Сравнительная оценка конструкций аксиально-поршневых гидромашин с наклонным блоком цилиндров и с наклонным диском.

 

 

Кинематика аксиально-поршневых гидромашин

 Различают гидромашины (гидромоторы и насосы) с наклонным цилиндровым блоком и машины с наклонным диском [43].Понимая под первыми аксиально-поршневые гидромашины, у которых ось ведущего звена и ось вращения ротора пересекаются (см. рис. 21а), а под вторыми – аксиально-поршневые гидромашины, у которых ось ведущего звена и ось вращения ротора совпадают, т.е. у таких гидромашин ведущее звено и ротор расположены на одной оси (см. рис. 21б). Помимо указанного, существует много других конструктивных различий, однако, они обычно не являются принципиальными и предельные характеристические возможности всех ма-

шин этого типа в большинстве случаев равноценны.

Рис. 20. Кинематическая схема аксиально-поршневого насоса

Кинематической основой аксиально-поршневых гидромашин является видоизмененный кривошипно-шатунный механизм (рис. 20, а), цилиндр 3 в котором при повороте кривошипа 2 во-

круг оси 1 совершает вместе со штоком 5 перемещения в вертикальной плоскости (в плоскости чертежа), двигаясь параллельно самому себе и сохраняя осевое положение штока. Перемещение

поршня 4 при повороте кривошипа 2 на угол a = wt будет

x¢ = R – R cosa = R (1 – cosa),

где R – длина кривошипа.

Очевидно, что полное перемещение (ход) h' поршня в цилиндре при повороте кривошипа на угол a = 180° составит h' = 2R.

На это же расстояние переместится цилиндр вместе с поршнем в плоскости чертежа.

Схема принципиально не изменится, если плоскость вращения кривошипа повернуть (наклонить) вокруг вертикальной оси yy относительно прежнего положения на некоторый угол b

меньший 90° С (рис. 20, б). В этом случае схема превратится в пространственную, а следовательно, цилиндр для сохранения прежней кинематики поршня (для обеспечения осевого положения штока) должен перемещаться в пространстве по эллипсу, представляющему собой след проекции центра шарнира, связывающего кривошип 2 со штоком 5, на плоскость, перпендику-лярную к оси цилиндра. При этом перемещение поршня

x = x¢ cosb = R (1 – cosa) cosb , (1)

где b – угол наклона плоскости вращения кривошипа.

Ввиду того, что перемещение цилиндра по подобной траектории практически неосуществимо, эту траекторию заменяют окружностью, описанной радиусом R, что вносит в расчет по данной формуле некоторую неточность (нарушается, вследствие возникновения колебаний штока 5, синусоидальный закон перемещения поршня).

Рис. 21. Схемы аксиально - поршневых насосов

Взяв вместо одного цилиндра несколько и разместив их равномерно по кругу с расположением осей параллельно оси блока цилиндров 2, а также заменив кривошип диском 5 (рис. 21, а), ось которого наклонена относительно оси блока 2 на угол g =90° – b, получим принципиальную схему многопоршневой машины (насоса или мотора) пространственного типа, вытеснители которого выполняются либо в виде поршней, связанных с наклонным диском с помощью штоков 4 (рис. 21, а), либо в виде свободно посаженых плунжеров 2 со сферической головкой, которые прижимаются к наклонному диску 3 (рис. 21, б) с помощью пружин 1 или давления подпиточных насосов. Первые машины получили название аксиально-поршневых гидромашин с наклонной люлькой или наклонным цилиндровым блоком (рис. 21, а), вторые – аксиально-поршневых гидромашин с наклонным диском (рис. 21, б). К этим основным двум типам можно отнести практически все существующие конструкции аксиально-поршневых гидромашин. Конструктивно в аксиально-поршневой машине с наклонной люлькой оси приводного вала и блока цилиндров расположены

под углом g друг к другу, а в машинах с наклонным диском эти оси составляют одну линию.

В машинах первого типа (рис. 21, а) поршни соединяются с приводным наклонным диском с помощью шарниров (штоков) (см. также рис. 22, б). Осевое усилие поршней, воспринимаемое

от приводной наклонной шайбы 5, преобразуется, вследствие наклонного ее расположения, в крутящий момент, который затем через карданные шарниры 6 передается на центральный вал.

Машины этого типа называются также машинами с передачей крутящего момента на наклонную шайбу. Крутящий момент в таких машинах снимается непосредственно в месте еговозникновения, т. е. – с приводной наклонной шайбы 5; на поршни 3, как это будет показано ниже, этот мо-

мент не передается. Через поршни в этой схеме передается на блок цилиндров 2 лишь момент от сил трения и инерции (ускорения или замедления). Поэтому поршни 3 скользят в цилиндрах здесь практически без поперечных нагрузок, и их функции в этом случае сводятся к герметизации цилиндров. Благодаря этому фактически устраняется износ поршней и цилиндров и обеспечивается высокий механический к. п. д. машины, а также хороший пусковой момент при работе машины в режиме гидромотора. Однако угловое расположение приводного диска и блока цилиндров и соответствующее ему распределение действующих сил в приводном механизме требует применения мощных опор и подшипников качения. Конструктивно всякая машина этого типа (рис. 21, а) имеет многоцилиндровый блок (барабан) 2, поршни 3 которого связываются при помощи шатунов 4 или иных средств с наклонным диском (шайбой) 5, выполняющим в этой схеме роль кривошипа ранее рассмотренной принципиальной схемы (см. рис. 20). Угол g наклона этого диска относительно оси цилиндрового блока определяет для данного диаметра блока величину хода h поршня, а следовательно и расчетную (геометрическую) подачу насоса. Силовая и кинематическая связь цилиндрового блока 2 с приводным валом 8 осуществляется с помощью различных механических средств, обеспечивающих приближенную синхронность

(равенство) угловых скоростей цилиндрового блока и вала. Наиболее распространена связь с помощью двойного универсального кардана 6, который обеспечивает при соответствующем вы-

полнении практическую синхронность угловых скоростей ведущего и ведомого (цилиндровый блок) валов.

В машинах второго типа (рис. 21, б) поршни (плунжеры) 2 непосредственно опираются на наклонную шайбу 8 через сферические головки или башмаки (рис. 22, а), а развиваемое ими при

этом усилие вращения передается в результате скольжения поршней по наклонной шайбе на блок цилиндров. Крутящий же момент в этой машине передается через поршни непосредственно

на цилиндровый блок и далее на центральный вал. В подобной схеме пере дачи момента поршни работают на изгиб и должны быть по прочности рассчитаны на передаваемый ими полезный

момент и момент потерь, т. е. рассчитаны на полный момент. В частности длина l заделки поршней в цилиндрах (см. рис. 20, б) должна быть такой, чтобы было устранено защемление их и

обеспечено допустимое напряжение сжатия материала. Общим для обеих конструктивных разновидностей рассматриваемых машин является преобладающее применение торцово-

го распределения рабочей жидкости. Поскольку цилиндровый блок 2 у рассматриваемого насоса (рис. 21, а) вращается (цилиндры перемещаются относительно корпуса), упрощается рас-пределение жидкости, которое обычно выполняется через серпообразные окна а и b в распределительном золотнике 1 и каналы (отверстия) 7 в донышках цилиндров блока 2 (на рисунке канал 7 показан условно). При работе насоса торец цилиндрового блока скользит по поверхности распределительного золотника (рис. 21, в). При этом цилиндры попеременно соединяются с окнами а или b золотника и через них–с магистралями всасывания и нагнетания.

Рис. 22. Расчетные схемы поршней насосов с наклонным

диском (а) и наклонным цилиндровым блоком (б)

Поверхности торцов распределителя выполняются плоскими (рис. 21) или сферическими. Преимуществом последнего типа является то, что он не требует точного совпадения осей сколь-

зящих поверхностей, а допускает наличие некоторой несоосности (пересечения этих осей), чего не допускает плоский распределитель. Однако последний обладает существенным преимуществом, заключающимся, в отсутствии необходимости индивидуальной подгонки поверхностей скольжения.

В нейтральных (мертвых) положениях цилиндров (в верхнем и нижнем) отверстия 7 в донышках цилиндров (рис. 21, в) перекрываются нижней и верхней перевальными (разделительными)

перемычками, расположенными между распределительными окнами а и b; ширина 5 перемычек несколько превышает размер

отверстий 7 (t<s). Применение насосов с наклонной люлькой (см. рис. 21, а) предпочтительнее в открытом контуре и при высокой частоте вращения. Насосы с наклонной шайбой (см. рис. 21, б) имеют преимущества при очень высоких давлениях и быстрых процессах переключения, которые здесь осуществимы благодаря малой массе перемещающихся при этом деталей узла регулирования. На рис. 23, в показаны кривые пути (x), скорости (Vотн) и ускорения (jотн) поршня насоса с наклонным блоком, построенные по приближенным уравнениям (при условии пренебрежения углом между осью штока и осью поршня, т. е. при конечной длине штока)

x = R Д sing (1-cos wt);

v отн = x¢ = dx/dt = R Д w sing sin wt;

j отн = x¢¢ = d 2 x/dt 2 = R Д w 2 sing sin wt,

где R Д – радиус приводного диска (фланца) (см. рис. 21, а и 23, б).

При более точных расчетах учитывают влияние непараллельности штоков и асинхронность карданной связи. С учетом этого получаем более сложные уравнения. При практических

инженерных расчетах ограничиваются приведенными выше упрощенными уравнениями.

Соответственно для рассматриваемых машин (см. рис. 21, б) уравнения перемещения х, скорости Vотн и ускорения jотн поршня при повороте относительно положения, соответствующего на-

чалу нагнетания, на угол a = wt будут

x = R б tgg (1 – cosa) =2

б D tgg (1 – cosa); (2)

v отн = x¢ = dx/dt =2

б D w tgg sin a; (3)

j отн = x¢¢ = d 2 x/dt 2 =2

б D w 2 tgg cosa, (4)

Ход, скорость и ускорение поршня машины с наклонной шайбой представляют чисто гармонические колебания.

 

⇐ Предыдущая78910111213141516Следующая ⇒

Поделиться: