Индикаторная диаграмма роторно-поршневого насоса показана на рис. 3.37. Принципиально она отличается от диаграмм клапанных поршневых насосов (см. рис. 3.10) отсутствием процессов запаздывания клапанов. Форма диаграммы па рис. 3.37 определяется главным образом процессами смены давления в цилиндрах при проходе их окон 2 (см. рис. 3.36) над перемычками 4 распределителя. Этим процессам соответствует проход поршней через область мертвых точек А и Б, где скорость их близка нулю. В простейшей системе распределения с перемычкой, симметричной относительно мертвой точки (см. рис. 3.36, г) и точно соответствующей углу б0 раскрытия окна переключение соединения окна 2 с полостями рх и р2 происходит практически мгновенно. Скорость изменения давления в цилиндре определяется при этом в основном упругостью жидкости. При соединении цилиндра с полостью высокого давления р2 жидкость в нем сжимается при практически неподвижном поршне в результате втекания через открывающуюся щель окна порции высоконапорной жидкости. При соединении с областью pt жидкость в цилиндре расширяется, в результате чего из него в полость низкого давления вытекает некоторый объем расширения. Если площадь соединения окон цилиндров с полостями распределителя нарастает быстро, то процессы смены давления также протекают быстро и индикаторная диаграмма получается близкой (см. штриховую линию на рис. 3,37) к прямоугольнику АВГБ, но с пиками давления (В' и Б'). Быстрые процессы изменения давления сопровождаются скачкообразным изменением сил, действующих на механизм машины, и вызывают вибрацию и шум. Поэтому простейшие системы распределения применимы только в гидромашинах низкого давления при малых п (ра =£ 10 МПа; п - 1 500 мин"1). В современных высокооборотных гидромашинах, используемых при высоком давлении, стремятся замедлить изменение давления в цилиндрах. Например, перемычки 4 (см. рис. 3.36, б) распределителя насоса смещают против направления вращения машины на угол а0 опережения и на них выполняют дросселирующие канавки 6, позволяющие регламентировать по углу поворота изменение площади соединения окон с полостями 3. В результате у насосов давление в цилиндрах начинает изменяться, не доходя до мертвых точек, а сам процесс изменения замедляется. У гидромоторов (см. рис. 3.36, в), направление вращения которых переменно, распределители всегда симметричны, но благодаря дросселированию и в них удается замедлить изменение давления в цилиндрах. Эти мероприятия снижают пики давления, шум и вибрацию, однако ведут с ростом давления и частот вращения к увеличению неравномерности подачи а и вызывают пульсации давления в трубах, накладывающиеся на средние значения р.2Ц и р1Ц (см. рис. 3.37), что, в свою очередь, усиливает вибрацию и шум. Из сказанного следует, что нарастание вибрационных процессов с ростом р и п ограничивает увеличение рабочих давлений и частот вращения гидромашин, а следовательно, и возможность повышения их энергоемкости. Сказанное в равной степени относится и к радиально-поршневым гидромашинам, поэтому на рис. 3.24 можно видеть, что для улучшения процесса смены давления, перемычки цапфенного распределителя смещены по углу на а0 и снабжены дросселирующими канавками 6. Как и в поршневых гидромашинах (см. п. 3.7) индикаторная диаграмма роторно-поршневых гидромашин (см. рис. 3.38) позволяет определить работу одного цикла А = Av — А3, совершенную поршнем в цилиндре, найти индикаторную мощность Агн = Azn и определить КПД рабочего процесса гидромашнны i]n = QpJNa и механический КПД riM = N„/NH. Значения полного КПД и роторно-поршневых гидромашин велики и достигают при средних эксплуатационных давлениях ри = 16 ч- 30 МПа — 0,92 — 0,93 для гидромашин с наклонным блоком и 0,89 — 0,91 для гидромашин с наклонным диском и радиально-поршневых. Коэффициент подачи е рассматриваемых гидромашин зависит главным образом от компрессионных явлений (qv_) и наружных утечек (qy) через неплотности рабочих органов. Некоторое обычно незначительное снижение подачи д0 дает и применение углов опережения а0, так как при этом уменьшается используемая доля хода поршня. Места наружных утечек показаны на рис. 3.31. Это утечки qp через систему распределения, qnl — через зазор между поршнем и цилиндром, <7п3 — через сферический шарнир поршня и qn через гидростатический башмак. При средних эксплуатационных давлениях для гидромашин с наклонным блоком и для гидромашин с наклонным диском 8 — 0,93 - 0,95. Меньшее значение е и соответственно меньшая жесткость характеристики подачи для гидромашин с наклонным диском обусловлены утечками да через башмаки и часто большим мертвым объемом. Трудности заполнения длинных поршней (поз. 17 на рис. 3.31) этих гидромашин легким и жестким материалом заставляет часто оставлять их незаполненными. Это резко увеличивает мертвый объем, и соответственно снижает коэффициент подачи. Из индикаторной диаграммы (см. рис. 3.37) можно видеть, что при ходе заполнения, когда жидкость из подводящего канала должна «на ходу» втекать в движущееся окно цилиндра, имеют место ощутимые потери давления рв. Их величина интенсивно нарастает с частотой вращения. Это ведет к ухудшению, и при малом р1 служит причиной кавитационного нарушения работы машины. Рассмотрев свойства основных типов роторно-поршневых гидромашин, можно сделать выводы о возможностях их применения. Радиально-поршневые насосы можно изготовлять без подшипников качения для рабочих органов, уравновешивая их целиком гидро¬статически (см. рис. 3.24), поэтому на чистой жидкости они способны длительно работать при весьма высоких давлениях. У них легко регулируется величина V0. Однако частоты вращения этих насосов ограничены центробежными силами, а момент инерции ротора и радиальные габаритные размеры машин относительно велики. Поэтому радиально-поршневые гидромашины редко используются в качестве быстроходных гидромоторов и хорошо зарекомендовали себя как высокоэкономичные регулируемые насосы высокого давления стационарных гидросистем. Аксиально-поршневые гидромашины с наклонным диском наиболее просты в изготовлении, благоприятны по нагруженности подшипников, имеют малые габаритные размеры и удобную для встраивания форму, легко регулируются, однако уступают другим типам роторно-поршневых гидромашин по КПД. Их область применения — насосы и гидромоторы подвижных комплексов. Гидромашины с наклонным блоком имеют высокий КПД и хорошую жесткость характеристики. Однако регулируемые насосы этого типа (см. рис. 3.29, б) велики по габаритным размерам. Нерегулируемые и регулируемые гидромоторы этого типа (см. рис. 3.29, а и рис. 3.38) из-за малых механических потерь и утечек имеют наиболее широкий диапазон устойчивых частот вращения и высокого КПД, хотя и уступают по удобству встраивания гидромашинам с наклонным диском. Поэтому гидромашины с наклонным блоком благодаря хорошей жесткости характеристик и значению КПД применяют в следящих гидроприводах высокой точности. В последние годы ширится распространение гидропередач подвижных комплексов, состоящих из насосов с наклонным диском и гидромоторов с наклонным блоком, представляющих оптимальное сочетание по встраиваемости, КПД и диапазону частот вращения на выходном валу.
