Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 35
Текст из файла (страница 35)
Однако при увеличении угла ошибка повышается. Так, например, при увеличении угла с 29 до 31' ошибка возрастает в 2 раза. Анализ механизма ведения блока цилиндров (см. рис. 73, а) показывает, что наименьшие углы наклона оси шатуна к оси цилиндра обеспечиваются для распространенных насосов при усло- вии Равномерность подачи (потока) жидкости. Мгновенная подача одним поршнем равна [см.
выражение (189)1 (200) д = г* „„„) = )Въ з1п у ып а, л«» где /= — — площадь поршня. 4 Суммарная мгновенная подача всеми поршнями составит ~) =я»+ 7~ +... = ВО)~з1в уз!ос«» -1-Вю7 з(Пуки!с»»+.. ° = =Вы з1пу Х з)ва, (201) где а„аз и т. д. — текущие углы поворота осей цилиндров относительно нейтрального положения (относительно оси, при совпадении с которой поршни находятся в крайних положениях). Сведения, приведенные на стр. 141 применительно к радиальным насосам, справедливы и для рассматриваемых здесь аксиальных насосов. Следует отметить, что выравнивание подачи осуществляют различными конструктивнымк мерами. В частности, применяют метод размещения цилиндров в блоке и шаровых головок шатунов в наклонной шайбе на разных радиусах, а также метод «сгущения» поршней, заключающийся в неравномерном угловом расположении осей цилиндров в блоке.
Применяют также комбинированный мотод, в котором одновременно осуществлены указанные конструктивные меры. Параметры, определяющие подачу, подбирают так, чтобы в момент максимальной угловой скорости наклонной шайбы уменьшение подачи компенсировалось увеличенным значением диаметра того поршня, который в этот момент обеспечивает наибольшую часть подачи, или увеличением радиуса, на котором он расположен в блоке. Крутящий момент. В точке контакта поршня с поверхностью наклонной шайбы возникает в результате воздействия силы Р, давления Р (противодавление, принимаемое равным нулю) жидз«« кости на поршеныР = 4- р) нормальная к поверхности шайбы 4 сила Л„ее реакции (см.
рис. 75). Эту силу можно разложить на составляющие: Р„, направленную по оси поршня, и Т„, направленную нормально к оси поршня. Первая составляющая Р„, равная по величине и обратная по знаку алгебраической сумме сил, действующих вдоль оси поршня (см. стр.
145), преодолевает эти силы, а составляющая, нормальная к оси поршня, развивает крутящий момент. Составляющая Т„преодолевается в насосе приводным моментом, приложенным к его валу, и составляющая Т„, создает в гидромоторе момент, приводящий цилиндровый его блок во вращение. Сила Х„реакции шайбы нагружает узлы машины (подшипники и пр.), а также определяет величину контактного напряжения нз головке плунжера и перекашивает его. При сферической головке плунязера, контакт которого с шайбой происходит в атом случае в точке, смещенной относительно его осн (см. рис. 89), эта сила также поворачивает плунжер вокруг оси.
Для расчетной схемы насоса, представленной на рнс. 75 (силы отнесены к поршню, находящемуся условно в крайнем положении), величина Т„равна (учитываем лишь силу давления жидкости на поршень): (202) Т„=Р„згпатйу. В соответствии с этим теоретическое приближенное значение мгновенного крутящего момента для одного цилиндра можно определить по выражению М = Т„В = Р„Л 4д у з1п а (203) и для всех цилиндров, находящихся в рабочей зоне, М„„= Р,Л тйу Х з1па, (204) где Л = .О~2 — радиус окружности, на которой расположены оси цилиндров в блоке. При наличии противодавления в нерабочей волости суммарный момент будет выражаться формулой (205) где М„р — суммарный момент от действия противодавления жидкости.
Очевидно', что противодавление можно учесть с достаточной зла точностью, если при расчете силы Р = — ° р аначенне р заменим 4 перепадом давления в рабочей (Р,) и нерабочей (р,) полостях: пР=Р1 Ра РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ЖИДКОСТИ В большинстве конструкций аксиальных роторно-поршневых насосов применяется торцовое распределение (см. рис. 73, а и б), осуществляемое при помощи серпообразных окон а и Ь, выполненных на упорно-распределительном диске (золотнике), с которыми поочередно соединяются при своем круговом движении ци.— линдры. Опорные торцовые поверхности изготовляются плоскими в реже сферическими.
Геометрические формы распределителя насоса выбираются так, чтобы нагнетательные окна герметично отделялись от всасывающих и чтобы было обеспечено некоторое регламентированное превышение усилия, прижимающего цилиндровый блок к распределительному диску (золотнику), над силами, отжимающими силами, причем это превышение должно быть таким, чтобы удель- ные давления и силы трения не превосходили допустимых значений. Отверстия 7 е донышках цилиндров обычно имеют в сечении удлиненную форму.
причем ширина их равна ширине с окон а и Ь в распределительном диске, а длина 1 — диаметру И цилиндра. Для создания герметичности распределительной пары должно быть обеспечено надежное разделение в каждый момент волостей высокого и низкого давлений. Для этого в мертвых положениях поршней отверстия 7 цилиндров перекрываются нижней и верхней перевальными (разделительными) перемычками между окнами а и Ь, ширина а которых несколько превышает раамер этих отверстий, т. е. обеспечивается условие з ) 1, при котором цилиндр в конце хода поршня отсекается от полости, с которой он был соединен. Надежность этой отсечки определяется величиной перекрытия (з — 1), в пределах которого необходимо переместить ось цилиндра относительно неподвия(ного аолотника, для того чтобы окно цилиндра после отсечки какого-либо окна аолотника пришло к кромке второго окна.
Практически ширина этой перемычки з выбирается равной г = (1, 1 —: 1,2) ~, где 1 — диаметр (или большая ось, если отверстие не круглое) канала, соединяющего цилиндр с распределительным окном. Для распределительного золотника (см. рис. 73, б) это условие обеспечивается выбором значений углов у, и ~р, (см. стр. 150) поворота блока из нейтрального положения.
Обычно эти углы равны между собой, хотя в некоторых насосах они различны. В общем случае распределители насосов имеют небольшое положительное перекрытие, равное 1', и гидромоторов (1,5 — 2)'. В практике верхняя к нин'няя перевальные перемычки з между окнами а и Ь распределительного аолотника обычно выполняются равными менарду собой и располагаются симметрично относительно нейтральной (вертикальной) его оси.
Ширину распределительных окон обычно выбирают с = 0,5 Н и ширину уплотняющих поясков Ь, = Ьз = 0,125 И. Однако учитывая неравномерный нанос поясков, обусловленный различием ь, их окружных скоростеи, можно принимать —. = 0,8, Площадь окна распределителя выбирается такой, чтобы скорость рабочей жидкости в нем не превышала в 2,2 — 2,5 раза средней скорости поршня.
Практически для самоасасывающих насосов скорость жидкости в каналах распределительного устройства не должна превышать 3 — 4 я!сея. Площадь окна питания цилиндра обычно равна 0,45 — 0,5 площади самого цилиндра. Для скшкеяия скорости жидкости применяют вытянутую форму окна питания а цилиндра, центральный 175 угол ао охвата которого превышает угол пи охвата окружности цилиндра на 4 — 6' (рис. 76, а). Применительно к рассматриваемым здесь насосам с торцовым (плоским) распределением принято также рааличать угол упреждения ~р„на величину которого следует повернуть цилиндровый блок, чтобы цилиндр после отсечки окна золотника пришел в нейтральное положение, и угол запаздывания еэ„на который должен быть повернут блок, чтобы цилиндр переместился из этого нейтрального положения в положение, соответствующее началу его соединения с противоположным окном аолотника.
Углы эапаэдывания и упреждения должны выбираться из условия устранения компрессии жидкости и обеспечения минимального перепада давления между давлением в цилиндре и дав- лением в том окне рас- Окно ииоиндро пределительного золотни- I КР; ~,=, "'"'д"о ка, с которым цилиндр е ~ + в текущий момент соедиье~~. неотоооо нее нэетса, так как в пРотив- «о кореннике 'ф ном случае воэникнут Я д) вредные, даже опасные о для гидросистем забросы 4 давления. Рис. 76.
Схемы канализации цилиндра Соображения и рекоаьсиальво-поршэевого насоса с торцовым мендации по этому вопрораспредслеяиеы су, приведенные выше (см. стр. 150) для насосов с цапфовым распределением, распространяются и на рассматриваемое адесь распределение. Для предотвращения ударного действия обратного потока жидкости в момент соединения цилиндров с полостью нагнетания (для обеспечения беэударного перехода цилиндра иэ полости всасывания в полость нагнетания) в уэле распределения обычно выполняют узкие (малого сечения) канавки (усы) (см. рис. 73, г), череэ которые цилиндры в конце хода всасывания соединяются с полостью нагнетания.
Вследствие дроссельного (тормозного) действия этих канавок происходит плавное доэаполнение цилиндров жидкостью и повышение давления заключенной в них жидкости до давления в полости нагнетания. При этом снижаются аабросы давления (гидравлические удары) и шум насоса. Длина канавок определяется углом 6 = 8 —: 10', ширина— 1 — 2 мм. Эти канавки часто выполняются сужающимися по глубине и по ширине. Расстояние между этими канавками обычно выбирается так, чтобы было обеспечено условие г' ) П Однако в некоторых насосах для повышения плавности соединения и снижения шума принято о' к д Очевидно при этом условии (см.
рис. 73, г и 76, б) повышаются утечки жидкости. 176 Следует отметить, что поскольку перепад давления в канавке в этом случае равен рабочему давлению (200 — 300 кГ!смз), в ней развиваются высокие скорости течения жидкости, сопровождающиеся раарывом сплошности потока (кавнтацией) и соответственно кавитационным разрушением (зрозией) поверхности перемычки впереди «уса» (на рис, 76, б эона разрушения отмечена точками). Силы, действующие в распределительном узле. Срок службы (надежность) и герметичность насоса во многом зависят от сил, действующих в распределительном узле. Цилиндровый блок насоса находится под сложным действием сил давления жидкости в цилиндрах и в стыковом эааоре между поверхностями контакта блока и аолотника распределения, сил ю Рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
