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

сегментами 1 и 3. Сегменты входят в пазы буксы 6 блока цилинд­ ров 7 и буксы 5 вала (наклонного диска 4).

На рис. 65 представлена конструктивная схема машины с этим карданом 4, получившим название «несилового кардана», поскольку через него в этих машинах передается при установившемся ре­ жиме лишь момент, необходимый для преодоления потерь на тре­ ние, а в переходных режимах — дополнительно момент на пре­ одоление сил инерции вращающегося блока 1. Рабочий же момент,

соответствующий мощности машины (М = jVio), создается здесь в результате вытеснения жидкости поршнями 2, связанными шату­ нами 3 с наклонным диском 5, выполненным заодно с приводным валом 6.

Связь между текущими углами поворота приводного вала 6 и блока 1 цилиндров выражается (рис. 64) известной из курса механики зависимостью

где у — угол между осями кардана и приводно'го вала; у2— угол между осями кардана и блока цилиндров.

200

в этом случае машина с двойным несиловым карданом будет ра­ ботать, с точки зрения кинематических соотношений, как машина с одинарным (асинхронным) карданом, однако с несколько мень­

Рис. 66. Расчетные схемы аксиально-поршневого насоса с наклонным диском

Поскольку при этом возникают дополнительные силы в шар­ нирном узле привода, а также дополнительные пульсации давле­

Из приведенного следует, что двойной кардан может быть полностью синхронным лишь для нерегулируемых насосов.

Для обеспечения полной синхронности вращения ведущего и ведомого валов во мнргих случаях применяют между наклон­ ным диском и блоком цилиндров зубчатую связь (см. рис. 62, б), осуществляемую с помощью двух конических шестерен а и Ь. Насосы с подобной связью цилиндрового блока с наклонным диском

201

допускают высокие (до у = 45°) углы наклона осей блока и диска. Однако такие гидромашины пригодны для работы лишь на сравни­ тельно небольших частотах вращения вала {п < 3000 об/мин) и не могут быть регулируемыми.

§ 48. Равномерность подачи (потока) жидкости

Подача жидкости аксиальным насосом имеет, как и подача радиальным насосом (см. стр. 116) неравномерный, пульсирующий характер. Она слагается из подач отдельных поршней, совершаю­ щих рабочий цикл в текущий момент (соединенных с полостью

нагнетания)

П

в цилиндре [см. выражение (68)].

Приведенное выражение справедливо для насоса с синхрон­ ным (двойным) карданом, обеспечивающим равные угловые ско­ рости ведущего и ведомого валов = со2 = со = const.

Текущая максимальная подача одним поршнем соответствует максимальной относительной скорости (при ср( = 90°):

Ятах ^шаxf /®^?д®1П у,

где итах = sin у — максимальная скорость поршня. Мгновенная (текущая) подача насоса определится суммой по­

дач всеми поршнями, находящимися в нагнетательной полости:

202

Из формулы (76) следует, что неравномерность подачи акси­

ального насоса, обусловленная неравномерностью подач отдель-

П

ных поршней, определяется характером функции i—I sin ai и

приближенно изображается кусочно-непрерывной функцией в виде отрезков синусоид.

Так как закономерность, выражающая мгновенную подачу одного поршня и описываемая уравнением (75), не отличается от уравнения (50), сведения, приведенные на стр. 116 применительно к радиальным насосам, справедливы и для рассматриваемых здесь аксиальных насосов. Трафики суммарных подач поршней при ус­ ловии синусоидального закона их перемещения в зависимости от угла поворота вала были рассмотрены на рис. 34, б.

Следует отметить, что в некоторых конструкциях насосов предусматривается выравнивание потока (подачи) насоса различ­ ными конструктивными мерами. В частности, применяют метод

ния» поршней, заключающийся в неравномерном угловом распо­ ложении осей цилиндров в блоке. Применяют, кроме того, комби­ нированный метод, в котором одновременно осуществлены ука­ занные конструктивные меры. Параметры, определяющие подачу, подбирают так, чтобы в момент максимальной угловой скорости наклонной шайбы уменьшение подачи компенсировалось увели­ ченным значением диаметра того поршня, который в этот момент обеспечивает наибольшую часть подачи, или увеличением ра­ диуса, на котором он расположен в блоке.

§ 49. Особенности расчета насоса с наклонным диском

При расчетах аксиальных плунжерных насосов с наклонным диском (см. рис. 57, 6) и опорой поршней через сферическую го­ ловку (рис. 66, б) и промежуточный башмак (см. рис. 58, а) до­ пускают, что при вращении блока цилиндров точки контакта плунжеров с наклонным диском находятся на осях цилиндров,

В соответствии с этим максимальный ход h поршня со сферической головкой (см. рис. 57, б) принимают с некоторой погрешностью равным h = D6 tg у, где D6 — диаметр окружности блока, на которой расположены центры цилиндров. При этом выражение (65)

203

Соответственно для рассматриваемых машин (см. рис. 57, б) уравнения перемещения х, скорости уотн и ускорения /отн поршня [см. уравнения (67), (68) и (70) ] при повороте относительно поло­ жения, соответствующего началу нагнетания, на угол а = a>t, будут

Ход, скорость и ускорение поршня машины с наклонной шай­ бой представляют чисто гармонические колебания.

Текущая подача гидромашины при повороте на угол а = wt относительно положения, соответствующего началу нагнетания, определится суммой подач поршней, одновременно находящихся в напорной полости:

где п — число цилиндров, соединенных в текущий момент с по­ лостью нагнетания.

За начало отсчета угла а = a>t считаем положение цилиндра, при котором для рассматриваемого поршня начинается такт вса­ сывания.

Текущая подача изображается кусочно-непрерывной функ­

тания последним.

Существенным недостатком конструкции с точечным контактом (со сферической опорой) (рис. 66, б) является ограниченность величины давления жидкости, поскольку вследствие точечного кон­ такта сферической поверхности опоры поршня с плоскостью обоймы наклонной шайбы, в месте контакта возникает высокое

204

напряжение. Величина напряжения о определяется по формуле Герца

где N — нормальное усилие в точке контакта;

§ 50. Предельные частоты вращения насоса

Согласно уравнению мощности (см. стр. 91) с целью уменьше­ ния габаритов и массы насоса выбирают возможно высокие (пре­ дельные) частоты вращения машины. Различают предельные ча­ стоты вращения насоса при работе его в режимах с подпиткой

ив режиме самовсасывания.

Режим с подпиткой. При определении частоты вращения насоса

для работы с подпиткой от внешнего источника, обеспечить на­ дежность всасывания не трудно, поскольку достаточное давление на входе в насос гарантирует в этом случае полное (100%) на­ полнение жидкостью насоса.

При режиме с подпиткой часто преднамеренно выбирают более высокое давление на входе, чем это требуется для заполне­ ния насоса. Это позволяет разгрузить узлы насоса, совершающие

вданный момент обратный ход, от сил инерции движущихся масс. Обычно давление аксиально-поршневых насосов берут примерно равным 10 кгс/см2. В случае закрытой гидросистемы (см. стр. 447) подача подпиточного источника должна быть достаточной для ком­ пенсации всех утечек в гидроприводе.

Втом случае, если это требуется по температурному режиму, часть или вся направляемая в насос жидкость проходит через охладительное устройство.

Однако допустимые высокие частоты вращения лимитированы не только требованием обеспечения бескавитационной работы на­ соса, но и возможностью местного перегрева движущихся частей,

врезультате которого понижается вязкость жидкости (масла) и становится тоньше масляная пленка на трущихся деталях гидро­ машины, что может вызвать выход ее из строя. Этому способствуют значительные динамические нагрузки, которым эти детали под­ вергаются при высоких скоростях движения. Так, например, поршни, которые в аксиально-поршневых машинах с наклонной люлькой разгружены в радиальном направлении от сил давления жидкости, с увеличением частоты вращения прижимаются под

205

действием центробежной силы к наружным стенкам цилиндров. При высоких частотах вращения нарушается также устойчи­ вость блока цилиндров; одной из причин этого служит динами­ ческий опрокидывающий момент Мл, обусловленный центробеж­ ными силами F массы т поршней (рис. 67). По достижении неко­ торой высокой частоты вращения осевое усилие пружины а цилиндров блока не будет обеспечивать надежный прижим его к распределителю, в результате может произойти опрокидывание

блока. Поэтому частота враще­ ния типовых аксиально-порш­ невых насосов (давление до 32МПа или 320 кгс/см2) обычно не превышает 4000 об/мин. При этой скорости температура масла в системе должна под­ держиваться не выше 80° С.

Для уменьшения центробеж­ ной силы поршни обычно вы­ полняются полыми (см. рис. 58). Однако при этом мертвое про­ странство (объем) насоса повы­ шается на величину пустот в поршнях.

Режим самовсасывания. В режиме самовсасывания предельная частота вращения устанавливается при работе в открытом цикле, т. е. когда насос сам всасывает жидкость из открытого бака и по­ дает потребителям, откуда она снова возвращается в бак (см. рис. 186, б). Бак служит резервуаром и уравнительной емкостью, компенсирующей возникающую разность объемов всасывания и слива, обусловленную асимметричностью потребителей, в частно­ сти— работой дифференциальных гидроцилиндров (см. рис. 207, а).

В случае открытой гидросистемы рекомендуется, когда это возможно, устанавливать насос ниже уровня жидкости в баке и максимально укорачивать всасывающую магистраль, избегая размещения на ней гидравлических сопротивлений (фильтров, тройников и пр.), а также всемерно улучшать условия потока. При такой схеме давление на входе в насос может быть равно или близким к атмосферному.

Предельная частота вращения самовсасывающего насоса ори­ ентировочно определяется расчетным путем и уточняется опытной проверкой. Обозначив подачу при нулевом давлении через QT, гидравлическое сопротивление всасывающего канала (включая местные сопротивления) — L, абсолютное давление в баке — рб и абсолютное давление на торцевой поверхности поршней, нахо­ дящихся во всасывающей полости, через рп, находим (без учета влияния кинематики поршней) в первом приближении

QT== L У рб — рп.

206

Если рп равно нулю, что соответствует отрыву потока жидкости от поршня в цилиндре, то получим выражение для предельной подачи

QnP= L V Je -

Отсюда гидравлическое сопротивление

, _ *3пр

VV6 -

Величину предельной подачи Qnp экспериментально опреде­ лим, измерив ее при непрерывном увеличении скорости вращения

Рис. 68. Графики подачи насоса

насоса. Сперва подача изменяется примерно по расчетному урав­ нению (14):

где q — максимальный рабочий объем; ш — угловая скорость.

При повышении частоты вращения до некоторого значения возникает кавитационный шум (точка а) и в точке Ь нарушается пропорциональность зависимости подачи от скорости (рис. 68, а):

со > 2л — .

я

Точка b определяет предельную скорость и, соответственно, — предельную подачу для данных условий.

Ввиду того, что отклонение кривой подачи от линейной зави­ симости происходит постепенно, установить абсолютное значе­ ние предельной подачи в виде математической зависимости не

207

представляется возможным. Кроме того, при работе это услож­ нено вследствие наличия в рабочих жидкостях гидросистем раст­ воренного воздуха, выделение которого начинается задолго до достижения давления уровня насыщенных паров этих жидкостей. Ввиду этого, предельную допустимую частоту вращения п в прак­ тике устанавливают с некоторым запасом. Так, для распростра­ ненных самовсасывающих аксиально-поршневых насосов с на­ клонной люлькой при давлении в баке 1 ата п принимают равным

2500 об/мин.

Практически, при уменьшении угла наклона люльки от мак­ симального, равного 25°, до 15°, частота вращения дт1п может быть увеличена до нгаах, при которой подача не будет превышать вели­ чины при наклоне люльки 25° и номинальной скорости. В соответ­ ствии с этим частота вращения при угле наклона люльки 15° составит

tg 25°

■min tg 150 '

Однако при работе насоса в режиме с подпиткой подобное повышение предельных частот вращения в зависимости от угла наклона люльки недопустимо.

Режим с наддувом питающих баков. Улучшить наполнение самовсасывающего насоса жидкостью и, соответственно, повысить допустимую частоту вращения можно путем повышения давления в расходном герметичном (отделенном от атмосферы) баке. Это достигается наддувом газа при некотором избыточном давлении. В отличие от рассмотренной системы с подкачкой при этом спо­ собе не требуется специальный насос подкачки.

Подача <2над (рис. 68, б) при питании с наддувом определится уравнением

(81)

где Qa.1M— допустимая подача при атмосферном давлении в баке.

Этот способ широко применяется в самолетных гидросистемах, в которых атмосферное давление при подъеме самолета на высоту недопустимо понижается.

и жидкостной сред, связано с повышением содержания в жидкости растворенного воздуха (см. стр. 43) и повышением интенсивности выделения воздуха (кавитации) в зонах гидросистемы с понижен­ ным давлением, сопровождающимся шумом высокой частоты.

208

§51. Процесс всасывания

25.Влияние на всасывание мертвого объема

Процесс всасывания всякого насоса, в том числе и аксиально­ поршневого, в значительной степени зависит от отношения по­ лезного объема к мертвому объему в цилиндре, под которым по­ нимается объем жидкости в последнем при утопленном поршне. Для цилиндра, изображенного на рис. 69, а, к мертвому объему относится объем, отмеченный точечной штриховкой, а к полез­ ному— объем, отмеченный штрих-пунктиром (на пути h). С точки

на поршень гидромашины (б)

зрения снижения влияния мертвого объема на всасывание приме­ нение полых поршней, нежелательно.

При расчете насоса по этому параметру требуется определить теоретическую величину перепада давлений в цилиндре во время перемещения поршня при перекрытом входе в цилиндр на вели­ чину полного хода (h) при условии, что цилиндр заполнен газом (воздухом) под атмосферным давлением (перетечками воздуха пренебрегаем). Поскольку изменение объема цилиндра происхо­ дит с большой скоростью, при расчете исходим из адиабатного изменения состояния газа, выражаемого уравнением

pvk = const,

где k — показатель адиабаты;

р и v — давление и удельный объем газа.

Максимально возможное при этом падение давления в полости перекрытого цилиндра достигается (негерметичностью пренебре­ гаем), когда поршень совершает путь Я от /С — К до Н — Н при максимальном угле наклона утах люльки. При этом принимаем, что в положении К — К торца поршня газ в цилиндре находится под атмосферным давлением.