Главная » 2014 » Декабрь » 12 » Аксиально-поршневые гидромашины. Схемы, конструкции, принцип работы.
18:21
Аксиально-поршневые гидромашины. Схемы, конструкции, принцип работы.
love-mag116.ru любой женский возбудитель и где его преобрести
Аксиально-поршневые гидромашины
Рис. 3.29. Аксиально-поршневая гидромашина с наклонным блоком цилиндров: а — нерегулируемая; б — регулируемая
Аксиально-поршневые гидромашины при передаче равной мощности по сравнению с другими поршневыми гидромашинами отличаются наибольшей компактностью и, следовательно, наименьшей массой. Имея рабочие органы с малыми радиальными габаритными размерами и поэтому с малым моментом инерции они способны быстро изменять частоту вращения. Эти специальные свойства обусловили их широкое применение в качестве регулируемых и нерегулируемых насосов и гидромоторов для гидропередач, обслуживающих подвижные комплексы (дорожные, строительные, транспортные машины, авиационные и судовые системы), а также в следящих гидроприводах большой точности. По кинематическим схемам, заложенным в основу конструкций, аксиально-поршневые гидромашины разделяют на гидромашины с наклонным блоком цилиндров (рис. 3.29, 3.30) и с наклонным диском (рис. 3.31). В машинах с наклонным блоком (см. рис. 3.29) ось 4 вращения блока 24 цилиндров наклонена к оси вращения вала 1. В ведущий диск 2 вала заделаны сферические головки 12 шатунов 10, закрепленных также при помощи сферических шарниров 9 в поршнях 8.
Рис. 3.31. Аксиально-поршневой регулируемый насос с наклонным диском
При вращении блока и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение. Синхронизация вращения вала и блока в машине осуществляется шатунами, которые, проходя поочередно через положение максимального отклонения от оси поршня (см. рис. 3.32), прилегают к его юбке 1 и, давя па нее, сообщают вращение блоку цилиндров. Для этого юбки поршней выполнены длинными, а шатуны снабжены точными конусными шейками 2. В гидромашине, показанной на рис. 3.30, для вращения блока 12 служит вспомогательный валик 13 с двумя шарнирами кардана, поэтому поршни короткие, а шатуны имеют простую форму. Обе системы вращения блока являются несиловыми, так как не передают основного момента от сил давления жидкости на поршни. С их помощью преодолеваются только моменты трения, приложенные к блоку, и момент, преодолевающий его инерцию при изменении частоты вращения машины. В гидромашинах с наклонным диском (см. рис. 3.31) блок цилиндров 1 с поршнями .9 вращается вместе с валом 4. Поршни опираются на наклонный диск 11 и благодаря этому совершают возвратно-поступательное движение. Кинематические и силовые соотношения в аксиально-поршневых гидромашинах. Из рассмотрения кинематических схем машин обоих типов (рис. 3.34 и 3.35) можно видеть, что их механизмы представляют пространственную инверсию кривошипно-шатунного механизма поршневого насоса (см. рис. 3.1).
Рис. 3.32 Поршень аксиально-поршневой машины с шатуном Рис. 3.33. Поршень аксиально-поршневой машины с башмаком
Рассматривая кинематические схемы на рис. 3.34 и рис. 3.35 совместно с рис. 3.32 и 3.33, где показаны силы, действующие на поршни, можно составить выражения момента силы от действия одного поршня относительно оси вращения для гидромашин с наклонным блоком. Ввиду эквивалентности кинематических соотношений, все положения о неравномерности подачи насосов, разобранные применительно к кривошипному приводу, действительны и для аксиально-поршневых гидромашин.
Преимущественное использование в гидропередачах требует от роторно-поршневых насосов хорошо выровненной подачи, поэтому как правило для них z = 7 -9. В данном случае сохраняются в силе и все положения о пульсациях момента около его среднего значения, приведенные в п. 3.15. Рассматривая механизм преобразования момента, приложенного к валу насоса, в осевую силу поршня, вытесняющего жидкость или преобразования осевой силы давления в момент на валу гидромотора, можно видеть, что этот процесс в аксиально-поршневых гидромашинах двух рассмотренных типов неодинаков. Рис. 3.34. Кинематическая cxeмa гидромашины с наклонным блоком
Рис. 3.35. Кинематическая схема гидромашины с наклонным диском
В гидромашине с наклонным блоком сила F'v (см. рис. 3.32) направлена по осп шарнирно-опертого шатуна, который, как показано на рис. 3.32 и 3.34, отклоняется от оси цилиндра на малый угол 8, и поэтому образует весьма малую боковую составляющую, которая определяет малые силы трения поршня о стенку цилиндра. В гидромашине с наклонным диском (см. рис. 3.33) поршень шарнирно опирается на наклонную поверхность, реакция которой F дает осевую составляющую Fp, уравновешивающую силу давления жидкости, и боковую составляющую FR, образующую, как показано выше, момент МТ ц. Консольное приложение FR приводит к возникновению пятен контакта между поршнем и цилиндром. Контактные силы рк образуют момент в подвижной заделке поршня в цилиндре, уравновешивающий внешний момент силы FT. Значительные контактные силы рк обусловливают и более существенные силы трения, поэтому механический КПД у гидромашин с наклонным блоком выше, чем у гидромашин с наклонным диском. Особенно сильно это сказывается на работе гидромоторов, у которых частота вращения должна изменяться в широких пределах. При малом значении п, когда скорость поршней мала, между ними и цилиндрами возникает граничное трение. Момент трения увеличивается, что вызывает неравномерность вращения гидромоторов с наклонным диском уже при достаточно высоких п » 25-50 1/мин. Рост контактных нагрузок ограничивает угол отклонения наклонного диска величиной 15 н- 18°. У гидромашин с наклонным блоком значение р ограничено только условиями конструкции и составляет обычно f} =» 25 - 30° (в пределе до 40°). Следовательно, согласно выражениям (3.50) и (3.51) в машинах с наклонным блоком для получения заданного V0 можно применить поршни меньшего диаметра и меньший диаметр Du, что ведет к относительному сокращению размеров рабочих органов в целом. Однако качающий узел гидромашины с наклонным блоком (см. рис. 3.29 п 3.32) имеет и существенный недостаток. Сферические головки 12 шатунов 10 опираются на ведущий диск 2, представляющий консольный конец вала 1. Приложенные к диску 2 осевые силы Fn И консольные боковые силы FT сильно нагружают подшип¬ники 13. Это приводит к громоздкому подшипниковому узлу (поз. 13 на рис. 3.29 и поз. 14 на рис. 3.30), равному по размерам качающему узлу гидромашины. В гидромашине с наклонным диском (см. рис. 3.31) подшипники нагружены суммой сил FT, равнодействующая которых приложена в точке О между подшипниками 14 и 3, поэтому их нагрузка относительно мала. Осевые силы давления передаются непосредственно корпусным деталям — корпусу 21 через люльку 12 и крышке корпуса 2 — через башмаки 10 поршней и распределитель 18, представляющие гидростатические опоры, успешно работающие при высоких давлениях и скоростях скольжения. Гидростатический башмак Б (см. рис. 3.33) устроен так же, как ранее рассмотренный в радиально-поршневом насосе (см. рис. 3.26). Его подъемная гидростатическая сила подчиняется зависимости (3.42). Из-за отсутствия центробежных сил работа башмаков в аксиально-поршневых машинах более благоприятна, чем в радиально-поршневых, и они не нуждаются в большом опорном поясе. Благодаря облегчению подшипников и соосности вала с поршнями, машины с наклонным диском меньше по габаритным размерам и более удобны при встраивании в агрегаты, чем машины с наклонным блоком. В малых гидролиниях с наклонным диском, рассчитываемых на использование при небольших частотах вращения и давлении (рн < 20 МПа) применяют поршни, имеющие точечный контакт с наклонным диском, аналогичные поршню 6 (см. рис. 3.23). Устранение гидростатических опор обеспечивает некоторое уменьшение объемных потерь, особенно при работе на маловязких жидкостях, поэтому гидромоторы такого типа имеют лучшую равномерность вращения при малых частотах по сравнению с гидромоторами с гидростатическими башмаками. Как указывалось выше для радиально-поршневых машин опора поршней, представляющая наклонный диск, должна, во избежание быстрого изнашивания головок поршней из-за проскальзывания, свободно вращаться на радиально-упорпом подшипнике, подобно вращающемуся статору 3 (см. рис. 3.23). Система распределения аксиально-поршневых гидромашин. Важнейшим узлом роторно-поршновых гидромашин является система распределения. В аксиально-поршневых машинах как правило применяют системы распределения торцового типа (см. рис. 3.29, 3.30 и 3.31) образованные торцом (поз. 6, рис. 3.29; поз. 10, рис. 3.30; поз. 8, рис. 3.31) блока цилиндров, на поверхность которого открываются окна (поз. 25, рис. 3.29; поз. 11, рис. 3.30; поз. 6, рис 3.31) цилиндров, и торцом (поз. 5, рис. 3.29; поз. 9, рис. 3.30; поз. 7, рис. 3.31) распределителя (поз. 7, рис. 3.29; поз. 8, рис. 3.30; поз. 18, рис. 3.31). Функции системы распределения многообразны. Она является упорным подшипником, воспринимающим сумму осевых сил давления от всех цилиндров; переключателем соединения цилиндров с линиями и р., вращающимся уплотнением, разобщающим линии Рх и р2 одну от другой и от окружающих полостей. Поверхности, образующие систему распределения, должны быть взаимно центрированы, а одна из них (обычно поверхность блока) должна обладать небольшой свободой самоориентации для образования слоя смазки. В схеме на рис. 3.29 это обеспечивается люфтом между втулкой 11 и осыо 4 блока, а также сферической формой поверхностей 5 и 6 системы распределения. В машине, изображенной на рис. 3.30, эти функции выполняет подшипник качения 6, а в машине на рис. 3.31 — подвижное эвольвентное шлицевое соединение 13 между блоком и валом. Для предотвращения раскрытия стыка системы распределения под действием момента центробежных сил поршней во всех машинах предусмотрен центральный прижим блока пружинами (поз. 3 на рис. 3.29; поз. 7 на рис. 3.30; поз. 20 на рис. 3.31). На рис. 3.36, а показан торец 1 блока цилиндров с окнами 2 цилиндров, а на рис. 3.36, б, в — торец 5 распределителя с двумя полукольцевыми полостями 3, одна из которых соединена с линией ри а другая — с линией р2 (поз. 19 на рис. 3.31). Полости 3 разделены перемычками 4 (рис. 3.36, б предоставляет насосный вариант с асимметричной перемычкой 4, а рис. 3.36, в — вариант гидромотора с симметричной перемычкой). При вращении блока окна 2 (на рис. 3.36, бив окна показаны тонкой линией) перемещаются над полостями 3 и соединяются попеременно с обеими линиями. Проходу над перемычками соответствуют мертвые точки А и Б (см. рис. 3.21), 3.31 и 3.36), в которых скорость поршня равна нулю. Начало соединения окон 2 (рис. 3.36) с полостями 3 осуществляется через дросселирующие канавки 6. Ширину полостей 3 и их уплотняющих поясков 7 выбирают так, чтобы силы гидростатического давлении жидкости со стороны полостей и уплотняющих зазоров почти полностью уравновешивали сумму сил давления жидкости на дно 5 цилиндров блока (рис. 3.31). Как и на цапфе радиально-поршневой машины (см. рис. 3.24 и 3.26, а) для надежной работы нужно, чтобы доля гидростатического уравновешивания сил составляла в среднем 96—98%. Неуравновешенная часть сил воспринимается гидродинамическим подшипником — опорным поясом 8 (см. рис. 3.36). Рис. 3.36. Торцовая система распределения аксиально-поршневых гидромашин
