В радиально-поршневой машине (рис. 3.23 и 3.24) поршни 6 (см. рис. 3.23), вращаясь вместе с блоком цилиндров 4, участвуют одновременно в возвратно-поступательном движении в радиальном направлении, так как они опираются на кольцевую направляющую поверхность 5 статора 3, размещенную с эксцентриситетом Е относительно оси 0 вращающейся части машины (ротора). Кинематическая схема для одного поршня машины показана на рис. 3.25. Из ее рассмотрения видно, что такой механизм представляет инверсию кривошипно-шатунного механизма, рассмотренного в п. 3.4. Кривошип 00' = Е закреплен, а шатун О'С, вращаясь вокруг центра О', скользит концом С по лучу ОС оси цилиндра, вращающемуся вокруг центра О. Ход поршня за половину оборота ротора определен эксцентриситетом: h = 2(00') = 2e. Текущее значение перемещения поршней подчиняется зависимости х = R cos р — е cos а — г. Так как R = г + е, х = е (I — — cos а) — R (1 — cos Р). Обычно R е. При этом cos (3 «1. Тогда приближенно перемещение поршня х « е (1 — cos а). Следовательно, все кинематические соотношения в радиально-поршне- вой машине такие же, как и для поршневых насосов с кривошипным механизмом [см. зависимости (3.16), (3.17) и (3.18)], если принимать в них /г/2 = е.
Рис. 3.23. Радиально-поршневой регулируемый насос с точечным контактом поршней и статора
На рис. 3.23 показана радиально-поршневая регулируемая гидро-машина с точечным контактом «металл по металлу» между сферическими головками поршней 6 и ведущими кольцами 5 статора. Контактные нагрузки в этой паре ограничивают максимальное давление до 16 МПа. Изменение подачи на ходу осуществляется изменением эксцентриситета. Для этого корпус 2, внутри которого на подшипниках 1 помещен вращающийся статор 3 с кольцами 5, выполнен скользящим в направляющих 19. Переход центра статора О' через центр ротора О ведет к изменению направления подачи насоса и к изменению направления вращения гидромотора. Благодаря свободному вращению статора уменьшается трение при медленном проскальзывании головок поршней по кольцам 5. Коническая форма колец 5 заставляет поршни при этом вращаться, что также снижает трение и, следовательно, износ при их скольжении в цилиндрах. Распределение жидкости производится цапфой 12 с прорезями 15 и 8 и перемычками 18, на которой вращается ротор, центрируемый подшипниками 9. При вращении каждый цилиндр половину оборота (при выдвижении поршня) соединен окном 7 с прорезью 15, а другую половину (при вдвигании поршня) с прорезью 8. Осевые отверстия 14 и 10 соединяют прорези с подводящей 11 и отводящей 13 линиями. Во избежание прогиба цапфы 12 под действием односторонних сил давления, а также во избежание раскрытия зазора между цапфой и блоком цилиндров 4 применяют гидростатическую разгрузку цапфы, описанную ниже. Поршни выдвигаются из цилиндров под действием центробежных сил и давления жидкости. Для уменьшения напряжения в месте контакта поршней 6 и колец 5, площадь поршней стремятся сделать меньшей, а их число z — большим. Одновременно это содействует выравниванию подачи и уменьшению радиальных габаритных размеров благодаря уменьшению хода h при заданном значении F0. Привод блока 4 цилиндров осуществляется валом 17 через кулачковую муфту 16, которая освобождает блок от воздействия радиальных сил со стороны внешнего конца вала.
Рис. 3.25. Кинематическая и силовая схема радиально-поршневой гидромашины
На рис. 3.24 показан радиально-поршневой насос высокого давления, допускающий длительную эксплуатацию при Рн 25 -5 -4- 30 МПа и кратковременные перегрузки до Рн = 50 МПа. Его отличительной особенностью является гидростатическая разгрузка всех пар трения, воспринимающих основные радиальные силы. К таким парам относятся опора поршня 9, выполненная в виде гидростатического башмака 14 и распределительная цапфа 15 с разгрузочными гидростатическими карманами 8.
Рис. 3.26. Гидростатическое уравновешивание ротора и опоры поршня радиалыю-поршневой гидромашины
Во избежание отрыва и опрокидывания башмаков при пуске насоса и при вакууме в цилиндрах над краями башмаков установлены ограничительные кольца 1. Схема гидростатической разгрузки поршня и цапфы представлена отдельно на рис. 3.26. Через отверстие 2 (рис. 3.26, а) в поршне и стойке башмака жидкость из полости цилиндра 1 подводится в камеру 3 подошвы башмака, уплотненной кольцевым пояском 4. Правая часть уравнения представляет силу давления жидкости па поршень, а левая — силу от распределения давления по поверхности, ограниченной дренажной канавкой 5, соединенной с полостью корпуса, где давление отсутствует. Таким образом, сила давления на поршень передается кольцу 7 статора не контактными напряжениями между материалами обеих деталей, а силами давления жидкости, практически без участия контакта поверхностей при любых давлениях. Для уравновешивания центробежных сил поршней, которые от давления не зависят, гидростатическая опора окружена развитыми опорными поверхностями 6, представляющими гидро-динамические подшипники, несущая способность которых пропорциональна, как и центробежные силы, частоте вращения. На рис. 3.26, б показана распределительная цапфа, аналогичная изображенной на рис. 3.24. Для гидростатического уравновешивания блока цилиндров 8 на цапфе 10 выполнены разгрузочные карманы 11. Они соединены отверстиями 13 с противоположно размещенными окнами 9 высокого и 12 низкого давления. Из приведенного на рисунке поля давления видно, что при правильном выборе карманов и их уплотняющих поясков, ограниченных дренажными канавками 14, радиальная сила, действующая на блок и стремящаяся его сместить в сторону области высокого давления, может, как и в башмаках, быть уравновешена силами давления жидкости практически без участия контактных напряжений между поверхностями трения. Для нормальной работы гидростатически уравновешенных пар желательно, чтобы действующие на них внешние силы не гидростатического происхождения были малы. Для этого блок 13 (см. рис. 3.24) приводится валом 2, имеющим отдельный подшипник 3, через двойную кулачковую муфту 4. Применение гидростатической разгрузки является основным путем повышения рабочих давлений объемных гидромашин. Нагрузка элементов механизма в радиально-поршневой гидромашине обусловлена силами давления жидкости действующими на поршни. Размеры камеры и пояска выбирают такими, при которых сила давления жидкости на их поверхности равна силе давления на поршень:
Силы, действующие на поршень показаны на рис. 3.24 и 3.25. Сила давления Fp, действуя со стороны жидкости в цилиндре прижимает поршень к статору. Реакция статора F направлена по нормали к его поверхности к центру О'. Ее составляющая по оси цилиндра уравновешивает силу давления FV, а боковая составляющая FT уравновешивается реакцией стенки цилиндра и образует момент Мтц относительно оси О. Сумма Мтц в насосе преодолевается моментом двигателя, а в гидромоторе преодолевает момент сопротивления приводимой машины.
Зависимость (3.44) является приближенной и аналогична зави¬симости (3.41), полученной из общих энергетических соображений. В действительности, сравнивая формулу (3.43) для мо¬мента с зависимостью (3.19) для подачи, можно видеть, что момент, приложенный к блоку цилиндров поршнями, имеет ту же неравномерность, зависящую от числа цилиндров, что и подача. Кроме чисто геометрической составляющей неравномерности, представляющей свойство сумм гармонических функций, истинная неравномерность момента, как и подачи, усугубляется компрессионными процессами, запаздыванием работы системы распределения и пульсациями давления в линиях. Поэтому истинная неравномерность момента, как и истинная неравномерность подачи, описанная выше, может во много раз превышать идеальную, оцениваемую зависимостями, приведенными в п. 3.G. Это особенно нежелательно для гидромоторов, которые должны развивать моменты с малой неравномерностью во избежание неравномерного хода приводимых ими механизмов.
Рис. 3.27. Определение главной радиальной силы, нагружающей ротор радиально-поршневой гидромашины
Силы FP давления жидкости в цилиндрах суммируются и образуют вектор Fr главной силы, действующей в радиальной плоскости. Построение вектора показано на рис. 3.27. Из него следует,
(3.45)
Сила FR действует на цапфу 15 (см. рис. 3.24) и через башмаки 14, кольцо 11 статора на корпус 12, в котором закреплена цапфа 15. Из-за изменения числа цилиндров, соединенных с областями высокого и низкого давления, сила FR, не изменяя величины, изменяет направление действия. Эти изменения происходят с большой скоростью и служат источником вибраций, шума, а иногда и эрозии металла в уплотняющих щелях. Для смягчения процесса изменения давления в цилиндрах и тем самым уменьшения скорости изменения главной силы цилиндры соединяются в начальные моменты с полостями 5 и 7 цапфы (см. рис. 3.24) через дросселирующие канавки 6. Этим замедляются процессы изменения давления и пульсации силы FR. Описанные общие для поршневых гидромашин свойства неравномерности подачи, момента и сил присущи всем объемным гидромашинам, работающим по принципу порционного заполнения и опоражнивания рабочих камер. Они являются недостатками машин этого класса.
