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

Увеличение этого коэффициента сопровождается повышением избыточной силы прижима и соответственно повышением контакт­ ного давления рабочих поверхностей распределителя и увеличе­ нием силы трения. При уменьшении коэффициента т повышаются объемные потери и работа распределения становится неустой­ чивой.

Коэффициент т поджима выбирается в зависимости от давле­ ния жидкости и усилия прижимной пружины, а также от частоты вращения и конструктивной схемы насоса. Из практики известно, что при высоком и стабильном качестве изготовления деталей уплотнительной пары можно ограничиться

т Рпр Fотж 100 10%.

F пр

Однако, поскольку величина среднего удельного давления на опорной поверхности распределителя в реальных насосах может значительно колебаться, этот коэффициент доводят часто до т = = 25 -нЗО %.

При расчетах торцового распределения основную трудность представляет выбор среднего давления рср, действующего в сты­ ковом торцовом зазоре между золотником и торцом блока, вели­ чина которого зависит от точности обработки деталей уплотняю­ щей пары и в первую очередь от перпендикулярности их торцов к оси вращения и качества материала, из которых они изготов­ лены, а также от качества самой жидкости и ряда прочих, подчас трудно учитываемых факторов. Поэтому при колебаниях давле­ ния могут возникнуть непредусмотренные осевые силы в том или другом направлении, которые могут вызвать колебания ротора и привести к потере герметичности и к повышенному износу де­ талей скользящей пары.

При осевых колебаниях ротора в торцовый зазор могут про­ никнуть частицы загрязнителя, способствующие износу рабочих поверхностей распределителя.

При практических расчетах допускается линейное распре­ деление давления в зазоре, соответствующее параллельной щели (рис. 75, а), при котором среднее давление в зазоре будет

и на выходе из нее (давление слива).

При рсл = 0 среднее давление рсл =

Действующее усилие при подобной линейной эпюре давления жидкости в зазоре составляет

230

Где рн —Давление нагнетаний;

F0— площадь полукольцевой поверхности, границы которой

ясков.

В действительности давление вдоль радиуса изменяется не по линейному, а по логарифмическому закону. Величину этого давления можно с достаточной точностью определить по выра­ жениям:

для наружного пояска

в подшипнике скольжения блока действуют переменные на­ грузки, обусловленные в первую очередь динамическими силами. При расчете скользящих опор учитывают также опрокидывающий момент, обусловленный дисбалансом центробежных сил поршней

(см. рис. 67).

Для уменьшения износа поверхностей распределительной пары необходимо снижать окружную скорость скольжения. С этой целью отверстия питания цилиндров рекомендуется выполнять на минимально допустимом прочими требованиями радиусе, т. е. смещать их к оси цилиндрового блока.

Применительно к схеме приведенной на рис. 74, а, необходимо, чтобы D0 <С D6, где D0 — диаметр дуги распределительного окна и D6 — диаметр окружности блока, на которой расположены центры цилиндров. Износ снижается при применении сферических поверхностей распределителя (см. рис. 74, б).

На герметичность рассматриваемой скользящей пары оказы­ вает влияние угловая скорость цилиндрового блока, с увеличе­ нием которой утечки увеличиваются. Это обусловлено, в основном, дефектами в перпендикулярности его торца к оси вращения,

231

Ь результате чего при повышении частоты вращения насоса воз­ можен отрыв блока цилиндров от распределительного диска.1При повышении частоты вращения насоса (свыше 5000 об/мин)'воз­ можность такого отрыва обусловлена также динамической не­ уравновешенностью вращающихся частей. Если при малой ско­ рости нарушение перпендикулярности частично компенсируется возможностью цилиндрового блока совершать незначительные колебательные движения в пределах конструктивных зазоров, в результате чего обеспечивается контакт его торца с распре­ делительным диском, то при большой скорости этот контакт на­ рушится из-за наличия сил инерции блока, и между скользящими поверхностями образуется щель в виде острого клина.

Ввиду этого важной проблемой создания высокооборотных аксиально-поршневых насосов с торцовым распределением яв­ ляется обеспечение динамической уравновешенности цилиндро­ вого блока, нарушение которого вызовет отрыв блока от рас­ пределительного золотника и потерю герметичности насоса. Кроме того, при больших скоростях в сочетании с некоторыми искаже­ ниями плоскостности контактирующих поверхностей, и, в част­ ности, с наличием на них уклонов, возникает эффект гидродина­ мического клина, под действием которого толщина масляной про­ слойки с повышением частоты вращения насоса может увеличиться настолько, что вызовет потерю герметичности («раскрытие») рас­ пределителя.

В связи с трудностью обеспечения строгой перпендикулярности скользящих поверхностей торцового распределителя к оси вра­ щения цилиндрового блока применяют конструкции, допускаю­ щие самоустановку одной из уплотняющих поверхностей (дета­ лей) по другой. В частности применяют торцовый распределитель со сферической контактной поверхностью золотника а и блока b (см. рис. 74, б). Такой сферический самоцентрирующийся распре­ делитель способствует также образованию более равномерной смазывающей пленки.

В связи с затронутым вопросом, следует отметить, что при трении двух смазанных плоскопараллельных поверхностей гидро­ динамический режим смазки может возникнуть и в случае отсут­ ствия на них уклонов, обеспечивающих создание масляного клина. Возникновение в этом случае гидродинамического эффекта обус­ ловлено неравномерным нагревом слоя масла между трущимися поверхностями, в результате которого происходит неравномерное его расширение и создание термодинамического клина. Нагрев, а следовательно, и расширение масла на выходе из зазора между трущимися поверхностями будет больше, чем на входе-в зазор. Вследствие этого объем масла в зазоре на выходе превысит зазор на входе, в соответствии с чем образуется поток масла.

При рассмотрении работы торцового распределителя насоса следует учитывать возможность возникновения в паре трения высоких температур. Реальность этого обоснована тем, что утечки

232

в торцовом уплотнении (распределителе) могут быть очень ма­ лыми, а следовательно, отвод тепла, обусловленного работой тре­ ния пары, в окружающую среду происходит в основном через ее поверхность. Перегрев жидкости в зазоре может привести к вски­ панию ее и к потере смазывающих способностей.

30. Разгрузка контактной поверхности распределительной пары

Фактором, лимитирующим уменьшение площади уплотнитель­ ных поясков распределительного диска, является возможность смятия материала опорных поверхностей под действием сил Fnp [см. выражение (86) ] давления жидкости в цилиндрах. Чтобы избежать этого, применяют схемы распределительного узла, в ко­ торых площадь уплотняющих поясков может быть уменьшена при одновременном обеспечении требуемой по условиям прочности площади контакта. Это достигается тем, что на внешнем' контакт­ ном кольце (ширина И) выполняется глухая кольцевая канавка е (рис. 75, в), делящая площадь этого кольца на две части, одна из которых т (внешняя) дренажными пазами k, соединяющими канавку е со сливом, разгружается от давления (давление в ка­ навке е равно сливному).

Поскольку в стыковом зазоре, образуемом торцом барабана с внешним кольцом (пояском) т, давление.в этом случае практи­ чески отсутствует (равно давлению рсл слива), это кольцо служит лишь опорой, и величина его поверхности не оказывает влияния на силы, действующие в стыковом зазоре.

Применение указанного опорного пояска позволяет снизить контактное давление в уплотнительно-распределительном узле до требуемой реличины.

31. Порционная смазка зеркала распределителя

Ввиду того, что скольжение в узле распределения гидромашины происходит по одной и той же поверхности, последняя значительно нагревается и условия работы скользящей пары сильно ухуд­ шаются, в результате чего может произойти разрушение смазоч­ ной пленки и порча рабочих поверхностей пары. Кроме того, если утечки жидкости отсутствуют, то масло в жидкостной прослойке не обновляется и под действием высокой температуры и мятия теряет вязкостные и смазывающие качества.

Для улучшения условий работы распределительного узла при­ меняют гидростатическую разгрузку и смазку скользящей пары: на сферических опорах распределителя и блока цилиндров вы­ полняются разгрузочные канавки и глухие отверстия, в которые впрыскивается рабочая жидкость из напорной полости с комму­ тационной частотой,

233

Схема подобного распределительного узла сферического типа представлена на рис. 76, где на боковых проекциях показаны виды со сторон стыка. Для обеспечения смазки в распределитель­ ном диске (золотнике) 1 просверлены два отверстия 3, одно из которых соединено с рабочей, а второе — с нерабочей полостью. Кроме того, на рабочей поверхности этого диска выполнено боль­ шое количество неглубоких глухих отверстий 7, соединенных между собой узкой круговой канавкой 6, которая несколько сме­ щена относительно отверстий 3 и с ними не соединяется.

Рис. 76. Схема каналов для порционной смазки распределителя

На торцовой поверхности цилиндрового блока (барабана) 2 выполнено семь глухих отверстий 8, которые так расположены относительно канавки 6 и отверстий 3, что при вращении блока каждое из них на мгновение соединяет отверстие 3 с канавкой 6. Следовательно, за один оборот цилиндрового блока 2 каждое из отверстий 7 семь раз кратковременно соединится последовательно с полостями высокого и низкого давления, т. е. за один оборот происходит семь кратковременных впрыскиваний масла под дав­ лением в отверстия 7 и, соответственно, в стыковой зазор между распределительным диском 1 и цилиндровым блоком 2, и семь разгрузок их от давления. В результате образуется пульсирую­ щая масляная подушка, которая значительно снижает силы тре­ ния без заметного увеличения расхода (утечек) жидкости.

Зеркало распределительного диска разделено на две части канавкой 4, соединенной отверстием 5 со сливом. В стыковом за­ зоре, образованном внутренней частью диска, действуют рас­ смотренные выше закономерности. Жидкость, просочившаяся в канавку 4 из внешнего и внутреннего колец стыковой поверх­ ности, по отверстию 5 поступает во внутреннюю полость корпуса.

Такая принудительная смазка имеет особое значение для гидро­ моторов, запуск которых может происходить при максимальном крутящем моменте нагрузки, в отличие от насосов, в которых

234

давление, а следовательно, й нагрузка на ойорныё повёрхносМ развиваются лишь после страгивания, т. е. после того, как в сты­ ковом зазоре устанавливается масляная пленка.

Опыт показывает, что обеспечение жидкостного трения при принудительной смазке поверхности распределителя значительно увеличивает долговечность (до 10 000 ч и более).

§ 55. Аксиальные роторно-поршневые насосы

бескарданной схемы

Универсальный шарнир (кардан) сложен в изготовлении и яв­ ляется наименее надежным узлом насоса. Кроме того, при при­ менении его увеличиваются габариты насоса. Поэтому широкое распространение получили насосы (и гидромоторы) с бескардан­ ной связью цилиндрового блока с наклонной шайбой (рис. 77), в которых приводная шайба (диск) 8 связана с цилиндровым ро­ тором 2 (см. также рис. 78, а) через шатуны 4 поршней 3.

Применение бескарданного механизма позволило уменьшить диаметр цилиндрового блока, а также улучшить вибрационные характеристики насоса. Кроме того, механизм бескарданной схемы более прост в изготовлении.

Опорные поверхности распределителя в бескарданных насосах обычно выполняют в виде сферы (рис. 77). Центрирование блока 2 относительно распределительного золотника 1 осуществляется центральным пальцем 7, а начальный прижим к нему блока — пружиной 6, установленной на этом валике.

Применение сферической поверхности распределителя и цен­ трирующего пальца позволило устранить опорный подшипник в блоке и обеспечить свободу его самоустановки относительно распределительного золотника, необходимую для компенсации возможных производственных неточностей.

Вращение блока и крутящий момент, передаваемый от вала к блоку 2 (рис. 77, а), необходимый для преодоления сил трения между торцами блока и распределительного диска, передается от наклонной шайбы через юбки поршней 3, которые выполняются в этом случае удлиненными, и через поршневые штоки (шатуны), которые последовательно контактируют на определенных углах поворота блока с внутренними коническими поверхностями расто­ чек (юбок) поршней 3 (рис. 78, а). Привод блока цилиндров осу­ ществляется здесь за счет непрерывного обкатывания поршневых штоков 4 по внутреннему конусу юбки поршней. При повороте вала 5 из нейтрального положения на некоторый угол шток 4 приходит в контакт с юбкой поршня 3 и при дальнейшем повороте вала ведет блок цилиндров 2.

На блок цилиндров в рассматриваемых аксиально-поршневых гидромашинах с наклонной люлькой передается лишь момент, обусловленный силой трения, а также динамические моменты,

235

Соответствующие силам Инерции при ускорении и замедлении. Полезный же крутящий момент на блок цилиндров в этих машинах не передается.

В рассматриваемой схеме насоса имеет место, как и в кардан­ ной схеме, некоторое рассогласование между углами поворота

Рис. 77. Схема (а) и конструкция (б) бескарданного аксиально­ поршневого' насоса

ведущего вала 5 и блока 2, обусловленное кинематикой ведения последнего и зависящее от угла между осями вала и блока. По­ следнее вызвано тем, что при вращении центров 0 t и 0 а шаровых заделок штока в поршне и в наклонной шайбе они описывают окружности в плоскостях, расположенных одна относительно другой под углом б, причем центр заделки шарнира в шайбе 8 вала 5 (см. рис. 77, а и 78, а) описывает окружность в плоскости, перпендикулярной к оси вала.

236

Если бы ведение блока осуществлялось лишь одним штокоМ (в ведении блока участвуют одновременно несколько поршневых штоков), то ось последнего при непрерывном контакте с поверх­ ностью юбки поршня при вращении блока образовала угол 26 при вершине (см. рис. 78, а).

Из схемы ведения шатуном поршня блока цилиндров, показан­ ной на рис. 78, а видно, что блок (цилиндр) отстает от ведущего вала на некоторый угол 6, который изменяется при повороте вала, т. е. при постоянной угловой скорости вала скорость блока будет

7

а)

Рис. 78. Схема ведения блока поршней в бескарданном насосе (а) и график зави­ симости угла поворота блока от угла поворота вала (б)

неравномерной. Поскольку в ведении блока цилиндров прини­ мают участие поочередно все шатуны, мгновенная угловая ско­ рость вращения блока определяется в каждый момент времени тем шатуном, который менее других остает от вала насоса. Осталь­ ные шатуны при этом не будут касаться юбок своих поршней и углы наклона их к оси цилиндра будут меньше, чем наклон ведущего шатуна, контактирующего в данный момент с юбкой поршня. В результате снижения скорости ведущего шатуна и повышения скорости соседнего происходит смена в определенный момент ведущего шатуна другим (очередным) шатуном. Таким образом, за один оборот вала каждый шатун дважды участвует в ведении блока, причем поршни шатунов, находящихся в одной зоне ведения, выполняют ход нагнетания, а в другой — ход вса­ сывания. В соответствии с этим существует закономерное чередо­ вание вступающих в работу шатунов. При нулевом угле у наклона диска (шайбы) все шатуны теоретически являются ведущими.

В соответствии с указанным наблюдается неравномерность вра­ щения блока при равномерном вращении ведущего вала, которая будет повышаться с увеличением угла наклона шайбы. На угловую скорость блока, основная составляющая которой равна скорости вала, будут, накладываться при постоянной угловой скорости

237

вала составляющие более высокого порядка, т. е. блок при угле наклона шайбы у > 0 будет вращаться с переменной (пульсирую­ щей) угловой скоростью, среднее значение которой равно скоро­ сти вала.

Из кинематической схемы бескарданного насоса, приведенной на рис. 78, а следует, что кинематика поршня будет такой же, как и в рассмотренной выше схеме насоса с несиловым асинхронным карданом. Блок цилиндров приводится здесь шатуном того поршня, который при данном значении угла поворота вала фх = at, яв­ ляется наименее отстающим. Этот угол может быть установлен,

если построить, основываясь на уравнении ф2 = arctg

[см. уравнение (73)] график зависимости углового рассогласова­ ния Аф = фх — ф3 в функции угла фх = const. Для рассматри­ ваемого поршня этот график представлен на рис. 78, б жирной (средней) линией, а для граничащих поршней — тонкими линиями. Из графика следует, что рассматриваемый поршень ведет своим шатуном блок за каждый оборот 2 раза: в диапазоне углов

Построив подобные графики для остальных поршней насоса, можем установить, что каждый поршень за один оборот ротора ведет его также дважды, за счет чего и достигается непрерывное вращение ротора.

Из приведенного следует, что характер движения поршня в цилиндре может быть выражен для практических расчетов теми же зависимостями, что и у насосов с карданной связью, а сле­ довательно, кинематика и динамика поршня сохранились теми же, что и в механизме с несиловым асинхронным карданом, и кине­ матические расчеты, приведенные выше для машин с несиловым карданом, могут быть применены и в данном случае.

Колебания угловой скорости блока определяются углом его отставания от вала, причем за один оборот угол отставания блока от вала при одном цилиндре принимает 2 раза минимальное зна­ чение.

В распространенных насосах с нечетным числом цилиндров г число колебаний равно 2z или, иначе, значение угла отставания

будет колебаться с частотой где со — угловая скорость вала.

Амплитуда колебания выходной скорости зависит при всех про­ чих равных условиях от угла у наклона шайбы. Эта зависимость является одной из основных причин ограничений в выборе вели­ чины этих углов.

Вследствие свободного (люфтового) перемещения шатуна в юбке поршня будут наблюдаться при реверсе удары, ввиду чего исклю­ чается возможность выполнения реверсивных машин, и в част­ ности, гидромоторов этого типа.

238

Всвязи с этим следует указать, что в реверсивной гидрома­ шине любой конструкции не должно быть люфта между валом и блоком цилиндров, при наличии которого возникают удары при изменении направления вращения вала.

Для устранения ударов при реверсе необходимо, чтобы шатуны каждого поршня постоянно контактировали с конической по­ верхностью юбки поршня, обкатываясь по ней вне зависимости от направления вращения гидромашины. Для обеспечения этого угол наклона конической поверхности юбки поршня должен быть строго равным углу наклона оси шатуна относительно оси поршня,

атакже должна быть обеспечена точность изготовления контакти­ рующих деталей.

Вобщем случае для предотвращения удара при остановках и изменении направления вращения (реверсах) гидромашины дол­ жен быть устранен или сведен к минимуму люфт между приводным валом (шайбой) и блоком цилиндров.

Однако в рассматриваемой схеме люфт в кинематической паре

вал — блок цилиндров практически неизбежен, а следовательно, неизбежно некоторое отставание блока от ведущего вала, ввиду чего при смене ведущих штоков будут наблюдаться удары их о поршни.

Для уменьшения люфта необходимо стремиться к устранению или возможному уменьшению угла б. Однако одновременно с этим для предупреждения заклинивания штоков в поршне должна быть обеспечена некоторая минимальная величина этого угла.

Возможность ударов штоков о поршни и большие нагрузки на штоки и юбки поршней являются основным недостатком рассмот­ ренной схемы ведения блока через поршни, вследствие чего эти насосы не пригодны для работы при больших (>3000 об/мин) ча­ стотах вращения. G точки зрения возможности обеспечения вы­ соких скоростей они уступают насосам с двойным карданом.

Необходимо также обеспечить прочность штоков 4 (рис. 78, а) и юбок поршней, находящихся под действием тангенциальной силы Т , соответствующей требующемуся для преодоления тре­ ния приводному моменту,г в частности, должно быть обеспечено необходимое качество заделки сфер штоков в поршнях и в наклон­ ной шайбе.

В конструкциях этих машин обычно применяется гидроста­ тическая разгрузка сферических головок штоков (см. рис. 77, а). Для снижения подводимого для этого давления и уменьшения утечек, жидкость для питания механизма разгрузки отбирается не из полости нагнетания, а из кольцевой проточки а, выполненной на некотором расстоянии от торца поршня. При этой схеме на разгрузку используется жидкость, утекаемая через зазор в_порш­ невой паре до проточки.

Аксиально-поршневые гидромашины бескарданного типа из­ готовляются различных мощностей — от самых малых (долей кВт) до 3000 кВт и выпускаются практически во всех странах мира.

239