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

плавно снижается. В нереверсивных машинах это может быть достигнуто угловым смещением напорного (или всасывающего) окна до положения, при котором перемещение поршня вызовет требуемое повышение (или понижение) давления.

Определим угол смещения окна а цилиндра, при котором будет достигнуто требуемое сжатие жидкости в цилиндре. Поло­ жение окна будем определять углом ср = соt поворота блока ци­ линдров от начального положения (рис. 71, а), где со — угловая скорость вращения вала насоса, a t — время. За начальное при­

мем такое положение блока, при котором рассматриваемый ци­ линдр вступает в такт нагнетания. Скорость поршня выразится приближенным соотношением (см. стр. 189)

»ot.i = Яд® sin У sin Ф.

где = —■— радиус окружности, на которой расположены

центры головок шатуна в наклонном диске вала

(см. рис. 57, а);

у — угол наклона оси блока к оси ведущего вала. Если при ср = 0 цилиндр не сообщается ни с зоной всасыва­ ния, ни с зоной нагнетания, то уравнение неразрывности для

Левая часть данного уравнения определяет расход, обуслов­ ленный движением поршня; первый член правой части — расход, обусловленный сжимаемостью жидкости, и второй член — утечки из полости цилиндра.

220

Учитывая скоротечность процесса сжатия и малость утечек, последним членом в уравнении (83) можно пренебречь; в резуль­ тате будем иметь

/®^д sin у sin ф = -g- • .

Интегрируя это равенство и учитывая, что при ф == со^ == О, значение р = рвс, где рвс — давление во всасывающей магист­ рали насоса, получаем

— / Я д S i n у CO S ф = - ^ - р fR ^ S 'm y --------j r A c ( 8 4 )

или

Р = Рвс EfRa sin у_(1 —-coscp)

Последнее соотношение представляет собой зависимость да­ вления в замкнутой полости цилиндра от угла ф = со/ поворота ротора.

Переписав уравнение (84) в виде

и подставив в него вместо р значение давления р я в нагнетатель­ ной магистрали, получим выражение для угла фх, на величину которого должен переместиться замкнутый объем от мертвого положения до положения начала открытия нагнетательного окна

При переходе этого цилиндра из области нагнетания в область всасывания условия, с рассматриваемой точки зрения, более благоприятны, поскольку в этом случае из области нагнетания переносится лишь жидкость в объем вредного пространства.

Интегрируя уравнение неразрывности, для этого случая

где V — объем жидкости в цилиндре, при со/ = я с начальным условием, что при со/ = я значение р — рн, получаем

221

Учитывая, что <р > 0, т. е. <р = со/ = а + я, и подставив вместо р в равенство (85) значение давления во всасывающей маги­ страли, получаем величину угла а 2, на который должен пере­ меститься замкнутый объем V' от нейтрального (мертвого) поло­ жения до положения начала открытия всасывающего окна (при условии, что сообщение цилиндра с зоной нагнетания прекратится

Для предотвращения ударного действия обратного потока жидкости, наблюдаемого в момент соединения цилиндров с по­ лостью нагнетания, т. е. для обеспечения безударного перехода цилиндра из полости всасывания в полость нагнетания в узле распределения обычно выполняют дроссельные канавки малого сечения («усы») (рис. 71,6), через которые цилиндры в начале хода нагнетания предварительно соединяются до прихода к основному окну с полостью нагнетания. Вследствие дроссельного (тормоз­ ного ) действия этих канавок происходит относительно плавное дозаполнение цилиндров жидкостью и повышение давления (сжа­ тие) заключенной в них жидкости до давления нагнетания. При этом снижаются «забросы» давления (гидравлические удары) и шум насоса (см. стр. 475).

Длина указанных канавок определяется углом 6 = 8н-10°, ширина — 1—2 мм. Канавки часто выполняют сужающимися по глубине и по ширине; расстояние между ними обычно выбирают так, чтобы было обеспечено условие s > t. Однако в некоторых на­ сосах для обеспечения более высокой плавности соединения и сни­ жения шума принято s < t (рис. 71, в). В этом случае цилиндр соединяется через эти канавки с полостью нагнетания еще до прихода в нейтральное положение, т. е. когда он находится еще в полости всасывания. При этом будет обеспечена максимальная безударность (плавность) повышения давления в цилиндре до давления нагнетания. Очевидно при этом условии повышаются утечки жидкости.

Следует отметить, что поскольку перепад давления в канавке в этом случае равен рабочему давлению (200—300 кгс/см2), в ка­ навке развиваются высокие скорости течения жидкости, сопро­ вождающиеся разрывом сплошности потока (кавитацией) и соот­ ветственно кавитационным разрушением (эрозией) поверхности перемычки впереди «уса».

На рис. 72 приведена индикаторная диаграмма аксиально­ поршневого насоса, у которого на перевальных перемычках рас­ пределителя выполнены узкие канавки на углах, обеспечиваю­ щих нулевое перекрытие (s = t\ см. рис. 71, б). Испытываемый насос получал питание от вспомогательного (подпиточного) на­ соса с давлением рпод = 3 кгс/см2, обеспечивающим относительно надежное заполнение (наполнение) цилиндров. Однако «заброс»

222

давления в цилиндре в момент соединения его с нагнетательной полостью и в этом случае достигал практически двукратного зна­ чения номинального рабочего давления (—95 кгс/см2 при номи­ нальном ра — 50 кгс/см2).

Оценивая рассмотренные р,кгс/сп2 способы снижения пульсации давлений, следует указать, что первый способ (соответ­ ствующим выбором углов за­ паздывания и упреждения) является более эффективным, однако применим лишь в не­ реверсивных насосах.

28. Расчет окон питания узла распределителя

Размер окон 7 в донышке цилиндров (см. рис. 57) вы­ бирают так, чтобы наиболь­ шая скорость рабочей жидко­

сти при полностью открытых нагнетательных окнах не превышала

2—3 м/с.

Для уменьшения скорости в окне необходимо увеличивать его площадь, что приводит к уменьшению площади непрорезанной части днища цилиндра (заштрихована точками на рис. 73, а) и соответственно — к уменьшению усилия, прижимающего блок цилиндров к распределительному золотнику. Для снижения по­ следнего фактора отверстия (окна) 7 в донышках цилиндров (рис. 73, а; см. также рис. 57) обычно имеют в сечении удлиненную изогнутую форму, причем ширина их сх равна ширине с окон а и Ь в распределительном диске, а длина i — диаметру d цилиндра; кривизна равна кривизне окон в распределительном диске. Часто также допускают Ц > d (рис. 73, б). Обычно площадь окна пита­ ния выбирается равной 0,45—0,5 площади самого цилиндра. Центральный угол а 0охвата окна в этом случае превышает угол а ц охвата окружности цилиндра на 4—6°.

В общем случае скорость жидкости umax в этом окне и относи­ тельная скорость поршня уотн при условии неразрывности струи связаны уравнением

: Чэтн®цил>

где s и s4HJI — площадь окна и площадь сечения цилиндра.

223

В отличие от течения через обычные каналы движение жидкости через окна в донышке цилиндров имеет пульсирующий характер (за каждый оборот вала поток жидкости в окнах блока 2 раза из­ меняет свое направление). Кроме того, поток жидкости переме­ щается в отверстии, которое, в свою очередь, движется вместе с блоком по окружности.

Ввиду этого сопротивление движущихся окон потоку значи­ тельно превышает потери в каналах обычных местных сопротивле­ ний. Причем опыт показывает, что коэффициент сопротивления £

этих окон повышается с увеличением частоты вращения в квадра­ тичной зависимости. Значение его для насосов распространенных размеров и частот вращения 2000—4000 об/мин находится в пре­ делах £ = 2,6н-3,5 [2].

Ширину с распределительных окон а и b в золотнике (см. рис. 57, в) обычно выбирают равной 0,5d, а ширину уплотняющих поясков Ьх — Ьг — 0,125d. Однако учитывая неравномерный из­ нос этих поясков, обусловленный различием их окружных скоро­

стей, можно принимать -т2- = 0,8. °i

Материал для изготовления скользящей пары распределитель­ ного золотника должен иметь максимальную твердость. Лучшие результаты показали детали с бронированными поверхностями (твердость HRC 1500—2400). При столь высоких твердостях ча­ стицы загрязнителя, попав в зазор между поверхностями, разма­ лываются, не вызывая процесса резания этих поверхностей.

29. Силы, действующие в распределительном узле

Срок службы и герметичность аксиально-поршневой гидрома­ шины во многом зависят от сил, действующих в распределитель­ ном узле, ввиду чего правильное определение усилий, действую-

224

1дих на стыке между цилиндровым блоком й^золотнйковым рас­ пределительным диском, а также гидростатическое уравновешива­ ние этих сил, являются общей проблемой для всех типов этих гидромашин.

Расчет сил, действующих в распределительном узле, затруд­ нен, поскольку цилиндровый блок находится под сложным дей­ ствием: 1) сил давления жидкости в цилиндрах и в стыковом за­ зоре между поверхностями контакта блока и золотника; 2) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах шату-

Рис. 74. Схемы к расчету торцового распределителя аксиально-поршневого насоса

нов; 3) боковых составляющих сил давления, вызванных угло­ вым смещением блока по отношению к наклонной шайбе (диску); 4) центробежных сил поршней; 5) сил, обусловленных динамиче­ ской и статической несбалансированностью цилиндрового блока. В регулируемых насосах "действуют, кроме того, силы, обуслов­ ленные инерцией люльки механизма регулирования (см. стр. 393).

Из всех указанных основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и в стыковом зазоре, поэтому в первом приближении при расчетах учитывают лишь эти силы.

Цилиндровый блок 2 гидромашины с торцовым распределением жидкости с неподвижным золотником 1 (рис. 74, а, см. также рис. 57) находится под действием: а) сил Рпр давления жидкости на донышки цилиндров, соединенных с нагнетательным окном а, которые прижимают его к распределительному диску (золотнику /), и б) противодействующих (отжимающих) им сил F0TX давления жидкости в рабочем окне а й в стыковом зазоре, образованном рабочей поверхностью (зеркалом) этого диска и торцом цилиндро­ вого блока. При этом должно быть обеспечено F„p > F0TX .

Площадь каждого цилиндра (на рис. 73, а отмечена точечной штриховкой), на которую действует давление жидкости, прижи­ мающее блок цилиндров к распределительному диску (золотнику), равна разности площадей поперечного сечения цилиндра диа­ метром d и канала 7, прорезанного в его донышке; с помощью канала цилиндр соединяется с окнами распределительного диска.

Кроме того, в большинстве конструкций цилиндровый блок при­ жимается к распределительному диску также усилием пружины 8 (см. рис. 62, а), однако это усилие выбирается наименьшим Кпри расчете действующих сил им обычно пренебрегают.

Недостатком пружинного поджима блока является то, что усилия поджима сохраняются независимо от угловой скорости блока постоянными. Вследствие этого, при небольших скоростях и особенно в момент пуска машины смазка выдавливается из ра­ бочего зазора усилием пружины.

к е т

а)-

Рис.75. Схемы к расчету торцового распреде­ лителя

Торцевая поверхность блока b цилиндров (рис. 74, б) должна при всех нагрузочных режимах плотно прилегать к сферической поверхности зеркала распределителя, причем силы, прижимающие блок к зеркалу и силы, отжимающие его от зеркала, должны быть сбалансированы так, чтобы блок цилиндров имел на распредели­ теле плавающую опору (плавающий подшипник).

Силы давления жидкости, действующие на цилиндровый блок (в направлении отжатия его от золотника), складываются из сил, действующих по площади распределительных окон а и b золот­ ника (см. рис. 57, б), и сил давления в зазоре, образованном кон­ тактирующими поверхностями блока и золотника (по площади поясков шириной Ьг и Ь2) (рис. 75, а).

Расчет в целях упрощения обычно проводят лишь примени­ тельно к полости высокого давления (пренебрегая противодавле­ нием во всасывающей полости). Кроме того, площадь каналов 7 питания цилиндров блока (см. рис. 73) учитывается полностью, хотя в создании «раскрывающей» силы она не участвует.

Очевидно, чтобы не произошло «раскрытия» распределителя (отжима блока от распределительного золотника), сила давления жидкости на непрорезанную площадь донышек цилиндров (на рис. 73, а показана точечной штриховкой), прижимающая блок

226

к зеркалу золотника, должна быть больше противодействующих «раскрывающих» сил давления жидкости в стыковом зазоре. Иначе говоря, должно быть обеспечено некоторое регламентированное превышение усилия, прижимающего цилиндровый блок к распре­ делительному диску (золотнику), над силами, отжимающими блок. Однако это превышение должно быть таким, чтобы контакт­ ное давление и силы трения не превосходили допустимых зна­ чений.

Определение действующих здесь сил усложняется тем, что вследствие эксцентричного действия сил давления жидкости в ци­ линдрах на блок, торцовые поверхности устанавливаются под некоторым углом друг к другу, что отражается на распределении давления в стыковом зазоре. Блок при этом совершает колеба­ тельные движения, обусловленные периодическим колебанием результирующей прижимающей силы, которая к тому же^действует асимметрично (см. также стр. 494).

Вследствие эксцентричности точки приложения нагрузки поршней на блок цилиндров, на последний действует опрокиды­ вающий момент (см. рис. 75, б). При четном числе г цилиндров число поршней, находящихся под рабочим давлением жидкости, постоянно и равно г/2. Следовательно, нагрузка, действующая на золотник от сил давления жидкости в цилиндрах, здесь практи­ чески постоянна и изменяется положение центра результирующей силы. При нечетном же числе цилиндров цилиндровый блок на­ ходится в равновесии под действием периодически изменяющихся по величине и эксцентрично приложенных к нему сил. Изменение величины силы обусловлено тем, что в этом случае число поршней, находящихся одновременно под рабочим давлением жидкости,

меняется при вращении блока от—^— до —^—

Следовательно, при нечетном числе цилиндров на цилиндро­ вый блок действуют силы, изменяющиеся во времени в зависи­ мости от угла поворота блока относительно распределительного

цилиндров, участвующих в прижатии блока к распределительному золотнику, положения точки приложения этой силы изменяются скачкообразно. Нетрудно видеть, что одному циклу изменения положения этой точки соответствует угол поворота цилиндрового

блока, равный

Поскольку равнодействующая сила давления жидкости в ци­ линдрах не совпадает с осью цилиндрового блока (центр давле­ ния колеблется вокруг оси поворота наклонной шайбы), создаются условия для возникновения жидкостного (гидродинамического) клина, способствующего «раскрытию» уплотнительного узла.

В равной мере несимметричной является нагрузка на цилиндро­ вый блок и со стороны стыкового зазора. Часть поверхности рас­ пределительного диска прорезана окнами а и b (см. рис. 57, в), в которых действуют давления жидкости, соответствующие ра­ бочей и нерабочей полостям насоса. На контактной (не прорезан­ ной окнами) части поверхности действует среднее давление жид­ кости, затекающей в зазор между распределительными диском и цилиндровым блоком из окон а и Ь. В частности, для насоса, питающегося без дополнительного подпора, жидкость под давле­ нием будет находиться лишь в одном из окон, соединенном с на­ гнетающей полостью; во втором же окне, соединенном с всасываю­ щей полостью, будет вакуум.

В соответствии с указанным, суммарная площадь поясков ши­ риной Ьх и Ь2, расположенных по обе стороны распределительных окон и непрорезанных перемычек между этими окнами, должна быть такой, чтобы были уравновешены силы давления жидкости на донышки цилиндров. Очевидно, что обеспечить постоянное в течение этого цикла отношение этих сил можно лишь в том слу­ чае, если максимальное и минимальное значения сил, отжимаю­

(см. рис. 57, б и 73, а) входит в выражение баланса действующих сил со знаками как плюс, так и минус, а также пренебрегая влия­ нием давления в окне всасывания золотника и допуская, что дав­ ление в стыковом зазоре действует лишь со стороны окна нагнета­ ния (т. е. действует лишь на половину поверхности контакта; рис. 75, б), условие равновесия сил, действующих на цилиндро­ вый блок, можно приближенно представить в виде (усилием пру­ жины, поджимающей блок, пренебрегаем)

п— минимальное число цилиндров, одновременно соединяющихся с окнами нагнетания;

/ц — площадь сечения цилиндра;

228

foK — площадь распределительного окна золотника (на рис. 75, б отмечена крестообразной штри­ ховкой);

— площадь контакта цилиндрового блока с рас­ пределительным золотником со стороны рабо­ чего окна;

I рн — давление нагнетания;

рср — среднее давление в стыковом зазоре.

При этом мы пренебрегаем давлением во второй половине сты­ кового зазора (со стороны окна всасывания), а также давлением, обусловленным затягиванием (переносом) щидкости, движущейся по поверхности цилиндрового барабана.

Когда давление жидкости в окне золотника, соединенном с не­ рабочей полостью, выше нуля, что, в частности, имеет место при принудительном питании насосов жидкостью под давлением или при работе гидромоторов с высоким давлением слива жидкости из нерабочих полостей (при дроссельном регулировании скорости), необходимо в баланс сил включить действие давления в этом окне.

Очевидно, для обеспечения надежного контакта требуется, чтобы суммарная сила давления жидкости, действующая на ци­ линдровый блок со стороны поршней, превышала противодей­ ствующую ей силу давления жидкости в стыковом зазоре, стре­ мящуюся расширить (раскрыть) этот зазор, т. е. должно быть соблюдено условие

Превышение сжимающей силы над «раскрывающей» не должно вызывать излишних сил трения и износа сопряженных деталей.

Оценку распределителя по этому параметру производят в прак­ тике по так называемому коэффициенту поджима т, под которым понимается отношение разности гидравлической силы Рпр, при­ жимающей блок 2 к поверхности распределительного золотника 1 (см. рис. 74, а), и отжимающей силы F0TX к величине прижимаю­ щей силы Рпр в %:

229