Аксиально-поршневые гидромашины с неподвижным наклонным диском

15. Аксиально-поршневые гидромашины с неподвижным

наклонным диском

15.1. Устройство и принцип действия

Возможность повышения скоростей и давления в гидромашинах с шатунным приводом поршней ограничена устойчивостью против вибраций, а также прочностью узлов этого привода. Последнее ограничение может быть снято, если устранить шатуны, а усилия поршней на наклонный диск передать через какой-либо промежуточный элемент с большой поверхностью контакта.

Рис. 4.5. – Аксиально-поршневая гидромашина с наклонным диском: а) кинематическая схема; б) конструкция

В соответствии с этим в системах с высокими давлениями получают распространение гидромашины бесшатунной схемы (рис. 4.5, а) с неподвижным наклонным диском и вращающимся ротором 1, обеспечивающим через кольцевые гидростатические опоры (башмаки) 2 возвратно-поступательное перемещение поршней 3. Этот диск выполняет, роль кривошипа, осуществляющего ведение поршня.

Такие гидромашины применяются в приводах металлорежущих и деревообрабатывающих станков, термопластавтоматов, автоматических линий и др., в том числе в приводах с ЧПУ, в следящих и шаговых приводах.

Аксиально-поршневой гидромотор такого типа состоит из корпуса 1 (рис. 4.5, б), в расточках которого расположен упорный подшипник 11, опорного диска 7, корпуса 6, вала 12,установленного в подшипниках 8 и 13.

На валу на шпонке расположен барабан 2 с толкателями 10 и пружинами 3,которые прижимают ротор 5 с поршнями 9 к диску 7. Ротор посажен на центрирующий поясок вала 12и синхронизируется с барабаном 2 поводком 4.

Рабочая жидкость под давлением поступает по каналам опорного диска в поршневые камеры гидромотора. Усилие, создаваемое давлением рабочей жидкости на поршни, передается через толкатели на упорный подшипник. Тангенциальная составляющая этого усилия приводит барабан (а, следовательно, и вал ротора) во вращение.

Отработанная рабочая жидкость поступает по соответствующим каналам опорного диска в сливную магистраль.

Направление и частота вращения гидромотора меняются путем изменения направления и величины потока жидкости.

Кинематика аксиально-поршневой гидромашины с неподвижным наклонным диском такая же как с подвижным наклонным диском, рассмотренная в лекции №11.

15.2. Гидростатическая опора поршней

В аксиально-поршневых гидромашинах, работающих при высоких давлениях необходимо применять гидростатические опоры (башмаки) для уменьшения контактного трения, увеличения КПД и возможности увеличения рабочего давления. При этом должно быть ограничено контактное напряжение, обусловленное давлением жидкости на поршни, находящиеся в полости нагнетания. Регулирование этого напряжения достигается с помощью гидростатической разгрузки поршня, которая во многом определяет надежность работы этих машин.

Рис. 4.6. – Схемы гидростатической опоры

Схема действия такой гидростатически уравновешенной опоры показана на рис. 4.6, а. Рабочая жидкость из полости поршня через дроссельное отверстие а в нем и сверление b в опоре 1 поступает в камеру с диаметром  на торцовой ее поверхности, поэтому в этой камере действует давление, частично уравновешивающее осевое усилие давления на поршень 2, а также обеспечивается смазывание поверхностей трения: торца опоры и диска; шарового соединения опоры с поршнем.

Гидростатическая разгрузка – это система, которая включает в себя разгружающую рабочую камеру башмака с (рис. 4.6, а), дросселирующие щели между башмаком и опорным диском b, дросселирующие отверстие в плунжере а (выполняет роль регулятора системы). Геометрические формы деталей устройства, свойства рабочей жидкости, жесткость пружины и давление р определяют зависимость величины зазора  и динамические особенности системы.

Расчет кольцевых опор производится, исходя из того, что в статических условиях опоры находятся в равновесии под действием следующих сил (давлением жидкости в корпусе насоса пренебрегаем):

а)       усилия гидравлического прижима, противоположного реакции N, действующей перпендикулярно к плоскости наклонного диска (рис. 4.6, а)

, где      – сила давления р рабочей жидкости на площадь поршня диаметром ;

 – угол наклона диска;

б)      усилия пружины  3 (рис. 4.5, б), приходящегося на одну опору                                       , где    z –число поршней;

в)       усилия отжима  кольцевой опоры, возникающего в результате давления р жидкости на поверхности ее выточки  (рис.4,6, а) и среднего давления в зазоре опорного пояска. Усилие  определяется из условия, что в выточке опоры действует рабочее давление р, что обычно и соблюдается, так как утечка жидкости при правильно сконструированной кольцевой опоре пренебрежимо мала.

Практически можно принять, что в торцовом зазоре между кольцевой поверхностью опоры, ограниченной диаметрами  и  и поверхностью наклонной шайбы, давление распределяется по линейному закону. Тогда усилие  будет численно равно объему усеченного конуса высотой р с диаметрами оснований  и :

.

Для того чтобы максимально устранить утечки через торцовый зазор кольцевой опоры, принимается отношение площади поршня S к площади опорной поверхности S₀ равным , следовательно, площадь опорной поверхности равна:

.

В схеме разгруженного поршня (рис. 4.6, а) одновременно осуществляется также и частичная разгрузка сферической головки поршня 2, за счет того, что рабочая жидкость одновременно подводится к камере е, образованной срезом части сферы. Усилие давления жидкости, подводимой в камеру е  на площадь среза, а также давление жидкости, проникшей в зазор сферической пары, противодействуют усилию давления на торец поршня.

Фактором, ограничивающим возможность уменьшения площади опорно-уплотнительного пояска башмака, является допустимое смятие материала. С целью увеличения контактной площади поясков башмака при одновременном обеспечении требуемой разгрузки от силы давления жидкости, применяют башмаки, в которых на контактной поверхности выполняется дополнительная разгрузочная канавка b, соединенная радиальными прорезями (каналами) с со сливом (рис. 4.6, б).

При конструировании разгрузочной гидростатической опоры поршня следует учитывать, что башмак нагружается опрокидывающим моментом, обусловленным силами трения  его по наклонному диску. Этот момент стремится опрокинуть башмак в направлении движения (рис. 4.6, в). Величина  зависит для данного коэффициента трения  от усилия R, которым башмак прижимается к диску. Величина усилия R определяется разностью сил (без учета трения поршня в цилиндре):

, где      – нормальная составляющая (реакция опоры) силы давления жидкости на поршень (рисунок 3);

 – усилие гидростатической разгрузки (грузоподъемность гидростатического подшипника).

Сила трения  будет стремиться развернуть башмак относительно центра сферы поршня, расстояние h которое от поверхности скольжения является плечом приложения этой силы. В соответствии с этим опрокидывающий момент башмака определится по формуле:

.

Следовательно, при увеличении угла  и высоты h положения центра, результирующая сил на скользящем башмаке может выйти за пределы опорной его поверхности, что приведет к опрокидыванию башмака. Для устранения этого стремятся понизить коэффициент трения , а также уменьшают высоту h центра сферы и силу R и ограничивают величину угла  наклона  значением 15 – 18°.