Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 30
Текст из файла (страница 30)
Так как величина плеча р при повороте цилиндрового ротора изменяется, то величина крутящего момента не будет точно пропорциональна силе Т. Нетрудно видеть, что разность между максимальным и минимальным значениями плеча р равна 2е. рме* — рене = 2е. Поскольку сумма плеч р,„,„+ р„ж = о, где с( — диаметр ведущего статорного кольца 3 (см. рнс. 55, а), имеем о+2е Н Р~м= = 2 +е! (166) е — 2е Н Рм!и = (167) Согласно рис. 56 можем написать р=е+г — х; х=(е+г) — (есозу-(-гсоза).
мпт г Учитывая, что —. = —, получим е!ви е ' (168) Г !езе сова= у 1 — з1п'а = згг 1 — ! — ) з!в'у, г) откуда х = (е 4- г) — е [сов у + — "егг 1 — ! - ~ з! пе 7 ], е У (г) Результирующая составляющая сил Х!у„всех цилиндров, нахо —, дящихся в данный момент в полости нагнетания, воспринимается подшипниками и распределительной цапфой.
Теоретический крутящий момент. Мгновенный теоретический крутящий момент М„раавиваемый одним цилиндром гидромотора или преодолеваемый моментом, приложенным к валу насоса, равен произведению Т или Т„на соответствующее плечо р: М,=Т„Р н М„= Т„р, Разложив выражение 1 — (-) з(па у в ряд, можем с достаточной для практических целей точностью написать х=е) (1+ 4— ) — (сову+ 4 сов 27)1. Подставив это выражение в уравнение (168) и преобразовав его, получим р=е+ г — е ~(1+ — ) — (сову+ 4- соэ27)~ = е ~ (сов у + 4- соз 27) + — — 4 — ~ .
Результирующий мгновенный момент М„„будет равен сумме моментов, развиваемых поршнями всех цилиндров, находящихся в полости нагнетания: М„„=т,р+т,р,+т,р,+... (170) Момент на валу насоса (гидромотора) является периодической 'функцией с периодом изменения для одного ряда цилиндров, равным 2я7г для четного числа цилиндров в блоке и я~э для нечетного числа цилиндров, где г — число цилиндров. Графически результирующий момент будет иметь вид сложной кривой с числом колебаний, равным произведению числа оборотов на число цилиндров для четного числа цилиндров и удвоенному произведению числа цилиндров на число оборотов — для нечетного их числа цилиндров.
Коэффициент неравномерности крутящего момента Л можно приближенно рассчитать по эмпирическим выражениям (160) и (161). Минимальная величина результирующего крутящего момента М,шо, определяющая величину пускового момента гидромотора, соответствует некоторой доле среднего аначения момента М,р, вычисленного по выражению (138). Для гидромотора при числе цилиндров г = 5; 7 и 9 она соответственно составляет М„,ш = = 0,94 М„р, 0,96 М,г; 0,98 Ммг Контакт поршней со статорным кольцом. В конструкциях насосов, применяемых в гидросистемах, используют главным образом схемы, в которых поршни опираются о барабан своими сферическими головками (см.
рис. 55), а также 'схемы, в которых поршни опираются на кольцо через башмаки а (рис. 58,а). Для улучшения условий смазки и снижения трения поршня о стенки цилиндра поршню в первой схеме сообщают часто поворотное движение относительно его оси. Для этого поверхность статорного кольца, на которую опирается своей сферой поршень, 147 выполняют под некоторым углом у, равным 15 — 20' (рис. 58, б), или цилиндр располагают под таким же углом к плоскости вращения цилиндрового блока. Поскольку точка контакта сферической поверхности поршня в этом случае будет смещена относительно его оси, поршень под действием силы трения будет поворачиваться в цилиндре, причем направление поворота поршня в течение одного оборота цилиндрового блока изменится 2 раза.
Это двиткение поршня, суммируясь с относительным возвратно-поступательным движением цилиндра, приводит к тому, что поршень будет двигаться в нем по спирали. б7 Ю/ а) Рнс. 58. Схемы контакта нлунжера со статорным кольцом Л' = —, Е сов~р' (171) (172) Чтобы уменьшить скольжение головки поршня при проворачивании, необходимо увеличивать плечо приложения силы, чего достигают путем выполнения грибообразной головки (рис. 58, в).
Диаметр головки (грибка) поршня обычно выбирают равным (1,75 —: 2) И, где с( — диаметр поршня. Длину поршня Ь выбирают не менее Ь = 2 (е + И). Нагрузка на поршень. Усилие Л' реакции статорного кольца (см. рис. 58, б в) на сферическую головку поршня направлено по нормали к образующей конуса, имеющей угол ср к горизонтали, и проходит через центр сферы. Это усилие может быть разложено на радиальную силу г', статически уравновешивающую усилие давления жидкости на поршень, и силу Т, направленную перпендикулярно оси поршня, которая изгибает поршень и прижимает его к стенкам цилиндра.
Соотношение между этими силами может быть определено по выражениям Сила )т создает контактные напряжения между поршнями и статорным кольцом, а сила Т нагружает поршень в боковом направлении и стремится сместить цилиндровый блок в осевом направлении. В насосах с расположением цилиндров в несколько рядов (рис. 59) действие последней силы на цилиндровый блок можно компенсировать путем симметричной установки статорных колец (обойм) 3, причем при четном числе рядов цилиндров может быть Рис. ор. Радиально-поршневой гидромотор с двухрядным расположением цилиндров и торцовым распределением достигнута полная разгрузка, а при нечетном — частичная; в последнем случае поршни располагаются в шахматном порядке.
В точке соприкосновения головки поршня со статорным кольцом возникает под действием силы Х контактное напряжение, допустимая величина которого ограничивает величину максимального усилия, развиваемого поршнем. В свяаи с этим диаметрыИ поршней выбирают для насосов работающих при давлении до 100 иГ(сна, не более 20 мм и для насосов, работающих при давлении до 200 нГ(гма, не более 16 лслс. Для уменьшения величины контактного напряжения увеличивают радиус г сферы головки (см. рис.
58, в). Распределение нсидкости. Узел распределения жидкости в описываемых насосах определяет во многом их качество и надежность. В частности, объемные потери (утечки жидкости) в насосах (гидромоторах) определяются в основном утечками в распределительном узле. а> >60 Жидкость в радиально-поршневых насосах обычно распределяется с помощью цилиндрической цапфы (золотника) (рис. 60) и реже — с помощью плоского золотника 1 (рис.
59), а также клапанов. Распределение цилиндрической цапфой (рис. 60, щ см. также рис. 55, б) отличается компактностью и простотой изготовления. Однако вследствие наличия в конструкции этого распределителя гарантированного зазора затруднена герметиаация соединения, в результате чего давление насосов обычно не превышает 200 — 250 кГ/см'. Скорости скольжения втулки ротора по распре/ делительной цапфе для насосов обычно приниман>тся до 3 л>сек и для гидромоторов 4,5 м,>сек. Распределительная цапфа (золотник) имеет два г', баас>ма е: Я окна а и Ь, соединены осевыми клапанами с магистралями всасывания и Я нагнетания. Эти окна раза1 делены между собой пере- вальными перемычками с Рнс.
60. Расчетные схемы распределительной цапфы и к, которые обычно расположены симметрично относительно нейтральной оси. Этими перемычками цилиндры при переходе через нейтральное положение отсекаются от окна нагнетания и от окна всасывания. Расположение и размеры перевальных перемычек должны быть такими, чтобы при переходе через них окон питания цилиндров они надежно отсекались от распределительных окон а и Ь цапфы, а также обеспечивалось надежное заполнение цилиндров жидкостью при проходе ими зоны всасывания и устранялась компрессия жидкости в цилиндрах при проходе зоны нагнетания. Для этого ширина е перевальной перемычки (см.
рис. 60, а) должна быть больше ширины окна ~ (для наглядности представлено большое превышение е ) О. Это условие обычно выражают углами перекрытия ф и 6 между осями цилиндра при положениях, соответствующих полной отсечке его окна от окон а и Ь в начале (сплошные линии) и в конце (>птриховые линни) перехода цилиндром зоны перемычки. Значения этих углов характеризуют величину перекрытия (е — Г) перемычками окон а и Ь в зонах нагнетания и всасывания, т. е.
определяют угол поворота цилиндра относительно неподвижной цапфы (золотника), необходимый для того, чтобы его окно после отсечки одного окна цапфы пришло к кромке второго окна. Из рис. 60, а следует, что углы перекрытия равны; для верхней перемычки % = %~+%в' для нижней перемычки 6=6,+6„ где ~г, и 6, — так называемые углы упреждения и ю, и 6, — углы запаздывания. Очевидно, название зтих углов чисто условное и определяется направлением вращения цилиндрового блока, которое в данном случае принято по часовой стрелке. Углы ~р, и 6, упреждения показывают, насколько момент перекрытия окон цилиндра опережает момент прихода его оси в нейтральное положение, и углы ~р, и 6, запаздывания показывают, насколько момент открытия окна отстает от момента прохода цилиндром через нейтральное полон~ение.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
