ ствляется в некоторых типах этих насосов за 0,04 с и от макси­ мальной до нулевой — за 0,02 с.

Наиболее распространенное число цилиндров в аксиально­ поршневых машинах равно 7—9, диаметры цилиндров гидро­ машин (насосов, гидромоторов) обычно находятся в пределах от 10 до 50 мм, а рабочие объемы машин — в пределах от 5 до 1000 см3. Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен в насосах 20° и в гидромото­

рах 30°.

Частота вращения насосов общемашиностроительного приме­ нения средней мощности равна 1000— 2000 об/мин; частота вра­ щения гидромоторов может быть выше примерно в 1,5 раза, чем у насосов той же конструкции и мощности. Частота вращения подобных насосов в авиационных гидросистемах обычно равна 3000—4000 об/мин, однако в отдельных случаях применяют на­ сосы со значительно большей частотой вращения. По данным ино­ странной печати изготовляются насосы с максимальной частотой вращения 20 000 и 30 000 об/мин и минимальной —5 — 10 об/мин.

Для специальных целей созданы малогабаритные насосы на рабочий объем q = 0,7-f-l см3/об (диаметр поршня d = 5-ьб мм, ход h = 4 мм, диаметр блока D = 20 мм); подача такого миниа­ тюрного насоса достигает (за счет большой п) 20 л/мин при р = = 20 МПа (200 кгс/см2).

Насосы и гидромоторы с аксиальным расположением цилинд­ ров применяются при давлениях 21—35 МПа (210—350 кгс/см2) и реже при — более высоких давлениях [насосы подачей до 400 л/мин часто выпускаются на рабочие давления до 55 МПа (550 кгс/см2)]. Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отраслей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 4000—4500 л. с. (подача до 8700 л/мин) и более.

Насосы и гидромоторы этих типов имеют высокий объемный к. п. д., который для большинства моделей достигает при опти­ мальных режимах работы значений 0,97—0,98. Многие зарубеж­ ные фирмы гарантируют для насосов с подачей 130—150 л/мин объемный к. п. д. при давлении 35 МПа (350 кгс/см2) не менее 0,99. Общий к. п. д. этих насосов составляет примерно 0,95.

Различают гидромашины (гидромоторы и насосы) с наклон­ ным цилиндровым блоком и машины с наклонным диском, пони-

180

мая под первыми аксиально-поршневые гидромашины, у которых ось ведущего звена и ось вращения ротора пересекаются (см. рис. 57, а), и под вторыми — аксиально-поршневые гидромашины, у которых ось ведущего звена и ось вращения ротора совпадают, т. е. у таких гидромашин ведущее звено и ротор расположены на одной оси (см. рис. 57, б). Помимо указанного, существует много других конструктивных различий, однако они обычно не являются принципиальными и предельные характеристические возможности всех машин этого типа в большинстве случаев равно­ ценны.

3 и

Рис. 56. Кинематическая схема аксиально-поршневого насоса

Кинематической основой аксиально-поршневых гидромашин является видоизмененный кривошипно-шатунный механизм (рис. 56, а), цилиндр 3 в котором при повороте кривошипа 2 вокруг оси 1 совершает вместе со штоком 5 перемещения в верти­ кальной плоскости (в плоскости чертежа), двигаясь параллельно самому себе и сохраняя осевое положение штока. Перемещение поршня 4 при повороте кривошипа 2 на угол а = at будет

х' = R — R cos а = R (1 — cos а),

где R — длина кривошипа.

Очевидно, что полное перемещение (ход) h' поршня в цилиндре ■

Схема принципиально не изменится, если плоскость вращения кривошипа повернуть (наклонить) вокруг вертикальной оси уу относительно прежнего положения на некоторый угол р меньший 90° С (рис. 56, б). В этом случае схема превратится в простран­ ственную, а следовательно, цилиндр для сохранения прежней кинематики поршня (для обеспечения осевого положения штока) должен перемещаться в пространстве по эллипсу, представляю­ щему собой след проекции центра шарнира, связывающего кри-

181

вошип 2 со штоком 5, на плоскость, перпендикулярную к оси цилиндра.

При этом перемещение поршня

Ввиду того, что перемещение цилиндра по подобной траекто­ рии практически неосуществимо, эту траекторию заменяют окруж-

Разрез окон а и b показан условно

в)

ностью, описанной радиусом R, что вносит в расчет по данной формуле некоторую неточность (нарушается, вследствие возник­ новения колебаний штока 5, синусоидальный закон перемещения поршня).

Взяв вместо одного цилиндра несколько и разместив их равно­ мерно по кругу с расположением осей параллельно оси блока цилиндров 2, а также заменив кривошип диском 5 (рис. 57, а), ось которого наклонена относительно оси блока 2 на угол у = = 90° — р, получим принципиальную схему многопоршневой машины (насоса или мотора) пространственного типа, вытеснители которого выполняются либо в виде поршней, связанных с на­ клонным диском с помощью штоков 4 (рис. 57, а), либо в виде сво­ бодно посаженных плунжеров 2 со сферической головкой, кото­ рые прижимаются к наклонному диску 3 (рис. 57, б) с помощью пружин 1 или давления подпиточных насосов (см. стр. 248).

182

Первые машины получили название аксиально-поршневых гидромашин с наклонной люлькой или наклонным цилиндровым блоком (рис. 57, а), вторые — аксиально-поршневых гидромашин с наклонным диском (рис. 57, б). К этим основным двум типам можно отнести практически все существующие конструкции аксиально-поршневых гидромашин.

Конструктивно в аксиально-поршневой машине с наклонной люлькой оси приводного вала и блока цилиндров расположены под углом у друг к другу, а в машинах с наклонным диском эти оси составляют одну линию.

В машинах первого типа (рис. 57, а) поршни соединяются с приводным наклонным диском с помощью шарниров (штоков) 4 (см. также рис. 58, б). Осевое усилие поршней, воспринимаемое от приводной наклонной шайбы 5, преобразуется, вследствие наклонного ее расположения, в крутящий момент, который затем через карданные шарниры 6 передается на центральный вал. Машины этого типа называются также машинами с передачей крутящего момента на наклонную шайбу.

Крутящий момент в таких машинах снимается непосредственно

не передается. Через поршни в этой схеме передается на блок цилиндров 2 лишь момент от сил трения и инерции (ускорения или замедления). Поэтому поршни 3 скользят в цилиндрах здесь практически без поперечных нагрузок, и их функции в этом случае сводятся к герметизации цилиндров.

Благодаря этому фактически устраняется износ поршней и цилиндров и обеспечивается высокий механический к. п. д. ма­ шины, а также хороший пусковой момент при работе машины в режиме гидромотора. Однако угловое расположение приводного диска и блока цилиндров и соответствующее ему распределение действующих сил в приводном механизме требует применения мощных опор и подшипников качения.

Конструктивно всякая машина этого типа (рис. 57, а) имеет многоцилиндровый блок (барабан) 2, поршни 3 которого связы­ ваются при помощи шатунов 4 или иных средств с наклонным диском (шайбой) 5, выполняющим в этой схеме роль кривошипа ранее рассмотренной принципиальной схемы (см. рис. 56). Угол у наклона этого диска относительно оси цилиндрового блока опре­

соса.

Силовая и кинематическая связь цилиндрового блока 2 с при­ водным валом 8 осуществляется с помощью различных механи­ ческих средств, обеспечивающих приближенную синхронность (равенство) угловых скоростей цилиндрового блока и вала. Наи­ более распространена связь с помощью двойного универсального кардана 6 (см. стр. 195), который обеспечивает при соответствую­

183

щем выполнении практическую синхронность угловых скоростей ведущего и ведомого (цилиндровый блок) валов.

В машинах второго типа (рис. 57, б) поршни (плунжеры) 2 непосредственно опираются на наклонную шайбу 3 через сфериче­ ские головки (см. рис. 66, 6) или башмаки (рис. 58, а), а развивае­ мое ими при этом усилие вращения передается в результате скольжения поршней по наклонной шайбе на блок цилиндров.

ваемых машин является преобладающее применение торцового распределения рабочей жидкости. Поскольку цилиндровый блок 2 у рассматриваемого насоса (рис. 57, а) вращается (цилиндры пере­ мещаются относительно корпуса), упрощается распределение жидкости, которое обычно выполняется через серпообразные окна а и b в распределительном золотнике 1 и каналы (отвер­ стия) 7 в донышках цилиндров блока 2 (на рисунке канал 7 пока­ зан условно). При работе насоса торец цилиндрового блока сколь­

золотника и через’них —с магистралями всасывания и нагнетания. Поверхности торцов распределителя выполняются плоскими (рис. 57) или сферическими (см. рис. 74, б). Преимуществом по­ следнего типа является то, что он не требует точного совпадения осей скользящих поверхностей, а допускает наличие некоторой несоосности (пересечения этих осей), чего не допускает плоский распределитель. Однако последний обладает существенным пре­

184

имуществом, заключающимся в отсутствии необходимости инди­ видуальной подгонки поверхностей скольжения.

Внейтральных (мертвых) положениях цилиндров (в верхнем

инижнем) отверстия 7 в донышках цилиндров (рис. 57, в) перекры­ ваются нижней и верхней перевальными (разделительными) перемычками, расположенными между распределительными ок­ нами а и Ь\ ширина s перемычек несколько превышает размер отверстий 7 ( i < s).

Применение насосов с наклонной люлькой (см. рис. 57, а) предпочтительнее в открытом контуре и при высокой частоте вра­ щения. Насосы с наклонной шайбой (см. рис. 57, б) имеют пре­ имущества при очень высоких давлениях и быстрых процессах переключения, которые здесь осуществимы благодаря малой массе перемещающихся при этом деталей узла регулирования.

§ 45. Средняя подача насоса

Расчетная средняя подача насоса равна объему, описываемому поршнями насоса в единицу времени [см. также выражение (13)]

где у — угол, образованный осями цилиндрового блока и наклон­ ного диска, определится для первой схемы (см. рис. 57, а) по

Максимальный ход /г поршня получается при повороте от нейтрального положения на угол со^ = 2я.

Учитывая, что cos 2я = 1, имеем h — 2Rr sin у, рабочий объем одного цилиндра площадью / может быть выражен

<7Ц= 2RJ sin у

и при z поршнях в блоке рабочий объем насоса q = 2RJz sin у = D Jz sin у.

Средняя расчетная подача насоса

Qr = ЯП= -g - = DJz sin у = zD a sin уn, (65)

где n = CO и и — частота вращения и угловая скорость насоса.

185

Соответственно для второй схемы (см. рис. 57, б) будем иметь (допускаем, что точки контакта поршней находятся на их осях)

Рис. 59. Схемы аксиально-поршневого насоса с карданным приводом (а и б) и кривые пути, относительной скорости и ускорения поршня в цилиндре (в)

Подача регулируется изменением угла у наклона оси диска относительно оси цилиндрового блока, которое осуществляется либо изменением положения оси диска 3 относительно оси ци­ линдрового блока при неизменном положении последнего (см. рис. 57, б), либо наклоном цилиндрового блока при неизменном положении наклонного диска (см. рис. 57, а). В последнем случае подвод и отвод жидкости к плоскому распределителю осуще­ ствляется через цапфы а поворотной люльки Ь, в которой разме­

186

поршневых гидромашин. Так, например, при уменьшении этого

где утек и Ymax — текущий и максимальный углы наклона диска. Часто представляется целесообразным секундную подачу на­ соса выразить через угловую скорость и характерный объем

(см. стр. 75):

С учетом утечек объемная характеристика насоса примет вид (сжимаемостью жидкости и неполным заполнением насоса жидко­ стью при проходе камеры всасывания пренебрегаем)

Q^--=Ky— г^Р,

где г — коэффициент утечек.

При работе гидромашины в режиме гидромотора частота вра­ щения его вала будет зависеть от подачи жидкости от источника питания:

187

Пример. Рассчитать величину хода поршней, рабочий объем и расчетную подачу аксиально-поршневого насоса. Диаметр поршней d = 18 мм, диаметр окружности расположения поршней в цилиндровом блоке Dg = 80 мм, угол наклона диска у = 30°, число поршней z = 7, частота вращения п = 2500 об/мин. Изменение угла между шатунами и осью вращения блока цилиндров, обуслов­ ленное кинематикой шатунного привода поршней, не учитывать (исходить из синусоидального закона движения поршней).

Решение. Ход поршня (плунжера)

Расчетная подача насоса

QT = qn = 104,3-2500 = 260 750 см3/мин«* 260 л/мин.

§ 46. Кинематика и динамика

аксиально-поршневых машин

Кинематика аксиально-поршневых гидромашин определяется довольно громоздкими выражениями, которые при практическом использовании приходится заменять более простыми аппрокси­ мирующими уравнениями. Эти уравнения получаются путем ана­ лиза упрощенных кинематических схем и зависимостей. Напри­ мер, при этих упрощениях не учитываются влияние на переме­ щение поршней конечной длины шатунов, дезаксиала (см. стр. 192), угловой асинхронности цилиндрового блока и пр.

Скорость движения поршня. Перемещения поршня в цилиндре аксиально-поршневой машины с наклонным блоком можно рас­ сматривать как сумму двух движений, одно из которых (часто называемое основным) обусловлено лишь наклоном оси цилиндро­

вого блока относительно упорного диска '[ft = - у - sin у (1 —

— cos а) ] и второе, обусловленное переменным угловым отклоне­ нием оси штока (шатуна) от оси цилиндра, а также асинхронностью углового перемещения блока цилиндров относительно упорного диска, определяемой кинематикой механизма связи цилиндро­ вого блока и наклонного диска.

Получение точных аналитических зависимостей между углом поворота ведущего вала (или ротора гидромашины) и относитель­ ным перемещением поршня в цилиндре блока насоса в большинстве случаев затруднительно вследствие громоздких вычислений, неоправдываемых практическими результатами, ввиду чего нами будут рассмотрены приближенные зависимости (с учетом лишь угла наклона диска), удовлетворяющие с достаточной прочностью требованиям инженерной практики.

На основании выражения (63) перемещение поршня при угле наклона упорной шайбы у — 90°— Р будет (нарушением парал-

188

лельности шатунов при у>> 0 и влиянием асинхронности кардан­ ной связи пренебрегаем)

При допущении синусоидального закона изменения скорости, т. е. пренебрегая влиянием дезаксиала (см. стр. 192) и влиянием конечной длины штоков (считаем шатун бесконечно длинным), а также допуская, что угловая скорость цилиндрового блока и

где а = соt — текущий угол поворота цилиндрового блока от положения, соответствующего началу движения рас­ сматриваемого поршня;

со — угловая скорость вала. Максимальный ход поршня

Из выражения (68) следует, что при постоянной угловой ско­ рости наклонного диска относительная скорость поршня в цилин­ дре представляет функцию угла поворота а = (at. За начало отсчета угла а здесь, как и во всех последующих выкладках, считаем положение цилиндра, когда для рассматриваемого поршня начинается такт всасывания.

Для соблюдения этого равенства значение cos а должно быть равно нулю, что соответствует a = 90° и a = 270°; исходя из этого имеем

У0тн шах — ® # ASin у.

189