Распределение жидкости в радиально-поршневых гидромашинах, страница 2

На режим работы отрицательно влияет также превышение угла φ₂ над углом φ₁, т.к. поршень на некоторой части хода в процессе нагнетания будет перемещаться при перекрытом окне цилиндра и, выбрав недозаполненное пространство цилиндра, будет при дальнейшем движении сжимать жидкость в цилиндре (явление компрессии). При этом вследствие высокого модуля упругости жидкости, изменения давления в цилиндре могут достигать больших величин даже при очень малых перемещениях поршня в отсеченном цилиндре. Давление в этом случае повысится до значения, при котором будет обеспечен ход поршня за счет утечки жидкости через зазоры и за счет упругих деформаций жидкости. Следовательно, угол упреждения в полости нагнетания насоса должен отсутствовать или быть как можно меньшим.

В тех случаях, когда увеличение объема изменяемой полости начнется раньше соединения ее с всасыванием, в этой изменяемой полости будет понижаться абсолютное давление до величины, соответствующей давлению насыщенных паров жидкости. В результате возникает кавитация.

Для устранения компрессии и соединения нагнетательной и всасывающей полостей необходимо точное совмещение во времени начала и конца рабочего цикла, что практически затруднительно.

Для устранения компрессии применяют различные способы. В частности, в нереверсивных насосах (моторах) ее можно уменьшить смещением уплотнительной перемычки распределительной цапфы относительно нейтральной оси (оси мертвых положений) в сторону всасывающей (для насоса) или в сторону нагнетающей (для мотора) полости (рис. 3.8., б).

Компрессию можно уменьшить, если окно в донышке цилиндра выполнить в виде узкой щели k < d с расположением параллельно оси цилиндрового блока (рис. 3.8., а). При этом может быть уменьшена ширина sперевальной перемычки распределительной цапфы.

Для улучшения заполнения цилиндра при проходе им зоны всасывания, угол упреждения φ₁ должен быть минимальным или даже отрицательным. В последнем случае поршень после перехода цилиндра в зону нагнетания будет выталкивать некоторое время жидкость обратно в полость всасывания. Применение подобного распределения уменьшает возможность появления кавитации, однако объемный КПД насоса при этом понизится; поэтому при отрицательном угле упреждения φ₁ значение его не должно превышать 1°.

Для устранения ударных явлений при переходе цилиндра из зоны всасывания в зону нагнетания давление в цилиндре до прихода его к этой зоне нужно повысить до давления в нагнетания, расположив окно нагнетания несимметрично относительно нейтральной оси. В этом случае жидкость в цилиндре при ходе поршня в режиме нагнетания будет сжата до величины давления в окне, с которым должен соединиться цилиндр. Для этого принимают .

Расчет распределительной цапфы.

Распределительная цапфа в рассматриваемых насосах несет на себе цилиндровый блок, воспринимая равнодействующую усилий N реакции сил давления жидкости на нагруженные поршни. Т.к. зазор в сопрягаемой паре цапфа–втулка блока составляет несколько сотых миллиметра, прогиб цапфы под действием этой нагрузки может привести к заеданию скользящей пары. Следовательно, цапфа должна быть рассчитана на прогиб под действием этой нагрузки, принимая допускаемое напряжение на изгиб  МПа. Расчет ведут обычным способом, рассматривая цапфу как консольную балку (рис. 3.7.).

При конструировании цапфы обычно выдерживают следующие соотношения:

;  ;  .

Для уменьшения сил, действующих на цапфу, обычно применяют гидростатическую разгрузку (гидравлическое уравновешивание ротора), которая обеспечивается соответствующим направлением утечек в зазорах между ротором и осью (рис. 3.9., а).

Рис. 3.9. – Схемы распределительной цапфы с гидростатической разгрузкой

Составляющие силы давления жидкости на поршни действуют на ротор, прижимая его к распределительной цапфе. С противоположной стороны на втулку ротора действует давление жидкости в зазоре между втулкой и цапфой, отжимающее ротор от цапфы. Для достижения минимального износа втулки ротора эти силы должны быть уравновешены. Это частично достигается при применении круговых кольцевых канавок а, выполненных на цапфе или на втулке. Из графика распределения давления жидкости по длине втулки ротора при наличии этих канавок (рис. 3.9., а) следует, что на половину поверхности втулки, находящуюся в зоне нагнетания, действует давление жидкости, отжимающее втулку вверх (часть эпюрыl₁), а на другую половину, находящуюся в зоне всасывания, действует давление, отжимающее втулку вниз (часть l₂ эпюры, с точечной штриховкой). В результате втулка нагружается давлением, суммарная эпюра которого изображена внизу рис. 3.9., а. Под действием этого давления ротор отжимается вверх с силой F, величина которой определяется выражением (влиянием ширины канавок a пренебрегаем, а также допускаем, что среднее давление в зазоре на участках c будет ):

.

Для уравновешивания ротора сила F должна быть:

, где    d и z – диаметр и число цилиндров.

Следовательно, ширина с уплотнительных перемычек:

.

Размер c указывает, на каком расстоянии от окон в распределительной оси следует проточить канавки aдля уравновешивания ротора.

Более совершенной является разгрузка с помощью некруговых (на угле <180°), изолированных одна от другой канавок шириной c, которые соединяют соответственно с полостями высокого и низкого давлений (рис. 3.9., б). Высокое давление подводится к канавкам, выполненным симметрично на стороне низкого давления, а низкое давление – к таким же канавкам на стороне высокого давления. Осевые размеры параметров, определяющих баланс действующих сил, можно приближенно представить в виде:

.

Ширина c канавок выбирается как можно меньше, однако такой, чтобы при данном расходе утечек давление по всему периметру (длине) канавки было постоянным. Канавки должны быть расположены на минимальном расстоянии b˝ от распределительных окон цапфы, насколько это допустимо требованиями герметичности.

Перекрытие  перевальной перемычкой канала k цилиндра обычно выбирается равным  (рис. 3.7.).