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

На рис. 79 представлена схема регулируемого насоса и нере­ гулируемого гидромотора этого типа. Наклонный диск регулируе­ мого насоса выполнен в виде сферической головки 12, помещен­ ной в сферическом гнезде 13 люльки 5, в которой установлен

Рис. 79. Бескарданные регулируемый аксиально-поршневой насос (а) и нерегулируемый гидромотор (б)

также и торцовый (сферический) распределитель 9. На поверх­ ности сферической головки 12 выполнены каналы 3, перекрывае­ мые, обратными клапанами 2. Жидкость подводится к люльке через штуцеры 4. Регулирование насоса осуществляется путем поворота люльки 5 с блоком 7 относительно неподвижного

240

наклонного диска 12, жестко связанного с приводным валом 1; угол наклона люльки ограничивается штырем 6\ цилиндровый блок 7 центрируется валиком 10. Поршни 11 связаны с наклонным диском 12 с помощью шатунов со сферическими головками.

В конструкции этого насоса предусмотрена разгрузка сфери­ ческих поверхностей распределительной пары, осуществляемая обычно путем пульсирующей подачи в разгружающие камеры рабочего давления. Для этого на торце цилиндрового блока вы­ полнены камеры 8, к которым периодически подводится жидкость под давлением (см. также рис. 76).

Нерегулируемые машины отличаются от регулируемых боль­ шой компактностью; применяются они преимущественно в ка­ честве гидромоторов; угол наклона осей 20 и 25°.

Врегулируемых машинах (рис. 79, а) блок цилиндров 7 встроен

вуправляемую люльку 5, установленную перпендикулярно оси приводимого вала'на двух подшипниках качения 1. Величина и

направление угла наклона люльки определяют рабочий объем

инаправление подачи масла.

§56. Аксиально-поршневые гидромашины

снеподвижным наклонным диском

32. Конструктивные основы

Возможность повышения скоростей и давления в гидромаши­ нах с шатунным приводом поршней ограничена устойчивостью против вибраций, а также прочностью узлов этого привода, в частности, значением удельного контактного давления в сфери­ ческой опоре шатуна 4 в теле поршня 3 (см. рис. 78, а), диаметр которой ограничен размером поршня. Последнее ограничение может быть снято, если устранить шатуны, а усилия поршней на наклонный диск передать через какой-либо промежуточный элемент с большой поверхностью контакта.

В соответствии с этим в системах с высокими давлениями по­ лучают распространение гидромашины бесшатунной схемы (рис. 80) с неподвижным наклонным диском и вращающимся ротором 1, обеспечивающим через кольцевые гидростатические опоры (башмаки) 2 возвратно-поступательное перемещение порш­ ней 3. Этот диск выполняет, как и в рассмотренных гидромашинах с подвижным наклонным диском, роль кривошипа, осуществляю­ щего ведение поршня (рис. 81, а). При вращении цилиндра вокруг оси блока поршень, будучи связан через опору с наклонным диском при помощи пружины, будет совершать возвратно-посту­ пательные движения в цилиндре, используемые в качестве рабочих ходов машины.

Ведущее звено (вал) и ротор этого насоса расположены на одной оси. Насосы такого типа принято называть насосами с наклонным диском.

в теле пбршней (см. рис. 77, а), позволило значительно повУсйТь давление жидкости (до 500 кгс/см2 и выше).

В рассматриваемой машине (рис. 81, а) применена шлицевая связь рессорного приводного валика 7 с цилиндровым блоком 6,

Рис. 81. Аксиально-поршневые гидромашины с опорными башмаками поршней (а и б) и схемы гидростатической опоры (в—д)

что разгружает последний от сил, обусловленных неточной уста­ новкой насоса на приводной коробке. Преимуществом этих насосов является также то, что применение для передачи осевых усилий поршней на наклонную шайбу гидростатически уравновешенных

опор устраняет необходимость ё воспринимающих этй усИлйй упорных подшипниках, которые применяются в аксиально-порш­ невых насосах иных типов.

Опорные башмаки плунжеров изготовляются обычно из бронзы с покрытием скользящих поверхностей для снижения трения серебром.

Из бронзы обычно изготовляются и цилиндровые блоки с се­ ребряным покрытием торца.

На рис. 81, б показана конструкция нерегулируемого гидро­ мотора этого типа. Мотор отличается плавной и бесшумной работой с устойчивостью в интервале частот вращения от минимальных (по рекламным данным фирм 1 об/мин) до максимальных (1600— 2000 об/мин). Подобные моторы изготовляются мощностью от 1 до 60 л. с. и выше и имеют механический к. п. д. оо0,96 практически на всем диапазоне частот вращения.

-33. Кинематика гидромашины с наклонным диском

Рассматриваемая машина построена также на базе рассмотрен­ ного модифицированного кривошипного механизма (см. рис. 56), ввиду чего приведенные выше кинематические зависимости спра­ ведливы также и для нее. Принципиальная схема поршневого элемента этой машины, представленная на рис. 80, а (см. также рис. 80, б), показывает, что проекция линии, соединяющей центры

пройдет поршень от крайнего положения до положения, соответ­ ствующего повороту кривошипа на угол а = ©/, будет

в плоскости, параллельной плоскости наклонной шайбы, в соот­ ветствии с чем головки поршней перемещаются по эллипсу, боль­

= 2R6 — диаметр окружности, на которой размещены цилиндры в блоке.

Следовательно, кинематика поршней этих машин описывается синусоидальными зависимостями и поэтому пульсация подачи соответствует расчетной схеме, представленной на рис. 66, а. Исходя из этого, имеем:

максимальный ход поршня

^шах Y,

244

;= :T c°2tgYC0Sa-

Текущая расчетная подача одного поршня на основании урав­ нения (88)

^oTHf ==- ^ f = ^ M g Y sin а.

34. Средняя подача насоса

Средняя расчетная подача насоса

QT = qn — hfzn = D6f tg yzn

или, введя угловую скорость со,

<2, = - ^ tgT.

Если принять частоту вращения п в об/мин, диаметр D6 блока цилиндров — в см и площадь поршня / — в см2, подача выра­ зится в см3/мин.

Так как скорость перемещения поршня, определяемая уравне­ нием (88), изменяется синусоидально, то пульсация подачи насоса характеризуется графиком, приведенным на рис. 34, б.

Обеспечение контакта поршней с наклонным диском. Для на­ дежной работы машины необходимо, чтобы был обеспечен постоян­ ный контакт башмаков с наклонной шайбой. В зоне высокого дав­ ления поршни прижимаются к наклонной шайбе давлением жид­ кости. В зоне же всасывания при отсутствии или малом давлении подпора силы давления жидкости в цилиндре могут оказаться

что вызовет потерю герметичности, подсос воздуха и пульсацию давления, а возможно и разрушение насоса.

Для исключения этого пружина 5 (рис. 81, а и б), прижима­ ющая башмаки к наклонному диску, должна иметь соответству­ ющее усилие (должна обеспечивать во всех случаях силовое за­

245

бежныХ сил Поршней и штокбв в осевом направлении При работе в режиме холостого хода при максимальном угле у наклона шайбы. Однако выбор излишне большого усилия пружины может привести к повышенному трению опор по диску и цилиндрового блока 6 по распределительному золотнику.

35.Гидростатическая опора поршней

Вравной мере должно быть ограничено также и контактное напряжение, обусловленное давлением жидкости на поршни, на­ ходящиеся в полости нагнетания. Регулирование этого напряже­ ния достигается с помощью гидростатической разгрузки поршня, качество которой во многом определяет надежность работы рас­ сматриваемых машин. Совершенство разгрузки, в свою очередь, определяется правильностью расчета кольцевых гидростатических опор (башмаков), которые выполняются гидростатически уравно­ вешенными.

Схема действия такой гидростатически уравновешенной опоры показана на рис. 81, в. Рабочая жидкость из полости поршня через дроссельное отверстие а в нем и сверление b в опоре 2 по­ ступает в выточку (камеру) с диаметром d t на торцовой ее поверх­ ности, благодаря чему в этой камере действует давление, частично уравновешивающее осевое усилие давления на поршень 4, а также

обеспечивается смазка трущихся поверхностей торца опоры и ша­ рового ее сочленения с поршнем.

Расчет кольцевых опор производится, исходя из того, что в статических условиях опоры находятся в равновесии под дей­ ствием (давлением жидкости в корпусе насоса пренебрегаем):

а) усилия гидравлического прижима, противоположного реак­

б) усилия центральной пружины 5 (рис. 81), приходящегося на одну опору:

Р__ Рпр

поршней; в) усилия отжима Рот кольцевой опоры, возникающего в ре­

зультате давления р жидкости на поверхности ее выточки d х и среднего давления в зазоре опорного пояска. Усилие Р01 опре-

246

деляется из условия, что в выточке опоры действует рабочее дав­ ление р, что обычно и соблюдается, так как утечка жидкости при правильно сконструированной кольцевой опоре пренебрежимо мала.

Практически можно принять, что в торцовом зазоре между кольцевой поверхностью опоры, ограниченной диаметрами dj и d2 и поверхностью наклонной шайбы, давление распределяется

PoT= ^ ( d ! + d2+ dld2).

Для того чтобы максимально устранить утечки через торцо­ вый зазор кольцевой опоры, принимается

- £ - = 1 , 1 5 ч - 1 , 2 0 ,

го

п nd2

где F = —£-----пдощадь поршня;

F0 = I f = - ^ ( d l + dl + d1d2).

В схеме разгруженного поршня, представленной на рис. 81, в, одновременно осуществляется также и частичная разгрузка сфе­ рической головки поршня 4, достигаемая тем, что рабочая жид­ кость одновременно подводится к камере е, образованной срезом части сферы (см. также рис. 77, а). Усилие давления жидкости, подводимой в камеру е (рис. 81, в) на площадь среза, а также дав­ ление жидкости, проникшей в зазор сферической пары, противо­ действуют усилию давления на торец поршня.

Фактором, лимитирующим возможность уменьшения площади опорно-уплотнительного пояска башмака является допустимое смятие материала. С целью увеличения контактной площади поясков башмака при одновременном обеспечении требуемой раз­ грузки от силы давления жидкости, применяют башмаки, в ко­ торых на контактной поверхности выполняется дополнительная разгрузочная канавка Ь, соединенная радиальными прорезями (каналами) с со сливом (рис. 81, г). Эта канавка делит опорную поверхность башмака на два кольца d и е. Поскольку в этом слу­ чае давление в канавке b и соответственно в стыковом зазоре внешнего кольца d отсутствует, наличие этого кольца площадью

яd\ — d\

/ = ---- 4---- не будет влиять на баланс сил, действующих в сты­

ковом зазоре, а служит лишь опорой, позволяющей снизить кон­ тактное давление (напряжение смятия) до заданной малой ве­ личины.

247

При конструировании разгрузочной гидростатической опоры поршня следует учитывать, что башмак нагружается опрокиды­ вающим моментом, обусловленным силами трения Ртр его по наклонному диску. Этот момент стремится опрокинуть башмак в направлении движения (рис. 81, д). Величина Ртр зависит для данного коэффициента трения р от усилия R, которым башмак прижимается к диску. Величина R определяется разностью сил (без учета трения поршня в цилиндре):

R = N — Рот,

подъемность гидростатического подшипника). Из рис. 81, д следует, что сила трения Ртр. будет стремиться развернуть башмак относительно центра сферы поршня, расстоя­ ние h которого от поверхности скольжения является плечом приложения этой силы. В соответствии с этим опрокидывающий

момент башмака определится

М = PTPh = nRh.

При известных значениях, входящих в это выражение пара­ метров, возможно опрокидывание башмака.

Из рис. 81, д, на котором показаны действующие силы, следует, что при увеличении угла у и высоты h положения центра резуль­ тирующая сил на скользящем башмаке может выйти за пределы опорной его поверхности, что привело бы к опрокидыванию башмака.

Для устранения этого стремятся понизить путем качественной обработки и соответствующим подбором материала скользящей пары коэффициент трения р, а также уменьшают высоту h центра сферы и силу R. Помимо этого, поскольку величина R зависит при всех прочих равных условиях, от угла у наклона диска ве­ личину этого угла в практике, обычно, ограничивают значением

15—18°.

Помимо рассмотренных сил на скользящий башмак будут дей­ ствовать при вращении барабана центробежные силы, действие которых пропорцирнально квадрату угловой скорости. Однако при практических расчетах этими силами обычно пренебрегают.

36.Расчет насоса подпитки

Сучетом высокого быстродействия переходных режимов со­ временных насосов (см. стр. 11) силы инерции поршня, и соот­ ветственно, движение подпитки могут достигать значительных величин. Применяемый в системах с подпиткой многоступенчатый насос, в котором первая ступень служит для улучшения условий

248

подвода жидкой среды ко второй ступени, называется насосом с предвключенной ступенью.

Подпиточный насос должен обеспечить такое давление под­ питки рв, которое с учетом потерь давления в окнах цилиндрового блока Ар0 = рв — р0 создает гидростатическое усилие на поршне, способное преодолеть силу инерции Ру- и силу трения поршня Ртр, а также обеспечить при этом гарантированный прижим Рг го­ ловки поршня к поверхности опорной (наклонной) шайбы:

где / — площадь поршня.

В дальнейшем будем учитывать лишь гидравлическое сопро­ тивление окна и силу инерции Ps поршня с присоединенной массой жидкости в относительном движении в цилиндре. Потери на тре­ ние Ртр, которые в основном обусловлены действием на поршень центробежных и прочих радиальных сил, включим в усилие Рг,

нием, определяется через скорость и жидкости из равенства

где р — коэффициент расхода окна, который можно принять равным 0,72.

Наибольшая скорость поршня из условия неразрывности по­ тока

^шах----

где /0 — площадь сечения окна.

Решив совместно, получим выражение для сопротивления окна

ЛРо=(Яб® tg V-y-)2-

переменностью площади открытия окон в процессе хода поршня. Максимальная величина силы инерции относительного дви­ жения в цилиндре поршня, имеющего массу т (с присоединенной

массой перемещающихся элементов),

\