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

Адиабатное изменение состояния газа описывается уравнением

вление в цилиндре в конце хода всасывания поршня при началь­

(Умер Упол)*

При уменьшении угла у наклона блока условия всасывания насоса, как это видно из последнего уравнения, значительно ухудшаются вследствие уменьшения полезного объема (уменьше­ ния хода И) и соответственно — увеличения мертвого объема.

Рассмотрим далее возможное повышение давления воздуха в напорной полости закрытого цилиндра при ходе поршня на сжатие. Если давление воздуха в полости цилиндра при положе­ нии его поршня в Н—Н равно атмосферному, а поршень переме­ щается в направлении К—К (сжатия), то максимально возможное повышение давления при сжатии заключенного в цилиндре воздуха по адиабате определится как

Подставив принятые выше значение полезного и мертвого объемов, получим абсолютное давление сжатия в конце хода поршня

171’4

р2= 4 = 2,1 кгс/см2 (или избыточное 1,1 кгс/см2).

Отсюда максимально возможное отношение давлений для слу­ чая адиабатного процесса и принятых прочих параметрах составит

17

Для изотермического процесса (6=1) имеем p '2= - J q = ^ J к г с / с м 2

или избыточное давление 0,7 кгс/см2. Пользуясь этими соотно­ шениями, можно определить путем измерения давления при сжа­ тии газа величину мертвого объема.

Из приведенного выше следует, что при перекачивании воздуха из емкости с постоянным абсолютным давлением 1 кгс/см2 в закры­ тую магистраль, насос будет подавать при £ = 1 ,4 воздух до тех

210

пор, пока абсолютное давление в магистрали не повысится до 2,1 кгс/см2, после чего подача воздуха прекратится. Последнее обусловлено тем, что воздух, нахбдящийся в цилиндре в конце хода поршня в мертвом объеме и сжатый до этого давления, рас­ ширяясь в дальнейшем, при движении поршня в сторону вса­ сывания, до исходного атмосферного давления, заполнит весь объем (Кмер + Упол). В этом случае воздух в цилиндре будет при движении поршня в одну сторону сжиматься до абсолютного давления 2,1 кгс/см2 и при движении поршня в другую сторону — расширяться до исходного атмосферного давления, и так далее.

Следовательно, при наличии в момент запуска в полости на­ гнетания давления рнаг > 1,1 кгс/см2 и при атмосферном давле­ нии воздуха на всасывании запуск этого насоса неосуществим. В равной мере при бесконечно большом объеме воздуха в напорной

данного насоса теоретически может быть понижено лишь до 0,46 кгс/см2, после чего движение воздуха прекратится.

В действительных условиях имеет место не рассмотренные крайние случаи. Давление воздуха во всасывающей полости ци­ линдра в реальных условиях будет в конце всасывающего хода поршня всегда несколько ниже атмосферного вследствие всасы­ вающего действия поршня, ввиду чего нарушение режима запуска может произойти в воздушной среде при давлении в нагнетатель­ ной полости насоса ниже расчетной величины 1,1 кгс/см2. Для обеспечения запуска в этих условиях необходимо соединить на короткое время нагнетательный трубопровод с атмосферой (на время, необходимое для отсасывания воздуха из всасывающего трубопровода и заполнения нагнетательной полости жидкостью).

Кроме того, выше был рассмотрен теоретический случай адиабатного процесса при абсолютной герметичности системы. Очевидно при недостаточной герметичности минимальное расчет­ ное давление воздуха на стороне всасывания не будет достигнуто, а следовательно, указанный расчетный вакуум (абсолютное да­ вление 0,46 кгс/см2) на всасывании не может быть создан. В связи с этим следует отметить, что качественная, с точки зрения требова­ ний гидравлики, герметизация может совершенно не удовлетворять требованиям по герметизации пневматики.

Объемные потери на стороне всасывания могут быть умень­ шены путем заполнения корпуса насоса жидкостью (маслом) перед первым пуском. Наносимая при этом на скользящие поверх­ ности масляная пленка улучшает герметичность соединения.

Следует также отметить, что объемные потери на напорной стороне сказываются на запуске положительно, поскольку утечки воздуха в этом случае будут облегчать перекачку его из стороны всасывания и способствовать созданию требуемого для всасыва­ ния жидкости перепада давления. С учетом этого, для облегчения запуска насоса обычно оставляют открытым напорный трубопро-

вод до тех пор, пока насос, перекачав воздух из полости всасыва­ ния, начнет подавать жидкость.

Запуск упрощается, если насос размещен ниже уровня жидкости в баке. При этом устраняется необходимость заливки насоса. Помимо этого детали насоса предохраняются от коррозии.

Запуск насоса следует производить при максимальном угле наклона блока, что облегчает образование требуемого разреже­ ния в цилиндре благодаря повышению полезного и уменьшению мертвого объемов.

Следует также отметить, что вследствие сжимаемости жидко­ сти, величина отношения мертвого объема к полезному влияет также и на объемный к. п. д., в особенности при высоком давле­ нии напора (см. стр. 377).

26. Всасывание в переходных процессах

При высоких скоростях регулирования подачи насоса на про­ цесс всасывания отрицательно влияют силы инерции столба жид­ кости во всасывающей магистрали (включая утопленную ее часть в баке). Давление рин, соответствующее силе инерции столба жидкости в трубе, определяется по выражению

где Рнп = mw — сила инерции массы т жидкости при ускорении

w = ~ — ускорение столба жидкости.

Из этого уравнения следует, что давление рни, необходимое для ускорения столба жидкости, прямо пропорционально при всех прочих равных условиях длине всасывающего трубопровода,

высоких значениях параметров I и w возникает кавитационный режим, сопровождающийся шумом и возможным разрушением насоса.

Пример. Определить дополнительное давление, соответствующее силе инер­ ции столба жидкости в трубе. Время изменения угла наклона'люльки насоса от исходного до максимального значения составляет t = 0,15 с; длина всасывающей магистрали I = 250 см; максимальное повышение скорости жидкости при регу­ лировании и. — 100 см/с; удельный вес жидкости у = 0,00136 кг/см8.

212

Пользуясь приведенным уравнением (82), находим потребное дополнитель­ ное давление во всасывающем патрубке насоса для создания заданного уско­ рения столба жидкости

динамическом режиме на всасывании должен быть запас давления в 0,226 кгс/см2 сверх давления при установившемся режиме работы насоса.

§ 52. Крутящий момент на валу машины

Осевое усилие давления жидкости на поршень (см. рис-. 58) развивает при расположении блока цилиндров и наклонного диска под углом крутящий момент, передаваемый тем или иным способом на центральный вал машины. В аксиально-поршневых гидромашинах с наклонной цилиндровой люлькой (см. рис. 57, а и 58, б) давление жидкости на поршни создает крутящий момент на наклонном диске, а в машинах с наклонной шайбой (см. рис. 66

и в гидромоторах — используется для привода гидромеханизмов. При подаче жидкости под давлением в цилиндры блока машина будет работать в режиме гидромотора, развивая момент на выход­ ном валу. При приложении внешнего момента к входному валу гидромашины она будет работать в режиме насоса. Расчетные за­ висимости для обоих режимов использования гидромашины будут

общими.

Из рассмотренной выше исходной кинематической схемы (см. рис. 56, а) следует, что расчетный крутящий, момент, разви­ ваемый силой Р — pf давления жидкости р на один поршень площадью /, будет

кальной оси уу на угол р меньше 90° (см. стр. 181) выражение для крутящего момента примет вид (угловым кинематическим отклоне­ нием оси шатуна от оси цилиндра пренебрегаем)

М = Рр = PR cos р sin а — PR sin у sin а = = pfR sin у sin а,

где у = 90 — р.

При р = 90 угол у = 0 и крутящий момент М = 0. Изложенное справедливо и в применении к расчетной схеме

гидромашины с наклонным блоком цилиндров бескарданной схемы, приведенной на рис. 69, б, где представлен параллелограмм сил для одного поршня такой гидромашины. Усилие Р = pf, разви­

213

ваемое давлением р на поршень площадью /, может быть раз­ ложено в этой схеме сил на составляющие (см. также рис. 58, б):

параллельную оси приводного вала (нормальную плоскости наклонного "диска)

N = Р cos у = pf cos у

и радиальную (перпендикулярную этой оси)

F = pf sin у.

Произведение величины последней составляющей на перемен­ ное плечо р приложения ее к наклонному диску определяет мгно­ венный момент одного поршня гидромашины. Величина плеча р = R sin а зависит от текущего угла вращения а = соперио ­ дически увеличиваясь и уменьшаясь по углу а по закону синуса. Поскольку плечо р, на котором приложена рассматриваемая ра­ диальная составляющая, изменяется по закону синуса, то по этому же закону будет изменяться в пределах одного оборота

имомент, развиваемый одним поршнем.

Всоответствии с этим текущий крутящий момент, развиваемый одним поршнем,

М= Fp sin а = pfR sin у sin а.

Этот момент достигает максимума при со/ =

Мшах = pfR Sin у.

Полный крутящий момент гидромашины является суммой моментов отдельных поршней цилиндров, находящихся на стороне давления. При этом следует учесть, что в машинах с нечетным числом цилиндров число поршней, расположенных на стороне давления, периодически колеблется от 1/ 2 (z -f- 1) до 1/ 2 ( z — 1). Вследствие этого момент гидромотора, как и подача насоса, носит пульсирующий характер.

Средний расчетный момент одного поршня с учетом, что область давления распространяется лишь на угол поворота 180°,

Мср = -^-pfR sin у.

Всоответствии с этим средний момент для аксиально-поршне­ вой машины с z цилиндрами

Мг = - ^ pfRzsiny.

214

выражение для среднего значения крутящего момента примет

вид

pq_

М,

2 я ’

Равномерность (колебания) крутящего момента определится практически теми же зависимостями, что и развномерность подачи

(см. стр. 202).

Рассмотренная расчетная схема справедлива и для гидромашин с наклонным диском (см. рис. 66, а). Крутящий момент М, разви­ ваемый одним поршнем, равен произведению нормальной к оси поршня составляющей Т — Р tg у усилия Р давления жидкости на поршень и переменного плеча р = R6 sin at:

М = Гр = Р tg yR6 sin at.

Суммарный момент, развиваемый поршнями всех цилиндров,

Нормальная к плоскости наклонного диска сила N нагружает узлы машины (подшипники и пр.), а также определяет величину контактного напряжения на головке плунжера и перекашивает его. При сферической головке плунжера (соответствующей реаль­ ной конструкции), контакт которого с диском происходит в точке b (см. рис. 69, б), смещенной относительно оси поршня на величину с, трение, обусловленное этой силой, поворачивает так же поршень вокруг его оси. Точкой разложения сил в этой схеме является центр а сферической головки поршня. В этом центре приложена и тангенциальная составляющая Т, развивающая крутящий мо­ мент и одновременно изгибающая поршень. Через центр а сферы и точку b контакта проходит нормальная сила N реакции на­ клонного диска.

Величина силы N зависит при всех прочих равных условиях от угла наклона диска у и практически не зависит от текущего угла а = at поворота блока. Расчеты показывают, что эта сила может достичь большой величины, могущей ограничить срок

угол наклона в первой схеме обычно меньше (оо20°), чем во вто­ рой (со25°).

215

Пример. При заданном давлении рн = 20 МПа (200 кгс/см2) в напорном тру­

рассчитать максимальную и минимальную величины суммарной составляющей N сил давления жидкости, воспринимаемых наклонным диском. Колебания давле­ ния во внутренних полостях насоса не учитывать.

Решение. Искомая составляющая сил давления, развиваемая одним плун­

§ 53. Разгрузка поршня от действия боковых сил

Рассмотренная тангенциальная составляющая Т давления жидкости вызывает перекос поршня в цилиндре (см. рис. 66), в результате чего повышается его трение, а также увеличивается контактное напряжение, могущее привести к смятию материала цилиндра и поршня. Для предотвращения этого должно быть обе­ спечено соответствующее соотношение длины L поршня до точки а приложения тангенциальной силы Т и длины I заделки его в ци­ линдре при максимально выдвинутом положении.

Для расчета пользуемся уравнением равновесия моментов от действия тангенциальной силы Т = Р tg у;

P t g v ( t - + ) = ^ -

Отсюда максимальное напряжение qrmax в точках контакта поршня с поверхностью цилиндра

216

Для разгрузки поршней от действия боковых сил и улучшения условий работы опорной торцовой поверхности, цилиндровый блок часто выполняют из двух частей (рис. 70, а): левая (внешняя) часть 2 является наставкой, в которой размещают толкатели 1, связывающие рабочие поршни 3 с наклонной шайбой, и правая (внутренняя) часть 4 — собственно цилиндровый блок, в котором размещены рабочие поршни 3. Благодаря сферическим поверх­ ностям головок толкателей 1, контактирующих с рабочими порш-

нями 3 (рис. 70, б), и надежному направлению их в отверстиях на­ ставки 2, цилиндры блока 4 и рабочие поршни 3 разгружены от боковых сил.

Наставка 2 насоса, посаженная на валу на шпонке, имеет г отверстий, в которых перемещаются толкатели 1, передающие движение рабочим поршням 3, размещенным в цилиндрах блока 4. Последний посажен на вал свободно и прижимается к торцу рас­ пределительного диска давлением рабочей жидкости и пружиной (на чертеже не показана). Момент, создаваемый силой Г (рис. 70, а), передается через толкатель 1 на наставку 2 и далее — на подшип­ ники 6 вала. На поршень 3 и блок 4 этот момент не передается.

Связь наставки 2 с цилиндровым блоком 4 осуществляется с по­ мощью пальца 5, через который блоку 4 передается момент, до­ статочный для преодоления сил трения между его торцовой по­ верхностью и распределительным диском.

На рис. 70, в приведена схема подобного насоса, в котором уст­ ранен точечный контакт толкателя 1 с наклонным диском и рабо­ чими поршнями 5. Контакт толкателей с наклонной опорой (дис­

217

ком) осуществлен в этом насосе через опорные башмаки 5; с рабо­ чим поршнем 3 толкатель контактирует через сферическую опору 10. Наставка 2 и цилиндровый блок 3 связаны с валом 7

спомощью шпонок 8 и 11.

§54. Распределение жидкости

Вбольшинстве конструкций аксиальных роторно-поршневых насосов применяется торцовое распределение (см. рис. 57), осу­ ществляемое при помощи двух серпообразных окон а и Ь, выпол­ ненных на упорно-распределительном диске (золотнике), с кото­ рыми поочередно соединяются при своем круговом движении ци­ линдры через отверстия 7 в своих донышках. Эти окна соединены каналами с соответствующими полостями (нагнетания и всасы­ вания) насоса. Опорные торцовые поверхности распределитель­ ного диска изготовляются плоскими и, реже, сферическими.

Распределительный золотник большинства насосов закреплен неподвижно в корпусе насоса, а распределительный торец блока цилиндров при работе насоса непрерывно вращается. За первую половину оборота блока относительно оси симметрии распредели­ теля каждый цилиндр попеременно будет соединен с всасыва­ ющим окном, а за вторую половину оборота — с нагнетательным

окном.

27.Выбор перекрытий распределителя

испособы снижения пульсации давлений

Геометрические формы распределителя насоса выбирают так, чтобы при всех положениях блока нагнетательные окна герметично отделялись от всасывающих и каждый из цилиндров мог быть со­ единенным только с одним из них. Иначе, для создания герметич­ ности распределительной пары должно быть обеспечено надежное разделение в каждый момент полостей высокого и низкого давле­ ний. Для этого в мертвых положениях поршней отверстия 7 в донышках цилиндров (см. рис. 57) перекрываются нижней и верхней перевальными (разделительными) перемычками между ок­ нами а и Ь, ширина s которых несколько превышает размер этих отверстий, т. е. обеспечивается условие s > t, при котором ци­ линдр перед концом хода поршня отсекается от полости, с которой он был соединен. Надежность этой отсечки определяется величиной перекрытия (s—t), в пределах которого необходимо переместить ось цилиндра (повернуть блок) относительно неподвижного зо­ лотника, для того чтобы окно цилиндра после отсечки одного из окон золотника пришло к кромке другого окна.

Практически ширина этой перемычки s выбирается равной (1,1 —1,2) t, где t — диаметр (или большая ось, если отверстие не

218

это превышение выполняется лишь с одной стороны в направле­ нии движения.

линдра с одним из окон а или Ь. Обычно эти углы равны между со­ бой, хотя в некоторых насосах они различны. В общем случае распределители насосов имеют небольшое положительное пере­ крытие, равное ф 1°, и распределители гидромоторов ф

1,5-т-2°. В практике верхнюю и нижнюю перевальные пере­ мычки s между окнами а и b распределительного золотника обычно выполняют одинаковыми и располагают симметрично относительно нейтральной (вертикальной) его оси.

Рациональный выбор размеров перевальных перемычек и определение правильного положения окон по углу симметрии имеет большое значение для рабочего процесса насоса. Однако в ряде случаев, как и в ранее рассмотренном цапфовом распределе­ нии, в конструкцию вводится с целью устранения пульсаций да­ вления асимметричность (см. стр. 139).

В описываемых здесь насосах с торцовым (плоским) распреде­ лением различают угол упреждения фх (см. также стр. 136), на величину которого следует повернуть цилиндровый блок, чтобы цилиндр после отсечки окна золотника пришел в нейтральное положение, а также угол запаздывания ф 2, на который должен быть повернут блок, чтобы цилиндр переместился из этого ней­ трального положения в положение, соответствующее началу его соединения с противоположным окном золотника.

Углы запаздывания и упреждения выбирают в основном из условия возможного устранения как вакуума, так и 'компрессии жидкости и обеспечения минимального перепада давления между полостями цилиндра и того окна распределительного золотника, с которым цилиндр в текущий момент соединен, так как в против­ ном случае возникнут вредные, даже опасные для гидросистем «забросы» давления в цилиндрах (см. также стр. 476).

Наличие большого угла запаздывания' в зоне всасывания при­ водит к тому, что жидкость начнет поступать в цилиндр лишь после того, как поршень совершит некоторый ход. В этом случае при значительном угле запаздывания в цилиндре разовьется столь высокий вакуум, что произойдет «вскипание» жидкости — интен­ сивное выделение из нее растворенного воздуха, а это может су­ щественно ухудшить всасывание.

Соображения и рекомендации по этому вопросу, приведенные выше (см. стр. 137) для насосов с цапфовым распределением, рас­ пространяются и на рассматриваемое здесь торцовое распределе­ ние. Как и у насосов с цапфовым распределением, для устранения «забросов» давления жидкость, находящаяся в цилиндрах, пре­ дварительно сжимается на участке перехода от всасывания к на­ гнетанию; при переходе от нагнетания к всасыванию давление

219