Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 36
Текст из файла (страница 36)
77. Схемы элементов торцового распределения насоса трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах шатунов, а также под действием боковых составляющих сил давления, вызванных угловым смещением блока по отношению к шайбе, центробежных снл поршней и сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью блока и пр. В регулируемых насосах деиствуют также силы, обусловленные силами инерции люльки механизма регулирования. Из указанных сил основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и в стыковом аазоре. Цилиндровый блок насосов с торцовым распределением жидкости с неподвижным аолотником (рис. 77, а) находится под .
действием сил г'„р давления жидкости на донышки цилиндров, соединенных с нагнетательным окном, которые прижимают его к распределительному диску (золотнику), и противодействующих (отжимающих) им сил г',я,„давления гг~идкости в рабочем окне и зазоре, образованном рабочей поверхностью (зеркалом) этого диска и торцом цилиндрового блока. Рабочая площадь каждого цилиндра, на которую действует давление жидкости, равна разности площадей цилиндра диаметром И и канала 7 в его донышке, с помощью которого цилиндр соединяется с окнами распределителя. Кроме того, в большинстве конструкций цилиндровый блок х77 прижимается к распределительному диску также усилием пружины (см.
рис. 74); однако поскольку усилие затяжки пружины относительно небольшое, при расчете действующих сил им пренебрегают. Силы давления жидкости, действующие на цилиндровый блок, от значения которых зависит величина результирующей силы, прижимающей один элемент распределителя к другому, складываются из сил, действующих по площади распределительных окон а и Ь (рис. 73), и сил давления по контактирующим поверхностям. Расчет проводят применительно лишь к полости высокого давления.
В целях упрощения расчетов величина площади каналов 7 питания блока учитывается полностью, хотя зта площадь в создании раскрывающей силы не участвует. Очевидно, чтобы не произошло «раскрытия» распределителя (отжима блока от золотника), сила давления жидкости на площадь донышек цилиндров, прижимающая блок к зеркалу золотника, должна быть больше раскрывающих снл давления жидкости в стыковом зазоре.
Оценку распределителя, с этой точки зрения, производят по так называемому коэффициенту поджима, под которым понимается отношение разности сил, прижимающей блок 7 к поверхности распределения Р„„, и отжимающей г",, к величине прижимающей силы в %: Увеличение этого коэффициента сопровоя«дается повышением избыточной силы прнясима в соответственно повышением контактного давления рабочих поверхностей распределителя и увеличением силы трения. При уменьшении коэффициента М повышаются объемные потери и работа распределения становится неустойчивой.
Коэффициент М поджнма зависит от давления жидкости, а также от числа оборотов и конструктивной схемы насоса. Практически значение этого коэффициента находится в пределах М = =6 —:8«ю Цилиндровый блок насоса с нечетным числом цилиндров находится в равновесии под действием изменяющихся по величине и эксцентрично приложенных к нему снл.
Последнее обусловлено тем, что в таком насосе число поршней, находящихся одновременно под рабочим давлением жидкости, меняется при вращении блока «+1 г — 1 от — до — поршней, Следовательно, на цилиндровый блок 2 2 насосов с нечетным числом цилиндров действуют силы, изменялощиеся во времени в зависимости от угла поворота блока относительно распределительного диска (золотника).
В соответствии с этим максиллальное (Р„г»лг„) и минимальное (Р„»,»лз) значения силы прижима изменяются в течение цикла в отношении г+1 г — 1' 178 для этого распределительный золотник должен иметь угол окна (см. рис. 73, б) 2р=-; (3 — —,). (207) Для того чтобы обеспечить постоянное в течение всего цикла отношение этих снл, необходимо, чтобы максимальное и минимальное значения сил, отжимающих блок от диска, изменялись в таких же пределах, как и прижимающей силы, т.
е. уплатах х + ~ Рлрщ!э:$' Положение точки приложения силы прижима зависит от числа цилиндров, соединенных в данный момент с нагнетательным окном золотника распределителя, причем в момент изменения числа цилиндров, участвующих в прижиме, положения точки прило>кения атой силы изменяются скачкообразно. Нетрудно видеть, что одному циклу изменения положения соответствует угол поворота блока, равный 2яй.
При четном числе цилиндров число поршней, находящихся под рабочим давлением н~идкости, постоянно и равно Ы2. Нагрузка, действующая на золотник от сил давления жидкости в цилиндрах, в этом случае практически постоянна, и изменяется лишь центр давления результирующей силы. Поскольку равнодействующая сил давления жидкости в цилиндрав не совпадает с осью блока (центр давления колеблется вокруг оси поворота наклонной шайбы), соадаются условия для воаникновения жидкостного гидродинамического клина, способствующего раскрытию уплотнения.
В равной мере несимметричной является нагрузка на цилиндровый блок и со стороны стыкового эааора. Часть поверхности распределительного диска (золотника) прореаана окнами а и Ь (см. ряс. 73, 6), в которых действуют давления жидкости, соответствующие рабочей и нерабочей полостям насоса; на контактвои (не прорезанной окнами) части действует среднее давление жидкости, затекающей в зааор между распределительным диском и цилиндровым блоком из окон а и Ь. В частности, для насоса, питающегося без дополнительного подпора, жидкость под давлением будет находиться лишь в одном на окон, соединенном с нагнетающей полостью; во втором же окне, соединенном с всасывающей полостью, будет вакуум, влиянием которого при расчетах можно пренебречь, приняв давление в нем равным атмосферному. В соответствии с указанным суммарная площадь поясков шириной Ь, и Ь„расположенных по обе стороны распределительных окон и непрорезанных перемычек между этими окнами, должна быть такой, чтобы были уравновешены силы давления жидкости на донышки цилиндров (см.
также рис. 77, и). Учитывая, что площадь цилиндровых окон (каналов) 7 (см. рис. 73, а) входит в выражение баланса действующих сил со знаками как «+», так и о — », а также пренебрегая влиянием давления в окне всасывания золотника и допуская, что давление в стыковом зазоре действует лишь со стороны окна нагнетания, т. е. действует лишь на половину поверхности контакта, условие равновесия сил, действующих на цилиндровый блок, можно представить с некоторыми допущениями в виде Ркр ~атж СРн!к Рн!ок+ 2 Р р!кон ~ (208) где с — минимальное количество цилиндров, одновременно соединяк1щихся с окнами нагнетания; !ч — плошадь сечения цилиндра; !„. — площадь распределительного окна (нагнетания); /к,к = †"' — /,к — площадь контакта цилиндрового блока с распределительным диском со стороны рабочего окна; — площадь кольца, описанного радиусами В1 и В;, !као и 1~1 "()4) ~ 1 Ркр) ожж Рн!и) Р!ак + а Рок!кон (209) Превышение сжимающей силы над раскрывающей не должно вызывать излишних сил тренин и наноса трущейся пары.
Иэ практики известно, что при известном опыте и стабильном качестве Є— давление нагнетания; р,р — среднее давление в стыковом эаэоре. При этом мы пренебрегли давлением во второй половине стыкового эазора (со стороны окна всасывання), а также даннением, обусловленным затягиванием (переносом) жидкости движущейся поверхностью цилиндрового барабана. В том случае, когда давление жидкости э окне золотника, соединенном с нерабочей полостью, выше нуля, что, в частности, имеет место при принудительном питании насосов жидкостью под давлеяием 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 надо, чтобы суммарная сила давления жидкости, действующая на цилиндровый блок со стороны поршней, превышала противодейству«1щую ей силу давления жидкости в стыковом зазоре, стремящуюся расширить (раскрыть) атот эаэор, т.
е. должно быть соблюдено усло- вие изготовления деталей уплотнительной пары з!он<но ограничиться превышением в пределах '"". 100=0 —:107,. Р'ир где р„и р, — давление п» входе в щель (нагнетания) и на выходе из нее (слива). При р,„= 0 среднее давление р, = —,", Рн В соответствии с зтим давление по радиусу определится по выражению я~ — 7!' 7! — Л ' (210) где Л вЂ” текущий радиус, на котором измеряется давление; 71, и т) — внешний и внутренний радиусы поясков.
В действительности давление вдоль радиуса изменяется не по линейному, а по логарифмическому закону (см. стр. 102). Это давление можно с достаточной точностью определить по выражениям: для наружного пояска 7!' !и.— р=р +(р р ) !а — 1 (211) 1В! Однако анализ показывает, что среднее удельное давление на опорной поверхности распределителя в выпускаемых насосах практически составляет 8 — 19 лГ!слз и выше при рр,а — — 100 кГ(смз. При расчетах торцового распределения основную трудность представляет выбор среднего давления р,р, действующего в стыковом зазоре, величина которого зависит от точности обработки деталей уплотняющей пары и в первую очередь от перпендикулярности их торцов к оси вращения и качества материала, нв которых они изготовлены, а также от качества самой жидкости и ряда прочих, подчас трудно учитываемых факторов.
Позтому при колебаниях давления могут воаникнуть непредусмотренные осевые силы в том или другом направлении, которые могут вызвать колебания ротора и привести к потере герметичности и к повышенному износу деталей пары. При колебаниях ротора в торцовый зазор лшгут проникнуть частицы загрязнители, способствующие износу рабочих поверхностей распределителя. При практических расчетах допускают линейное распределение давления в зазоре, соответству!ощее параллельной щели (см. рис. 73), для которой среднее давление в стыковом аазоре Ри + Рсл ~ер 2 для внутреннего пояска л !и— !!з Р— Рг ! (Ра Ра) я ° !и — э г!э (212) Следует отметить, что давление в торцовом зазоре распределителя во время работы может превышать давления на границах зааора.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
