/
Автор: Башта Т.М.
Теги: авиация самолетостроение самолеты гидравлика гидравлические расчеты
Год: 1961
Текст
Т. М. БАШТА
РАСЧЕТЫ И КОНСТРУКЦИИ
САМОЛЕТНЫХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ
ИЗДАНИЕ 3-е
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
48826
ГОСУДАРСТВЕННОЕ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
ОБОРОНГИЗ
Москва 19 61
Трифон Максимович Башта
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ САМОЛЕТНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ УСТРОЙСТВ
Издательский редактор П. Б. Морозова Техн. ред. В. П. Рожин
Редактор графического материала Г. Л. Виллер
Г-70730. Подписано в печать 15/V 1’961 г. Учетно-изд. л. 36,36.
Формат бумаги 70XlOSVio^ 14,88 бум. л,.— 40,75 печ. л.
Цена 2 р. 2 к. Тираж 10.150 экз. Заказ 1246/1679.
Типография Оборонгиза
Книга содержит описание конструкций, методы расчета и анализа
основных характеристик различных агрегатов и устройств гидравличе-
ских систем с учетом свойств рабочей жидкости.
и
При изложении методов расчета автором учитываются важнейшие
акторы, влияющие на работу агрегата и течение рабочей жидкости в си-
стемах. В книге рассматриваются гидравлические моторы и насосы (пор-
шневые, лопастные, шестеренные), приводы, силовые цилиндры, распреде-
лительные и предохранительные устройства, регуляторы расхода, дистан-
ционные и следящие устройства, уплотнительные устройства.
Книга рассчитана на инженеров и техников промышленности и мо-
жет быть полезна также для студентов втузов и учащихся техникумов.
Рецензент докт. техн, наук проф. | И. И. Куколевский[
Научный редактор канд. техн, наук С. Н. Рождественский
Зав. редакцией инж. С. Д. Красильников
ВВЕДЕНИЕ
Роль гидравлики в самолетном оборудовании
Из различных видов самолетных вспомогательных силовых систем
наибольшее распространение получили электрические и гидравлические
(гидростатические) системы.
В настоящее время области применения этих систем в самолетах
четко разграничены: гидравлические системы в основном используются
в силовых устройствах и приводах (в «мышечной» системе самолета), а
электрические — в командных устройствах (в «нервной» системе само-
лета).
На современном самолете гидравлические устройства применя-
ются в системах управления самолетом, для уборки и выпуска шасси,
закрылков крыла, различных створок и люков, в системах управления
носовым (передним) колесом, аэродинамических тормозов и тормозов
колес, в радиолокационных установках, установках вооружения и др.
Широкое применение гидравлических приводов на самолетах обус-
ловлено в основном относительно малыми их габаритами и весом. Так,
габариты современного гидравлического ротативного мотора состав-
ляют всего лишь 12-7-13% габаритов электродвигателя той же мощно-
сти; вес гидравлических насосов и моторов составляет от 10 до 20%
веса электрических агрегатов подобного назначения такой же мощно-
сти. В частности, вес гидравлического насоса, работающего при числах
оборотов 2500—3000 в минуту и давлениях 200—250 кг!см?, не превы-
шает 0,20 кг на 1 кет мощности, в то время как вес современных элек-
трогенераторов составляет 1,5—2,0 кг на ту же единицу мощности.
Следует отметить, что приведенные значения веса и объема (габа-
ритов) гидравлических агрегатов не являются предельными.
Наряду с указанными преимуществами гидравлические двигатели
ротативного (вращательного) действия отличаются более высоким от-
ношением крутящего момента на выходном валу к моменту инерции
ротора по сравнению с электрическими двигателями одинаковой мощ-
ности.
Практика показывает, что на электродвигатель приходится в сред-
нем не менее 50% общего момента инерции приводимого им механизма,
тогда как для систем с гидравлическим мотором ротативного типа эта
величина обычно не превыЩает 5%.
Благодаря тому, что гидравлические агрегаты обладают меньшей
инерцией, чем электрические, они выгодно отличаются от последних
высокой приемистостью и малым временем запаздывания при отработ-
ке командных сигналов, что особенно важно для быстродействующих
следящих механизмов, в частности для приводов управления самолетом.
Инерционная масса гидравлического мотора вращательного действия
не превышает 10% массы электродвигателя той же мощности. Следует
заметить, что для разгона электродвигателя средней мощности тре-
буется время от одной до нескольких секунд в зависимости от его раз-
меров и устройства, тогда как время разгона гидравлического мотора
той же мощности составляет не более 0,1 сек. Испытания показывают,
что при реверсе ротативного гидравлического мотора мощностью
5 л. с. время реверса и набора скорости до 2500 об/мин противополож-
ного направления вращения составляет 0,03—0,04 сек. Что касается гид-
равлического привода прямолинейного движения, то время срабатыва-
ния его в десятки, а в отдельных случаях и в сотни раз меньше времени
срабатывания аналогичного привода с электродвигателем.
Преимуществом гидравлических систем является также возмож-
ность непрерывного (бесступенчатого) регулирования выходной ско-
рости и осуществления высокой степени ее
Скорость вращения выходного дала 8 од/мин
Фиг. 1. Графики устойчивости оборотов выход-
ных валов гидромотора и электродвигателя
постоянного тока.
редукции, плавность, равно-
мерность и устойчивость
движения, большой срок
службы, высокий к. п. д.
Кроме того, в таких систе-
мах конструктивно проще
защита от перегрузок и обе-
спечивается демпфирование
автоколебаний. Вместе с тем
они просты в изготовлении.
Ценными качествами
гидравлической системы яв-
ляется простота управления
как отдельными параметра-
ми, в частности давлением,
скоростью вращения, изме-
нением объема жидкости,
реверсом, так и их комбина-
цией. Кроме того, гидравли-
ческие системы позволяют
установку приводимого узла
в любое промежуточное по-
ложение в заданном диапа-
зоне.
Гидравлические двигатели отличаются от электрических постоян-
ством (жесткостью) характеристик под нагрузкой, что, в частности,
подтверждается кривыми (фиг. 1) изменения падения оборотов выход-
ных валов двигателей под нагрузкой при различных скоростях их вра-
щения. Гидравлический мотор в отличие от электрического допускает
также неограниченную по времени работу при максимально возмож-
ных низких скоростях, сохраняя при этом постоянство заданных харак-
теристик зависимости угловой скорости от нагрузки. Вся подводимая
энергия превращается в гидравлическом двигателе в полезную работу,
за исключением небольшой доли энергии, теряемой в результате уте-
чек жидкости и трения.
Гидравлические приводы и оборудование отличаются надежностью
и долговечностью (срок службы насосов и гидромоторов доведен до
50004-10 000 час. работы под нагрузкой).
Помимо этого, гидропривод допускает обслуживание персоналом
низкой квалификации и может работать в любых климатических усло-
виях; гидравлические системы обладают хорошими коммутационными
качествами.
Однако гидравлические системы уступают электрическим в отно-
шении удобства транспортировки энергии, а также по быстроте пере-
дачи командных импульсов. Ввиду этого во многих случаях целесооб-
разнее применять комбинированные электрогидравлические системы,
в которых можно использовать возможности электричества и указан-
'4
ные выше преимущества гидравлики. Использование электрической
энергии для привода распределительных гидравлических устройств
позволило, в частности, вынести их за пределы кабины самолета, а так-
же расположить насос вблизи потребителя гидравлической энергии.
Кроме того, при использовании электричества в гидравлических следя-
щих системах можно компенсировать некоторые ограничения в их
характеристиках.
Следует заметить, что при давлениях 280 кг!см2 и выше вес трубо-
проводов с жидкостью в гидравлических системах становится меньше,
веса электрических проводов для передачи той же мощности.
Перечисленные преимущества позволили конструкторам широко
применять гидравлические системы на самолетах. Увеличение размеров
некоторых типов самолетов, а также увеличение скоростей полета
потребует еще более мощных, чем применяемые в настоящее время,
гидравлических сервомеханизмов (гидроусилителей) для управления
Фиг. 2. Схема распределения температур при полетах
со скоростью 1,5М.
самолетом в воздухе и на земле: вместе с тем резко повысятся требо-
вания к надежности и безопасности таких систем.
В связи с усложнением авиационной техники возрастают . также
требования к гидравлическим устройствам самолетов. В частности,
гидросистемы сверхзвуковых самолетов в результате аэродинамиче-
ского нагрева конструкции при движении самолета и выделяемого авиа-
ционными двигателями тецла должны работать в условиях высоких
температур.
Опыты показывают, что в летнее время при звуковой скорости по-
лета у земли температура обшивки самолета достигает 100° С, а при
повышении этой скорости в два раза возрастает до 200° С1.
При высоких скоростях полета на высоте температура обшивки са-
молета будет несколько меньше приведенных данных из-за низкой тем-
пературы окружающей среды, однако и в этих условиях она достигает
значительных величин. Например, на высоте 12 000 м, где дневная
температура доходит до —50° С и ниже, при скорости полета, превы-
шающей в 1,5 раза скорость звука, температура обшивки самолета до-
стигает -|-60° С; при скоростях же, соответствующих двум и трем ско-
ростям звука, температура соответственно повысится до 150 и 370° С.
К теплу, возникшему вследствие аэродинамического нагрева, в неко-
торых зонах самолета добавляется тепло, излучаемое авиационным
двигателем, на поверхности которого температура достигает 175—
400° С, а также тепло, выделяемое самими гидравлическими агрега-
тами. В результате этого гидравлические агрегаты современных скоро-
стных самолетов работают в тяжелых тепловых условиях, что видно из
схемы распределения температур на самолете при скорости полета,
соответствующей полуторной скорости звука (фиг. 2). 1
1 Aircraft Engineering, July, 1953. Journal of the Society of Automotive Engineers,
August. 1953.
5
С увеличением скорости полета и применением более мощных
двигателей еще более ухудшаются температурные условия работы
гидросистем. Это становится ясным из известной формулы, определяю-
щей увеличение температуры АТ в точке торможения воздушного по-
тока:
— ==0,2М,
т
где Т — абсолютная температура окружающей среды;
М — число М полета.
Можно предполагать, что с ростом скорости полета температура
обшивки летательных аппаратов в ближайшие годы достигнет 500° С.
Как показывает опыт, при высоких температурах прежде всего
разрушаются уплотнения и молекулярные цепочки рабочей жидкости
гидравлических агрегатов. В связи с этим актуальными стали исследо-
вания по изысканию новых уплотнений и рабочих жидкостей, пригодных
для работы при высоких температурах. В условиях этих температур не-
обходимы также новые фильтрующие материалы, так как при темпера-
турах выше 130° С бумажные фильтры разрушаются (происходит вымы-
вание из материала клейких элементов, связывающих фильтрующую
среду). Для изготовления корпусов гидроагрегатов потребуются но-
вые легкие сплавы, а также новые материалы для трубопроводов,
пружин и др. деталей. Кроме того, в условиях высоких температур на-
рушается стабильность характеристик существующих дроссельных уст-
ройств, ухудшается работа насосов и т. д. Поэтому возникает необхо-
димость в конструктивной доработке гидроагрегатов.
Принцип действия самолетных гидравлических приводов
статического типа
Гидравлические приводы, применяемые в самолетостроении, отно-
сятся к агрегатам статического (объемного) типа, характерной чертой
которых является практически жесткая
11
f Фиг. 3. Принципиальная схема гидравли-
ческого привода.
практической несжимаемости жидкости
будут связаны уравнением равенства
объемов:
связь между ведущим и ведо-
мым звеньями, обеспечиваемая
высоким объемным модулем
упругости жидкости.
На фиг. 3 показана прин-
ципиальная схема подобно-
го привода, представляющая
собой два закрытых поршнями
цилиндрических сосуда, соеди-
ненных трубопроводом: сосуд 1
является насосом и сосуд 2—
двигателем. В этой схеме име-
ются основные рабочие элемен-
ты, присущие любой гидравли-
ческой схеме.
Очевидно, что при полной
герметичности сосудов 1 и 2 и
перемещения поршней и а2
описываемых ими при этом
(1)
где Aj, Л2, /! и /2 —соответственно перемещения и площади поршней
аг и а2.
6
На основании уравнений (1) можно составить следующие выра-
жения:
(2)
(3)
Пренебрегая гидравлическим сопротивлением и трением поршней
<й1 и аг, можно написать
р2 =РЬ —
Pl pfi d}’ ( '
(5)
/1 «1
где р — удельное давление жидкости в сосудах;
Р\ и Р2 — силы статического давления жидкости на поршни ах
и а2.
Считая, что перемещение поршня на величину пути h\ произо-
шло за время t, находим скорость движения поршня:
(6)
Произведение силы Р\ давления жидкости на поршень на скорость
£/1 его движения даст выражение мощности
W=P}Uy=pf.Uy,
(7)
где — скорость движения поршня аг.
Учитывая, что выражает расход жидкости Q, а также произ-
ведя подстановки, связанные с преобразованием выражения для опре-
деления мощности в общепринятые единицы, получим
7500
(8)
где Q — расход жидкости (объем, описываемый рабочим элементом)
или геометрическая производительность в см?1сек\
р — давление жидкости в кг/см2.
Из схемы на фиг. 3 видно, .что полученные зависимости будут спра-
ведливы и в том случае, если в качестве насоса использовать сосуд 2 и
двигателя — сосуд 1, т. е. рассмотренная гидростатическая система
является обратимой. Это свойство обратимости важно для гидравличе-
ских систем ротативного (вращательного) действия, в которых в каче-
стве насоса и двигателя можно использовать конструктивно одинаковые
агрегаты.
Каждая самолетная гидросистема в зависимости от выполняемых
функций состоит из комбинаций тех или иных агрегатов, количество
конструкций которых столь велико, что описать их все не представляется
возможным. Однако принцип их действия общий и основан на сообще-
нии жидкости потенциальной энергии в виде расхода и давления и пре-
вращении ее при помощи соответствующего механизма (двигателя) в
механическую энергию.
Схема фиг. 4 представляет простейший вид гидравлического при-
вода, который состоит из насоса Н, гидравлического мотора (двига-
теля) М и резервуара 1, соединенных трубами или каналами, а также
7
Фиг. 4. Принципиальные схемы
гидравлических приводов враща-
тельного (а) и прямолинейно-по-
ступательного (б) движений.
предохранительного клапана 2, ограничивающего повышение давления
жидкости выше установленного. Насос забирает жидкость из резер-
вуара и подает ее в гидравлический двигатель, который может быть
двигателем вращательного (см. фиг. 4, а) или прямолинейно-поступа-
тельного (см. фиг. 4, б) движения.
Последняя система (см. фиг. 4, б) снабжена распределительным
устройством, с помощью которого изменяется направление потока жид-
кости от насоса Н к двигателю (силовому
цилиндру) М, т. е. осуществляется изме-
нение (реверсирование) направления дви-
жения силового поршня.
Очевидно, что при условии абсолют-
ной герметичности агрегатов и несжимае-
мости жидкости двигатель должен будет
вращаться (или перемещаться) с опреде-
ленной скоростью, для того чтобы пропу-
стить через рабочие камеры жидкость,
подаваемую насосом. В результате, при
условии указанных допущений, получим
жесткую кинематическую связь между
насосом и двигателем. В частности, для
системы привода вращательного движе-
ния ее можно уподобить обычной шкив-
но-ременной передаче с той лишь разни-
цей, что связь между ведущим (насос Н)
и ведомым (мотор М) звеньями осуществ-
ляется под действием сжатия жидкости.
Кинематическая связь между насосом
и двигателем основана на практической
несжимаемости жидкости и неразрывно-
отсутствия утечек жидкости выражается
сти ее потока и при условии
зависимостью
QH=Q,=t/H/H=^A,
(9>
где QH и Qx~ теоретические объемы, описываемые рабочими звеньями
насоса и двигателя в единицу времени;
U* и Z/д —линейные скорости этих рабочих звеньев;
/н и Д —площади рабочих звеньев.
Для реверсирования и регулирования скорости движения ведомого
звена, т. е. изменения направления и величины потока жидкости, при-
меняют специальные распределительные и регулирующие (дроссель-
ные) устройства или насосы с регулируемым расходом (производи-
тельностью).
Из схемы привода прямолинейного движения с дроссельным регу-
лированием, представленной на фиг. 5, видно, что при помощи распре-
делительного золотника (крана) 5 и дросселя 2 можно изменять как на-
правление, так и скорость движения силового поршня. Дроссель 2, с
помощью которого регулируют величину потока жидкости, можно уста-
новить как на линии нагнетания (см. фиг. 5, а), так и на линии слива
(см. фиг. 5, б). Излишек жидкости, подаваемой насосом, переливается
при регулировании скорости через предохранительный клапан б.
В дальнейшем участок трубопровода, соединяющий резервуар с
насосом, будем называть всасывающей линией; участок трубопровода,,
соединяющий насос с рабочей полостью силового цилиндра (двига-
теля),—напорной (рабочей) линией, и участок‘трубопровода, по кото-
рому жидкость отводится из цилиндра в резервуар под действием
поршня, •— сливной линией. Очевидно, что в зависимости от направлен
8
ния движения поршня участки линии от распределителя до цилиндра
будут попеременно сливными или напорными.
Широкое распространение ^получили схемы с пневмогидравличе-
ским аккумулятором 8 и клапаном 10 автоматической разгрузки на-
соса (см. фиг. 5, в), применяемые в системах управления шасси, поса-
дочных щитков и др. После того как давление в пневмогидравличе-
Фиг. 5. Принципиальные схемы гидравлических систем с дроссельным
регулированием.
ском аккумуляторе 8 повысится до требуемой величины, клапан раз-
грузки 10 автоматически переключит насос / на резервуар 7; при этом
питание потребителей осуществляется жидкостью из аккумулятора.
Для отделения насоса от аккумулятора применен обратный (запорный)
клапан 9. Система снабжена также предохранительным клапаном 6. Ре-
версирование направления движения поршня 3 силового цилиндра 4
осуществляется распределительным устройством 5.
Выбор величины давления жидкости
Объемный насос способен развивать в принципе неограниченйо
высокие давления, однако практически величина давления лимитируется
прочностными характеристиками деталей насоса, нагруженных силами
давления жидкости, а также его герметичностью.
Йз формулы (8) следует, что, повышая в системе гидравлического
привода давление жидкости, можно увеличить его мощность при сохра-
нении или незначительном увеличении габаритов и веса агрегатов или
уменьшить их габариты при той же мощности.
Поскольку мощность пропорциональна давлению, величина по-
следнего в практике непрерывно повышается. Так, например, в ряде
стран давление в гидравлических системах самолетов повысилось за
период 1935—1940 гг. с 56 до 150 кг/см2 и оставалось на этом уровне
до 1948 г.; с 1948 г. по 1954 г. давление повысилось до 210 кг [см2 и в на-
стоящее время достигло 280 кг/см2.
Вопрос о целесообразности снижения веса за счет применения гид-
равлических систем с давлением выше 200 кг/аи2 до последнего времени
являлся спорным, так как считалось, что повышение давления вызовет
понижение надежности гидросистем. Однако, как показывает практика,,
давления 210-7-280 кг/гж2 не вызывают ни в производстве, ни в эксплуа-
тации каких-либо осложнений. Опыт эксплуатации на самолетах систем
с давлением 280 кг! см2 подтверждает их надежность1. Более того, мно-
гие специалисты, в том числе и автор книги, считают, что увеличение
давления повышает надежность гидросистемы, так как благодаря умень-
шению габаритов ее компонентов уменьшается возможность их повреж-
дения.
1 Journal of the Royal Aeronautical Society, N 519, 1954.
Предполагалось также, что с повышением давления увеличится
пожарная опасность ввиду возможности разрушения трубопроводов и
нарушения герметичности агрегатов. Однако испытания трубопроводов
с искусственными калиброванными отверстиями диаметром ~0,2 мм
показывают, что если при низких скоростях истечения жидкости, соот-
ветствующих' относительно небольшим (до 140 кг!см2) давлениям,
удается воспламенить жидкость пламенем паяльной лампы, поднесен-
ной к вытекающей струе, то при скоростях истечения, соответствую-
щих давлению 280 кг/см2, воспламенить жидкость подобным способом
не удается: горение струи прекращается, как только источник воспла-
менения (пламя лампы) удаляют.
Точно оценить весовой выигрыш, достигаемый при повышении дав-
ления, не представляется возможным. Однако при переходе с давле-
ния 140 кг/см2 на давление 210 кг/см2 вес гидросистемы снижается на
6—8%, а при увеличении давления с 210 до 280 кг!см2 снижение веса
равно 12—16%. Так, на-
Полетный 8ес самолета 8 кг
Фиг. 6. Зависимость веса гидросистем от давле-
ний.
пример, опыт проектиро-
вания одного самолета по-
казал, что при переходе с
давления 175 кг/см2 на
280 кг/см2 вес гидросисте-
мы снизился с 382 до
306 кг, причем вес гидрав-
лического бака, труб и
жидкости уменьшился с
139 до ПО кг; вес силово-
го цилиндра основного
шасси снизился с 24,3 до
14 кг L
На фиг. 6 приведены
кривые, характеризующие
весовой выигрыш для са-
молетных гидросистем
при переходе на высокое
давление.
Одним из преимуществ применения гидравлических систем с вы-
соким давлением является возможность максимального использования
прочности высокосортной стали при изготовлении силовых цилиндров
и других цилиндрических деталей небольшого диаметра. Так как вес
цилиндрических тел обратно пропорционален величине допускаемых
напряжений их стенок, то сечение последних при применении высоко-
сортной стали можно уменьшать; в этом случае агрегат по весовой ха-
рактеристике будет конкурентноспособен с агрегатом из легких сплавов,
использование которых нежелательно ввиду их низкой сопротивляе-
мости усталостным напряжениям.
Следует отметить, что для существующих материалов, из которых
изготовляются компоненты гидросистемы, имеется предел снижения
веса за счет повышения давления, так как вес гидросистемы при неко-
тором дальнейшем повышении будет увеличиваться вследствие необ-
ходимости утолщения стенок этих компонентов.
В качестве иллюстрации на фиг. 7 представлен расчетный график,
характеризующий зависимость веса гидравлической системы самолета
от эксплуатационного гидравлического давления в ней.
Очевидно, что для более прочных материалов точка перегиба кри-
вой, соответствующая минимальному весу системы, переместится в
зону более высоких давлений. 1
1 См. сноску на стр. 9.
Фиг. 7. Кривая зависимости веса гидравлической
системы от давления.
Высокие давления применяются не только в самолетостроении, но
.во многих других отраслях машиностроения.
В связи с повышением давления в гидросистеме возникла необхо-
димость решения ряда новых вопросов. Увеличение давления обус-
ловливает в первую очередь необходимость повышения прочности и
жесткости деталей гидравлических агрегатов, так как в противном слу-
чае могут недопустимо увеличиться конструктивные зазоры, что вы-
зовет увеличение утечек
.жидкости.
Недостаточная жест-
кость деталей, в частности
корпуса золотникового рас-
пределителя или иного како-
го-либо плунжерного агрега-
та, может привести к защем-
лению плунжера или к уве-
личению трения при его пе-
ремещении. Так как корпус
золотника обычно имеет в
сечении произвольную фор-
му, стенки цилиндра, в кото-
ром размещается плунжер,
имеют различную толщину.
Очевидно, что в этом случае
упругая деформация цилиндра под действием высокого давления рабо-
чей жидкости не будет происходить равномерно и форма отверстия под
ллунжер может быть искажена таким образом, что на одних участках
зазор увеличится, а на других уменьшится, в результате чего плунжер
золотника может оказаться защемленным в своем цилиндре.
На работу системы при высоких давлениях влияют упругости тру-
бопроводов, жидкости и других компонентов гидросистемы, которые
могут вызвать пульсацию давления и потерю системой устойчивости, а
также понизить объемные характеристики насоса.
Скорость вращения насоса и кавитация жидкости
Производительность объемного насоса прямо пропорциональна в
известных пределах числу его оборотов, поэтому при одной и той же
производительности с увеличением оборотов уменьшаются вес и габа-
риты насоса. В связи с этим применяются высокие числа оборотов насо-
сов, которые в отдельных случаях доводятся до 900ч-12 000 в минуту.
Однако с повышением числа оборотов насоса увеличивается опасность
возникновения кавитации — выделения из жидкости паров и воздухд
(местное закипание жидкости), обусловленного местным падением дав-
ления в потоке с последующей конденсацией паров в области повышен-
ного давления, вследствие чего нарушается неразрывность потока жид-
кости. С появлением кавитации снижается производительность насоса,
происходит эмульсирование жидкости, а при использовании насосов с
золотниковым распределением возникают резкие частотные колебания
давления в нагнетательной линии и ударные нагрузки на подшипники
насоса, вызывающие преждевременный выход последнего из строя.
В связи с рассматриваемым вопросом следует отметить, что со-
противление растяжению внутри капельных жидкостей ничтожно мало;
так, напряжение разрыва масла в реальных условиях не превышает
при длительной нагрузке 0,004 кг/см2. Ввиду этого обычно считают, что
растягивающие напряжения в жидкостях отсутствуют.
11
Кавитация происходит при падениях давления в потоке засасыва-
емой жидкости до давления насыщенных паров этой жидкости при
данной температуре. Приближенно можно считать, что при ^ = 20° С уп-
ругость (давление) pt насыщенных паров минерального масла, приме-
няемого в гидросистемах, составляет 0,01 кг/см2 и при Z=^60D С
0,02 кг/см2. Упругость насыщенных паров керосина марки Т-1 при
t—20° С равна 0,0394 кг! см2 и при / = 60° С составляет 0,0747 кг/см2.
При уменьшении давления ниже этих значений жидкость вскипает и пу-
зырьки пара увлекаются потоком и переносятся в область более высо-
кого давления, где происходит их конденсация.
Кинетическая энергия частиц жидкости, заполняющих с большой
скоростью полости конденсирующихся пузырьков, переходит в давле-
ние и вызывает местный гидравлический удар, сопровождающийся рез-
ким повышением давления в этой точке.
Разрушение материала при кавитации происходит не там, где вы-
деляются пузырьки, а там, где они конденсируются.
Местная кавитация проявляется внешне в форме характерного
шума, вызываемого гидравлическими ударами, и приводит к местному
эрозийному разрушению стенок корпуса и других деталей гидравличе-
ских агрегатов. Эрозийное разрушение при местной кавитации проис-
ходит вследствие того, что давление в месте гидравлического удара
потока жидкости о стенку превышает предел упругости материала.
В первую очередь разрушаются (разъедаются) острые края деталей.
Жидкость, ударяясь о стенку, образует сначала микроскопические уг-
лубления, которые, усиливая процесс разъедания, являются очагами
разрушения материала. Этим объясняется губчатый характер поверх-
ности, подверженной действию кавитации.
Кавитация не всегда распространяется на весь объем жидкости и
может быть ограничена некоторой зоной с пониженным давлением.
В этом случае кавитационному разрушению могут подвергаться лишь
отдельные детали агрегата или участки. Образованию в начальной
стадии микроскопических углублений способствуют местные дефекты
материала и в первую очередь шероховатости и риски после механиче-
' ской обработки поверхности деталей. Ввиду этого антикавитационную
стойкость можно повысить улучшением чистоты обработки поверх-
ностей.
Кавитационному разрушению наибольшее сопротивление оказы-
вают материалы, обладающие не только механической, но и химиче-
ской стойкостью. Наименее стойкими являются чугун и углеродистая
сталь и наиболее стойкими — бронза и нержавеющая сталь. Увеличе-
ние твердости материала повышает, как правило, антикавитационную
стойкость. Так, например, увеличение твердости нержавеющей стали с
НВ 140 до НВ 400 увеличило антикавитационную стойкость, в 13 раз.
Сказанное относится в равной мере и к углеродистым сталям. Антика-
в'итационная стойкость чугуна очень мала и с повышением его твердости
практически не увеличивается.
Кавитация может возникать в трубопроводах, а также во всех
устройствах, где поток имеет местное сужение с последующим расшире-
нием, например в кранах, вентилях, диафрагмах, жиклерах и др. При
возникновении кавитации в трубопроводах сопротивление их значитель-
но возрастает, а следовательно, пропускная способность уменьшается.
Кавитация в трубопроводах может возникнуть в результате умень-
шения внешнего давления при подъеме самолета на высоту. В этом
случае область кавитации распространяется на значительную часть
или даже на всю длину трубопровода низкого давления (всасывающего
трубопровода). Поток в трубопроводе при этом становится двухфазным,
состоящим из жидкой и паровой фаз^
12
В начальной стадии паровыделения мелкие пузырьки пара равно-
мерно распределяются в движущейся жидкости; в дальнейшем проис-
ходит укрупнение пузырьков, и они, всплывая, движутся в верхней ча-
сти сечения трубопровода, занимая большую или меньшую часть его
сечения. При небольших сечениях трубопровода образуются паровые
пробки и движение жидкостно-газовых фаз происходит чередующимися
импульсами. Очевидно, что пропускная способность трубопровода с уве-
личением паровой фазы уменьшается и может снизиться до недопусти-
мой величины.
Разрыву потока жидкости и возникновению кавитации способствует
воздух (газ), находящийся в механической смеси с жидкостью.
Особенно нежелательной является кавитация жидкости в насосах,
возможность возникновения которой зависит от величины давления жид-
кости на входе в насос, от числа оборотов насоса, а также от конструк-
тивных его особенностей.
Кавитация в насосе появляется во время хода всасывания его рабо-
чих элементов (поршней, лопастей и прочих вытеснителей) в результа-
те местных падений давления во внутренних всасывающих каналах на-
соса ниже давления насыщенного пара применяющейся жидкости при
данной ее температуре.
Условия возникновения кавитации зависят от числа оборотов насо-
са, причем предельно допустимыми являются обороты, при которых аб-
солютное давление на входе в насос будет способно преодолеть сопро-
тивление жидкости при ее движении в каналах насоса и инерцию самой
жидкости.
С появлением кавитации производительность насоса понижается,
возникает характерный шум и происходит эмульсирование жидкости, а
также наблюдаются резкие колебания давления в нагнетательной линии
и ударные нагрузки на детали насоса, вызывающие обычно преждевре-
менный выход насоса из строя.
Очевидно, для предупреждения кавитации давление на входе в на-
сос должно быть таким, чтобы были преодолены как гидравлические
потери напора во всасывающей линии, так и инерция столба жидкости
на всасывании.
Известными в настоящее время способами можно лишь частично
повысить антикавитационную стойкость гидроагрегатов. Поэтому не сле-
дует допускать возникновения кавитационного режима, т. е. необходимо
обеспечить во всех точках системы давление, превышающее упругость
насыщенных паров применяемой в ней жидкости в необходимом интер-
вале температур.
Для уменьшения разрушающего действия кавитации применяют
стойкие противокоррозионные материалы (стали с добавкой хрома и
никеля) с улучшенным качеством обработки поверхностей.
Как правило, стойкость материалов против кавитационного разру-
шения повышается с увеличением механической их прочности или хи-
мической (окислительной) стойкости, причем лучшие результаты дают
материалы, в которых совмещаются оба качества. Практика показывает,
что увеличение твердости нержавеющей стали от НВ 150 до
НВ 400-?-420 может повысить ее антикавитационную стойкость в де-
сять с лишним раз. В равной мере с увеличением твердости можно во
много раз также повысить антикавитационную стойкость углеродистых
сталей. Однако детали из этих сталей в условиях кавитации не могут
работать требуемый ресурс времени.
Более стойкими по отношению к кавитации являются твердые брон-
зы и менее стойкими — чугуны, причем антикавитационная стойкость
последних с повышением твердости практически не повышается.
В предлагаемой читателю книге автор наряду с изложением тео-
ретических основ и описанием конструкций отдельных гидравлических
13
агрегатов стремился наиболее полно осветить специфические особен-
ности их работы, методы испытаний и опыт эксплуатации. Такие све-
дения позволят инженеру-конструктору более грамотно подходить
к проектированию гидравлической системы и ее агрегатов, а инженеру-
эксплуатационнику — к ее обслуживанию и контролю в эксплуатации.
Автор счел необходимым по некоторым агрегатам изложить предъ-
являемые к ним требования, основанные на опыте их эксплуатации и:
проектирования.
Настоящее третье издание книги в отличие от второго (1954 г.)
в значительной степени переработано и дополнено.
В книге рассматриваются рабочие жидкости и их основные свой-
ства, насосы и моторы, приводы, силовые цилиндры, распределитель-
ные, следящие и уплотнительные устройства, трубопроводы, вспомога-
тельные агрегаты и фильтры.
Все перечисленные агрегаты используются в разнообразных гид-
равлических системах современных самолетов.
Глава I
РАБОЧАЯ ЖИДКОСТЬ И ЕЕ ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА
ВЕСОМОСТЬ, СЖИМАЕМОСТЬ И ВЯЗКОСТЬ ЖИДКОСТЕЙ
Рабочим телом в гидравлической передаче является жидкость.
Свойствами жидкости определяется рабочий процесс гидравлической
передачи.
Из физических свойств жидкостей наиболее важными являются
весомость, сжимаемость, вязкость, а также механическая и химическая
их стойкость.
Весомость жидкости характеризуется удельным весом у,
представляющим собой вес единицы объема тела, в данном случае
жидкости:
где С —вес некоторого объема V жидкости;
М— масса рассматриваемого объема жидкости;
р — плотность жидкости;
g —ускорение силы тяжести.
В табл. 1 приведены значения удельного веса 1 и плотности р неко-
торых жидкостей (/=15°С).
Таблица 1
7
кг) м3
Жидкость
Р
кг сек^м*
Пресная вода
Касторовое масло
Смазочные минеральные масла
Керосин
Бензин
Глицерин
999
970
750—890
790—820
680—720
1260
102
99
76
81—84
69—73
128.5
Удельный вес и плотность жидкости несколько изменяются при
изменении температуры. Влияние изменения температуры на вес еди-
ницы объема и на весовую плотность можно определить по уравнению
Менделеева:
1 + М* — 15°) ‘
715
15
Плотность при
формуле
новой температуре соответственно определяют по
______Р15"
1 + ₽Д/-15°) ’
(12)
где / — заданная температура в °C;
Ъ и р, — искомые удельный вес и плотность жидкости при заданной
температуре;
У15э и pis’ —удельный вес и плотность при 15° С;
—коэффициент объемного расширения, зависящий от плотно-
сти жидкости р при 15° С. Значения этого коэффициента
для нефтепродуктов разных плотностей при 15° С приведены
ниже.
Р15° 0,70 0,80 0,85 0,90 0,92
0,00082 0,00077 0,00072 0,00064 0,00060
Для масел, применяемых в гидравлических системах самолетов,
коэффициент объемного расширения можно принять равным р$ = 0,00065.
Учитывая, что зависимость плотности и удельного веса от темпе-
ратуры капельных жидкостей для практически применяемых темпера-
тур и давлений ничтожна, при гидравлических расчетах в большинстве
случаев совершенно достаточно принимать постоянные значения для
этих величин. Однако в отдельных случаях необходимо учитывать теп-
ловое расширение жидкости. Так, например, температурное расширение
жидкости, запертой распределителем или гидравлическим замком в си-
ловом цилиндре, может вызвать разрушение маслопроводной системы и
цилиндра. Для того чтобы устранить в таких случаях повышение давле-
ния, устанавливают специальные термические предохранительные кла-
паны. Это особенно важно для самолетов со сверхзвуковыми скоростя-
ми. В таких самолетах аэродинамическое торможение обусловливает
высокие температуры.
Сжимаемость жидкости характеризуется коэффициентом от-
носительного сжатия р, т. е. относительным изменением объема жид-
кости, приходящегося на единицу изменения давления:
(13)
где I/ —объем жидкости;
ДУ —изменение объема У при изменении давления на Др.
Следовательно,
где Е — объемный модуль упругости жидкости. Поэтому сжимаемость
также количественно характеризуется и объемным модулем упру-
гости. Для воды значение модуля упругости при относительно не-
больших давлениях (до 300 кг/см2) можно принять равным
£ = 20 000 кг/см2\ для минеральных масел, используемых в гидросисте-
мах, — от 13 500 до 17 500 кг)см2.
В действительности для узкого предела давлений 150—200 кг) см2
и распространенных сортов масел, применяемых в настоящее время
в самолетных гидросистемах, можно принять, что при изменении дав-
16
яения на 1 кг]см2 объем масла изменяется в среднем на величину
дУ==ру = 17-7-10~®,
(U)
где V — объем масла при атмосферном давлении.
Ввиду высоких значений объемного модуля упругости сжимае-
мостью жидкостей в ряде технических расчетов можно пренебречь,
считая жидкость несжимаемой. Однако в отдельных случаях сжимае-
мость определяет работу устройств и поэтому должна учитываться.
В частности, это свойство жидкости используется при конструировании
жидкостных амортизаторов шасси самолетов и других машин, давле-
ние в которых достигает 3000—5000 кгДш2.
Величина сжимаемости зависит от вида жидкости (фиг. 8). Так,
легкое минеральное масло, применяемое в жидкостных амортизаторах
шасси самолетов, сжи-
мается при давлении
3500 кг/см2 на 17% перво-
начального объема.
Вязкость. Свойст-
во жидкости сопротив-
ляться деформации сдвига
или скольжению слоев на-
зывается вязкостью:
Вязкость в основном
определяется взаимодей-
ствием молекул и являет-
ся одной из основных кон-
стант жидкости, легко
поддающихся количест-
венному измерению. Эта
константа имеет большое
Дадление $ кг/см
Фиг. 8. Характеристики сжимаемости жидкостей.
практическое значение для расчетов течения жидкости в трубопроводах,
для смазки деталей машин и др. Поэтому изучением вопроса о вязкости
жидкостей занимаются многие исследователи. Однако достаточно обос-
нованной и годной для практического применения теории о вязкости
жидкостей и их смесей до сего времени .не создано. Обширная экспери-
ментальная работа в этой области сводится в основном к вискозиметрии,
к установлению кривых зависимости вязкости жидкости от ее состава и
смесей и к подбору эмпирических зависимостей вязкости от состава или
температуры. Что касается зависимости вязкости жидкостей и смесей
от величины давления, то этот вопрос мало исследован.
Силу трения, которая приходится на единицу поверхности сопри-
косновения двух скользящих слоев жидкости при условии, что градиент
скорости по нормали равен единице (т. е. при условии, что на единицу
длины этой нормали скорость движения жидкости изменяется на еди-
ницу), принято называть коэффициентом абсолютной вязкости и обо-
значать через р.
В системе единиц МКГСС (метр — килограмм — сила — секунда)
единицей абсолютной вязкости принято считать касательную силу,
с которой действует один слой жидкости на другой площадью 1 м2,
когда один слой движется относительно другого с градиентом скорости
1 м/сек* м,. Размерность этой единицы [ц]=1 кг*сек/м2.
В системе СГС (сантиметр — грамм — секунда) вязкость выра-
жается в пуазах (пз). Вязкость жидкости равна 1 пз, если сила, необ-
ходимая для того чтобы перемещать одну относительно другой две па-
раллельные пластинки поверхностью 1 см2, с градиентом скорости
1 см/сек • см составляет 1 дину. Эта единица коэффициента вязко^^р
обозначается и имеет размерность дин/см2 • сек или г/см2 • сек.
2 1246
348826
Величины коэффициента абсолютной вязкости для маловязких
жидкостей определяют в сантипуазах р,с?, причем нф=0,01
При изучении движения жидкости необходимо учитывать не толь-
ко вязкость, но и отношение сил вязкого сопротивления к инерции
жидкости. Таким образом, в гидравлических расчетах появляется от-
ношение вязкости р к плотности р, которое называется коэффициентом
кинематической вязкости и обозначается v:
(15)
где р — коэффициент абсолютной вязкости (гсек[см?\ кг сек 1м2)',
р —плотность жидкости.
Размерность коэффициента кинематической вязкости в системе
СГС — см2/сек\ единица кинематической вязкости см2/сек (ст).
В системе МКГСС коэффициент кинематической вязкости выра-
жается в м2/сек.
Условные единицы вязкости
В практике вязкость жидкостей обычно измеряется в градусах или
секундах Энглера, определяемых с помощью вискозиметра, основан-
ного на методе истечения жидкости через калиброванное отверстие
(трубку) определенного размера (диаметром 2,8 мм). В этом приборе
определяется время t истечения под собственным весом 200 см3 испы-
тываемой жидкости из цилиндрического сосуда через заданный капил-
ляр при данной температуре, после чего находят отношение времени t
ко времени t* истечения из того же сосуда 200 см3 воды при 20р С. В со-
ответствии с этим вязкостью жидкости по Энглеру (в градусах Энглера)
называется отношение
(16)
причем время истечения обычно равно /в“ 50—52 сек.
Для пересчета градусов Энглера в значения кинематической вяз-
кости предложен ряд формул, в частности упрощенная формула
106v = 7,31°E — —’3Т м21сек
’ °Е
ИЛИ
> = 0,0731°см2! сек.
„Е I
(17)
(18)
Для вязких жидкостей с достаточной для практики точностью
верно соотношение
106v = 7,6°E м2[сек.
(19)
В некоторых странах получили также распространение единицы
измерения вязкости в секундах Редвуда (R) и Сейбольта (S). Секунды
Редвуда (торговые) применяются преимущественно в Англии, секунды
Сейбольта (универсальные) —в США.
Для упрощения пересчетов ниже в табл. 2 приведены приближен-
ные соотношения между выражениями вязкости в сантистоксах (ест),
градусах Энглера, секундах Сейбольта и секундах Редвуда.
При смешивании различных по вязкости минеральных масел об-
разуются однородные смеси, которым присущи такие важные свой-
ства исходных масел, как вязкость, смачивание, липкость и др. Это по-
зволяет смешивать в определенных количествах несколько сортов ма-
сел для получения смеси, обладающей заранее заданным доминирую-
18
Таблица 2
Сет °Е S R Сет °Е 8 R
,1 1,00 30,0 26,2 95 12,51 433,0 385,0
1,40 1.1 34,0 29,2 100 13,70 456,0 405,0
2,8 1,20 37,5 . 32,0 по 14,48 501,0 446,0
3,9 1,30 41.1 35,0 120 15,80 547,0 486,0
5,00 1,40 45,0. 38,0 130 17,11 592,0 527,0
6,25 1,50 49,0 40,9 140 18,43 637,0 567,0
7,45 1,60 52.6 43,8 150 19,74 683,0 608,0
8,50 1,70 - 56,5 46,8 160 21,06 728,0 648,0
9,00 1,80 60,0 49,7 170 22,37 774,0 689,0
10,70 1,90 64,0 52,6 180 23,69 819,0 729,0
11,80 2,00 67,9 55,5 190 25,0 864,0 769,0
12,80 2,10 71,5 58,5 200 26,3 910,0 810,0
13,80 2,20 75,1 61,4 210 27,6 955,0 850,0
14,80 2,30 79,1 64,3 220 28,9 1001 891,0
15,70 2,40 83,0 67,3 230 30,3 1046 931,0
16,60 2,50 86,8 70,2 240 31,6 1091 972,0
17,50 2,60 90,8 73,2 250 32,9 1137 1012
18,40 2,70 94,2 76,1 260 34,3 1182 1053
19,30 2,80 98,0 79,1 270 35,5 1228 1093
20,20 2,90 102,0 82,1 280 36,8 1273 1134
21,20 3,00 105,0 85,0 290 38,2 1319 1174
22,80 3,20 113,2 90,9 300 39,4 1364 1215
24,50 3,40 120,0 96,7 310 40,8 1410 1255
26,10 3,60 128,0 102,1 320 42,1 1455 1296
27,70 3,80 135,0 107,0 330 43,4 1500 1336
29,3 4,00 142,5 113,9 340 44,7 1546 1377
30,9 4,20 150 120 350 46,1 1591 1417
32,5 4,40 157,6 125,9 360 47,4 1637 1458
34,1 4,60 165,6 132,0 370 48,7 1682 1498
35,7 4,80 172,0 137,9 380 50,0 1728 1539
37.3 5,00 180,0 144,0 390 51,3 1773 1579
41,2 5,50 195,0 156,0 400 52,6 1819 1620
45.1 6,00 216,5. 172,3 410 53,9 1864 1660
49,0 6,50 230,0 184,0 420 55,3 1909 1701
52,9 7,00 253,0 201,5 430 56,6 1955 1741
56,8 7,50 272,0 216,2 440 57,9 2000 1781
60,6 8,00 290,0 230,5 450 59,2 2046 1822
64,5 8,50 308,0 245,0 460 60,5 2091 1862
68,4 9,00 326,5 259,0 470 61,8 2137 1903
76.0 10,00 363,0 288,0 480 63,2 2182 1943
80 10,54 365,0 325,0 490 64,5 2228 1984
85 11,20 388,0 345,0 500 65,8 2273 2024
90 11,86 411,0 365,0 510 67,1 2318 2065
2*
19
Продолжение
Сет °Е S R Сет °Е S R
520 68,4 2364 2105 Т1Ь 94,7 3273 2915
530 69,7* 2409 2146 740 97,4 3364 2996
540 71,1 2455 2186 760 100 3455 3077
550 72,4 2500 2227 780 102,6 3546 3158
560 73,7 2546 2267 800 105,3 3637 3239
570 75 2591 2308 850 111,8 3864 3441
580 76,3 2637 2348 900 118,4 4091 3644
590 77,6 2682 2389 950 125 4318 3846
600 78,9 2727 2429 1000 131,6 4546 4049
620 81,6 2818 2510 1100 144,7 5000 4453
640 84,2 2909 2591 1200 157,9 5455 4858
660 86,8 3000 2672 1300 171,1 5909 5263
680 89,5 3091 2753 1400 184,2 6364 5668
700 92,1 3182 2834 1500 197,4 6818 6073
щим свойством, которое наиболее важно для практических целей.
Однако при этом должна быть обеспечена однородность компонентов
смеси, так как при неоднородном составе жидкостей или их смесей
более легкие их фракции могут испариться, в результате чего вязкость
жидкости увеличится.
Вязкость жидкости
как функция температуры
Вязкость всех капельных жидкостей и их смесей уменьшается с
повышением температуры. Вязкость газов, наоборот, с увеличением
температуры возрастает. Это объясняется тем, что вязкость капельных
жидкостей обусловлена силами молекулярного сцепления, которые
с увеличением температуры уменьшаются, тогда как вязкость газов
обусловлена тепловым движением молекул, интенсивность которого
увеличивается с температурой, ввиду чего вязкость газов с увеличе-
нием температуры возрастает.
Закон изменения вязкости жидкости от температуры выразить ма-
тематическими уравнениями, пригодными для практического примене-
ния, не представляется возможным, так как каждый сорт масла имеет
специфические особенности. Зависимость между температурой и вяз-
костью минерального масла выражается уравнением
(20)
где / — температура в °C;
k~ температурный коэффициент вязкости;
а — эмпирическая постоянная.
Значения указанных постоянных определяются по результатам
опытов.
Для практических целей зависимость кинематической вязкости
масла от температуры можно рассчитать с достаточной точностью по
интерполяционной формуле
где а и с — эмпирические коэффициенты.
(21)
20
Значения этих коэффициентов для двух сортов турбинных масел
марки Л и М соответственно составляют а=0,0675, 0,089; с=4,0, 3,0.
В табл. 3 приведены значения коэффициентов абсолютной вязкости
некоторых распространенных жидкостей.
Таблица 3
Коэффициент абсолютной вязкости ур пз _
Температура в °C
0 15 20 30 40 60
0,0050 0,540 0,22
4,55 2,28 0,78
0,0066 0,0048
1 — 0,000201 0,000210
* — И
4,6 II1
Жидкость
Бензин (стандартный) 0,00707 0,0059
Смазочное масло 6.40 1 1,720
Касторовое масло * 1 9,72
Вода 0,0179 0,0101
Воздух 0,000173 0,000186
Керосин 0,020—0,025
Глицерин 46 8,70
В табл. 4 приведены значения коэффициента кинематической вяз-
кости для распространенных жидкостей.
Таблица 4
Жидкость
Коэффициент кинематической вязкости м2)сек
Температура в °C
20 40 60 80
Трансформаторное масло
Турбинное масло
Технический глицерин
Касторовое масло
Вода
Керосин
Бензин
Воздух
172-10-6
870-10-6
748-10-6
1-10-6
2,2-10-6
0,83-10-6
14,9-10-6
19,83-10-6
27,8-10-6
10,37-10-6
12,5-10-6
6,37-10-6
19,6-10—6
28,9-10—6
Свойства жидкости АМГ-10. В отечественных самолетных гидрав-
лических системах в основном применяется масляная смесь АМГ-10,
представляющая собой смесь легкой фракции нефти (типа керосина)'
со специальным загустителем (для повышения вязкости); к смеси так-
же добавляется для опознавания краситель и окислитель. Эта смесь
имеет более высокую, чем однофракционные жидкости, стабильность
вязкости по температуре. Ниже в табл. 5 приведены основные харак-
теристики этой смеси.
Указанная масляная смесь пригодна для работы в интервале тем-
ператур от —60 до 1+100° С.
21
Таблица 5
Вязкость жидкости как функция давления
Вязкость жидкостей зависит от величины
давления, увеличиваясь для большинства жид-
костей с повышением и уменьшаясь с пониже-
нием давления, причем эта зависимость для
разных температур будет различной (фиг. 9).
Как показали исследования, вязкость всех
жидкостей, за исключением воды, при увеличе-
нии давления в арифметической прогрессии
возрастает в геометрической прогрессии. При
определенных, достаточно высоких, давлениях
Фиг. 9. График зависимости вязкости от
давления (для машинного масла).
все масла затвердевают; например, масла ми-
нерального происхождения при давлениях по-
рядка нескольких десятков тысяч атмосфер
превращаются в твердые тела.
Опытами установлено, что изменение вяз-
кости при увеличении давления для раститель-
ных масел примерно в два раза меньше, чем
для минеральных.
В практических условиях можно принять,
что вязкость жидкостей минерального проис-
хождения увеличивается в зависимости от дав-
ления по экспоненциальному закону:
Р*о
(22)
где —вязкость при давлении р;
Ро— вязкость при давлении р0 (атмосфер-
ном);
а — числовой коэффициент, равный для
минеральных масел 1,003.
Полагая для удобства расчетов а= 1 4- г,
где е = 0,003, можно написать
(23)
(24)
Ир 1 _д? дд
— •— 1 = е-7 -= £ —— *
^0 Ро ^0 Ро
где bp—p—pQ и Др = р. —р.о.
22
Пользуясь этим выражением, находим, что при повышении давле-
ния от 1 до 200 кг/см2 вязкость минерального масла увеличивается на
-^-=0,003-200 = 0,6= 60%.
но
Ниже приведены данные опытов по определению зависимости вяз-
кости машинных масел от давления при 40° С.
Давление в кг1см% 0 157 315 472 630 787 945 1100 1300
Вязкость смазочного масла в °Е легкого 0,47 0,62 0,92 1,32 1,86 2,51 3.65 5,32 8,0
тяжелого 3,24 4,53 6,48 f 9,71 14,45 21,33 28,8 41,65 60,00
Зависимость вязкости минеральных масел от давления (в пределах
от 0 до 500 кг/см2 можно выразить с достаточной точностью эмпириче-
ским уравнением
= (1 + 0 -ООЗр) н0, (25)
где jip — вязкость масла при давлении р;
[х — вязкость при атмосферном давлении;
р — избыточное давление в кг!см2.
Изменение вязкости при изменении давления следует учитывать
в расчетах утечек жидкости через конструктивные зазоры гидроагрега-
тов, так как этот фактор может даже полностью компенсировать уве-
личение утечек, обусловленных изменением под давлением конструктив-
ных зазоров. Нетрудно также видеть, что при условии неизменности
площади сечения зазора расход (утечки) жидкости через него при неко-
тором высоком давлении не будет зависеть от величины давления или
даже уменьшаться с увеличением последнего.
МЕХАНИЧЕСКАЯ И ХИМИЧЕСКАЯ СТОЙКОСТЬ МАСЕЛ
Рабочая среда (жидкость) гидравлических передач является одно-
временно и средством смазки гидравлических механизмов. Ввиду этого
особое значение приобретают смазывающие качества рабочих жидко-
стей, т. е. способность их образовывать на трущихся поверхностях
смазываемых деталей прочную защитную пленку. Прочность и тол-
щина этой пленки зависят от свойств жидкости и в основном опреде-
ляют ее смазывающие качества. Очевидно, что, если пленка жидкости
недостаточно прочна, чтобы противодействовать давлению рабочей на-
грузки, произойдет контакт металлических поверхностей, который со-
провождается -быстрым их износом и увеличением сил трения. Следо-
вательно, чем большей будет толщина этой пленки, тем менее отрица-
тельно скажутся на работе трущейся пары дефекты поверхностей
трения.
Минеральные масла и их смеси, применяемые в самолетных гидро-
системах, теряют в процессе эксплуатации физико-механические, сма-
зывающие и другие свойства, вследствие чего может быть нарушен
режим работы питаемых ею гидравлических агрегатов. Такое ухудше-
ние качества жидкости происходит в основном вследствие механиче-
ского и химического воздействия различных факторов, основными из
которых являются мятие жидкости в условиях работы под высоким
давлением, окисление ее вследствие контакта с воздухом, эмульсиро-
вание и вспенивание при попадании воздуха и влаги и др.
23
Важным качеством, характеризующим масла и их смеси, является
химическая стабильность или стойкость к окислению. В результате
окисления происходит выпадение отложений в виде смол, которые за-
грязняют гидросистему, и понижение вязкости масла, а следователь-
но, происходит потеря им смазывающей способности.
Очевидно, для того чтобы произошло окисление мйсла, оно дол-
жно вступить в контакт с кислородом. Одним из возможных источни-
ков проникновения кислорода является воздух, растворенный в масле
и находящийся с ним в механической смеси, а также контакт масла с
воздухом по граничной поверхности.
Как показали опыты, интенсивность окисления масла увеличивает-
ся с повышением температуры на поверхности его контакта с воздухом.
При повышении температуры на 10° С интенсивность окисления масла
практически удваивается. Поэтому необходимо стремиться к исключе-
нию или к уменьшению даже местного повышения температуры масла,
которое может произойти за счет тепла, выделяемого при сжатии не-
растворенных пузырьков воздуха в масле, а также тепла, выделяемого
при трении скользящих пар гидроагрегатов и дросселировании масла,
вытекаемого через их конструктивные зазоры.
При повышении давления пузырьки воздуха в масле сжимаются,
при этом выделяется тепло, которое, несмотря на ничтожную абсолют-
ную величину, может значительно повысить температуру этих пузырь-
ков и таким образом катализировать процесс окисления контактирую-
щего с ним масла. Расчеты показывают, что при адиабатическом сжа-
тии воздуха от атмосферного давления до 70 ка/с.и2 температура его
повышается от 0 до ^700° С.
Повышение температуры масла может также произойти за счет
тепла, развивающегося в результате аэродинамического торможения
при движении самолета (см. стр. 5).
Помимо температуры, к катализаторам процесса окисления масла
можно'Отнести такие механические агенты, как пыль, краски, частицы
металла и др., а также ржавчину, образующуюся вследствие коррозии
деталей гидроагрегатов. Кроме того, эти загрязнители способствуют
эмульсированию масел, которое в свою очередь повышает интенсив-
ность окисления. Поэтому старые масла, загрязненные неотфильтро-
вываемыми частицами шлака, эмульсируются больше, чем свежие.
Ввиду этого при качественной фильтрации и защите жидкостей от
попадания в них загрязнений и воды вязкостные и смазывающие свой-
ства этих жидкостей сохраняются, а следовательно, повышается срок
службы гидроагрегатов.
Опыты также показывают, что процесс окисления масла протекает
тем интенсивнее, чем более возмущенным является его состояние, так
как возмущение масла препятствует оседанию загрязняющих его ча-
стиц, скорость выпадения которых ничтожно мала даже в случае не-
возмущенного состояния масла.
Так, например, скорость оседания частиц с плотностью р = 1,8 г/си3
и размером 10—12 мк в масле вязкостью ^1,5-?-2 см2/сек составляет
^0,01 см) сек.
Скорость выпадения этих частиц можно вычислить по закону
Стокса:
А см)сек, (26)
18^ \Р1-------------------------------)
' а
где d—диаметр частицы в см\
Р и Pi — плотности материала частицы и жидкой среды в г/см3;
V —кинематическая вязкость жидкой среды в см21сек*,
g —ускорение силы тяжести в см/сек1.
24
Мятие масел
Вязкость большинства минеральных масел при длительной работе
в условиях высоких давлений, в особенности при дросселировании жид-
кости с большим перепадом давления, и при смазке под давлением тру-
щихся пар с высокой удельной нагрузкой, может понизиться до -—50%
первоначального значения. Это изменение происходит вследствие мо-
лекулярно-структурных изменений (деструкции) жидкости при механи-
ческом нагружении. Потеря вязкости особенно проявляется в масля-
ных смесях, содержащих вязкостные добавки (присадки), которые, как
известно, состоят из длинных углеводородных цепочек. Эти добавки, в
соответствующей пропорции смешанные с минеральным маловязким
маслом, существенно изменяют кривую зависимости вязкости смеси от
температуры. Однако углеводородные цепочки при длительном мятии,
в частности при многократном продавливании жидкости под высоким
давлением через малые зазоры, могут разрушаться, в результате чего
вязкость жидкости с течением времени может уменьшиться до недопу-
стимо малого значения. Наблюдались случаи, когда масляные смеси за
ЗОО-т-400 час. работы насоса на испытательном стенде, нагружение ко-
торого осуществлялось дросселированием жидкости до 200 кг]см2 на
выходе ее из насоса, наполовину теряли первоначальную вязкость.
Одновременно с понижением вязкости ухудшаются также смазы-
вающие качества в результате потери маслом способности образовы-
вать на трущихся поверхностях смазываемых деталей прочную защит-
ную пленку.
Растворение воздуха и газов в жидкостях
Все жидкости обладают способностью растворять газы, которые в
растворенном (дисперсном) состоянии практически не оказывают за-
метного механического воздействия на работу гидросистемы. Если дав-
ление уменьшается в какой-либо точке, они выделяются из раствора в
виде мелких пузырьков, которые, оставаясь в жидкости длительное вре-
мя во взвешенном состоянии, ухудшают тем самым ее механические
свойства и понижают химическую стойкость.
Строго говоря, такие физические свойства, как вязкость и плот-
ность, при растворении в жидкости воздуха несколько изменяются, хотя
это изменение, в частности изменение плотности, незначительно и в
практике им можно пренебречь.
При повышении количества воздуха, растворенного в масле, вяз-
кость несколько понижается. Однако вязкость масляной смеси АМГ-10,
применяемой в самолетах, при +50° практически не зависит (в преде-
лах содержания воздуха от 0 до 20%) от количества растворенного воз-
духа. При температуре 16° С вязкость с 19 спз при нулевом содержа-
нии воздуха понижается до 18 спз — при 20 %-ном содержании воз-
духа. При большем содержании растворенного воздуха понижение
вязкости более заметно, однако поскольку подобное содержание воз-
духа возможно при контакте жидкости с воздухом лишь при повышен-
ных давлениях, эта зависимость практического интереса не представ-
ляет.
Уменьшение вязкости смеси масла и воздуха происходит вследст-
вие того, что энергия связи молекул масла с молекулами воздуха (газа)
меньше энергии связи молекул чистого масла, в результате чего число
молекул, участвующих в передаче количества движения от слоя к
слою жидкости, становится меньше.
В меньшей степени от количества растворенного воздуха зависит
модуль упругости (сжимаемость) жидкости, который для минеральных
масел и их смесей сохраняется практически неизменным при измене-
25
ниях содержания воздуха (газа), соответствующих насыщенному со-
стоянию при атмосферном давлении.
Относительное количество газа, которое может раствориться в
жидкости до ее насыщения, прямо пропорционально давлению на по-
верхностях раздела; объем газа можно вычислить по формуле
^в = ^жЛ, (27)
где 1/в — объем растворенного воздуха, отнесенный к атмосферному дав-
лению (760 мм рт. ст.) и нулевой температуре, в см\
k — коэффициент растворимости воздуха в жидкости;
—объем жидкости в см3;
р& — абсолютное давление газа, находящегося в контакте с жидко-
стью, В KZjCM2.
2W
1600
1200
800
ООО
10J
Л
► д .5
aJL-
✓ 1602
О 20 «(7 60 80 100 120 100 160 180
Давление в кг/смг
-Фиг. 10. Кривая растворимости воздуха в мине-
ральном масле типа АМГ-10, применяемом в са-
молетных гидросистемах (р=760 мм рт. ст.).
Коэффициент растворимости k зависит от свойств жидкостей и
газов. Воздух растворяется в смесях минеральных масел, применяемых
в гидросистемах самолетов, в объеме, равном '-'11% объема жидкости
на 1 ат; азот — 13% и дву-
окись углерода — 85%. Та-
кая высокая растворимость
двуокиси углерода имеет
особое значение для гидро-
систем авиационных двига-
телей, поскольку картерные
газы двигателя частично со-
стоят из этого газа.
Растворимость воздуха
в масле до насыщения зави-
сит от сорта масла, умень-
шаясь с увеличением плот-
ности последнего. Для жид-
костей с объемным весом
I =0,9 и 0,82 г/см* коэффициент растворимости k соответственно состав-
ляет 7,8 и 10,5. Масла парафинового происхождения растворяют значи-
тельно больше воздуха, чем масла асфальтового происхождения.
Растворимость воздуха в масле с повышением температуры не-
сколько увеличивается. Для распространенных масел, применяемых в
гидросистемах машин, коэффициент растворимости k= 12 при—30° С по-
вышается до k—12,5 при +20°С.
Время, в течение которого происходит насыщение масла воздухом
или газом, зависит от величины поверхности раздела, приходящейся
на единицу объема масла, а также от интенсивности возмущения по-
верхности раздела. При интенсивном взбалтывании или перемешива-
нии процесс насыщения жидкости воздухом протекает в течение не-
скольких минут или даже секунд, тогда как в спокойном состоянии
жидкости этот процесс длится часами, а в некоторых случаях и не-
сколькими днями.
На фиг. 10 представлен график, характеризующий зависимость рас-
творимости воздуха в масле АМГ-10 от величины давления. Как вид-
но, в пределах величин давлений, указанных на графике, растворимость
воздуха является линейной функцией давления в воздушно-масляной
среде. На основании этих данных коэффициент растворимости для ма-
сел, применяемых в гидросистемах, можно принять равным £=10,9,
в соответствии с чем количество растворенного в масле воздуха можно
вычислить по формуле
17в = 0,1091/^,
/
(28)
26
где IZB —объем растворенного в масле воздуха, отнесенный к атмосфер-
ному давлению (760 мм рт. ст.) и нулевой температуре;
VM —объем масла;
ра — абсолютное давление воздуха, находящегося над маслом, вата.
Поскольку количество газа (воздуха), растворенного в масле до
его насыщения, прямо пропорционально давлению, то при понижении
давления ниже величины, при которой произошло насыщение жидкости
воздухом, излишек воздуха выделится из жидкости. Подобное пони-
жение давления может произойти в результате изменения скорости и
направления потока» которому подвергается масло в различных частях
масляной системы, а также вследствие изменения высоты полета само-
лета. Выделение воздуха происходит до тех пор, пока не наступит новое
равновесие между жидкой и газовой фазами.
Воздух из жидкости выделяется интенсивнее, чем растворяется в
ней. Однако интенсивность выделения и растворения зависит в основном
от одних и тех же факторов. Особое значение и в этом случае имеет
состояние жидкости. Процесс выделения воздуха из циркулирующей
или иным способом возмущенной жидкости протекает в основном в те-
чение нескольких секунд или их долей, тогда как при спокойном состоя-
нии жидкости этот процесс протекает значительно медленнее и при из-
вестных условиях жидкость может находиться в перенасыщенном со-
стоянии в течение многих часов.
Рассмотренное свойство жидкости имеет существенное значение
для работы гидросистемы, так как воздух во многих случаях может на-
рушить работу гидроагрегатов. В частности, воздух, выделившийся из
масла в местах пониженного давления, частично или даже полностью
заполнит рабочие полости насоса, уменьшая тем самым его производи-
тельность. Как показали наблюдения, при вакууме у входа в насос,
равном 0,2н-0,3 кг/см2, могущем произойти в результате сопротивления
всасывающей магистрали, наступает помутнение потока масла из-за
выделения воздуха и паров масла; при вакууме 0,5 кг/см2 количество
выделившихся паров и воздуха становится таким, что резко изменяется
окраска масла и появляются пузырьки.
Так как выделение воздуха из жидкости происходит интенсивнее,
чем растворение его, то понижение производительности насоса вслед-
ствие большого сопротивления на входе будет сопровождаться образо-
ванием механической смеси жидкости с воздухом, в результате чего
ухудшатся условия работы как гидравлических агрегатов, так и самой
жидкости.
Механическая смесь воздуха с жидкостью
Воздух (или газ) может находиться в жидкости в механической
смеси (суспензии воздуха в жидкости), причем в зависимости от раз-
меров пузырьков воздуха такая смесь обладает меньшей или большей
устойчивостью и при определенных условиях, характеризуемых в основ-
ном размерами пузырьков и вязкостью жидкости, скорость вытесне-
ния пузырьков из жидкости настолько мала, что смесь становится прак-
тически стабильной. Расчеты показывают, что если диаметр пузырька
воздуха уменьшить в два раза, то время, необходимое для того, чтобы
пузырек поднялся на поверхность жидкости (если пренебречь поверх-
ностным натяжением), увеличится в четыре раза. Для сравнения сле-
дует указать, что в воде тот же пузырек поднимется на поверхность
в 60 раз быстрее, чем в масле средней вязкости.
Пузырьки воздуха при некоторых условиях, в частности при не-
герметичности всасывающего трубопровода, размельчаются настолько,
что воздух может находиться в смеси с маслом в течение многих суток.
27
Засорение жидкости воздухом ухудшает условия работы насосов и
всей гидросистемы в целом — нарушает плавность движения приводи-
мых узлов, ухудшает смазку, усиливает коррозию деталей гидроагре-
гатов и т. д. Ухудшение условий работы насосов понижает их произво-
дительность, а также вследствие гидравлических ударов сокращает
срок их службы.
Понижение производительности насосов вызывается тем, что воз-
дух вместе с жидкостью поступает во всасывающую полость насоса,
давление в которой может быть значительно ниже атмосферного, вслед-
ствие чего воздух здесь расширяется и частично заполняет рабочие ка-
меры насоса, уменьшая тем самым объем заполнения этих камер жид-
костью. При следующем за всасыванием ходе — нагнетании — образо-
вавшаяся масляно-воздушная смесь сжимается до такого давления, ко-
торое соответствует давлению в нагнетательной камере насоса.
Рассмотрим физическую сторону этого явления. Примем, что про-
цессы расширения и сжатия пузырьков воздуха происходят по изотер-
мическому циклу, при котором уравнение, выражающее связь между
давлением и объемом, имеет вид pV=const.
Допустим, что единица объема жидкой среды содержит при на-
чальном давлении (давлении в баке) р0 нерастворимого воздуха в
объеме Vo. Вследствие расширения этого воздуха во всасывающей ка-
мере до давления в объем его увеличится:
£о
Р*
(29>
где Vo —содержание (объем) воздуха на единицу объема жидкости при
начальном давлении р0 в жидкостном баке системы;
1/в — то же при давлении во всасывающей камере насоса р3.
При сжатии этого воздуха в нагнетательной камере после всасы-
вания до давления ра на выходе из насоса объем его уменьшится:
(30}
где 1/н—-объем воздуха на единицу объема жидкости на выходе из на-
соса в среду с давлением ра.
Разность между значениями VB и VH есть потеря в объеме подачи
насосом Vn вследствие расширения воздуха на единицу объема жид-
кости или, что то же, на единицу рабочего объема насоса:
V = V — V .
*п v в v н
Подставив из последних выражений значения VB и VH, получим
VpPp _ VbPb
. Pt Рн
(31)
Объемный к.п.д. насоса, выражающий отношение объема нагнетае-
мой насосом рабочей среды при давлении рв к объему, описываемому
его рабочими элементами в единицу времени без учета вредного про-
странства и утечек жидкости через зазоры и прочих объемных потерь
ее, определяется по уравнению
\ Ръ Рн /
(32)
Если учесть вредное пространство насоса, под которым понимает-
ся разность между конструктивным объемом рабочих камер насоса и
объемом, описываемым его рабочими элементами за один ход, влия-
ние воздуха на объемные потери будет еще более ощутимым.
28
В этом случае определенная часть вытесняемой поршнями смеси
масла с воздухом израсходуется на повышение ее давления до вели-
чины рв на выходе из насоса и лишь после этого поршень будет вытес-
нять жидкость в нагнетательную линию. Очевидно, чем большим бу-
дет отношение объема вредного пространства к объему, описываемому
поршнем насоса, тем большая часть вытесняемой им жидкости не по-
ступит в линию нагнетания.
Обозначим через D рабочий объем насоса (описываемый порш-
нями за один ход) и через С объем его вредного пространства (сумму
объемов между соответствующим нагнетательным клапаном и порш-
нем в конце рабочего хода). Пренебрегая сжимаемостью самой жид-
кости и деформацией под ее давлением рабочих камер насоса, а также
утечками через конструктивные зазоры, находим изменение объема
воздуха, содержащегося в жидкости, заполняющей объем (D + C) при
повышении давления с рв до рв. Указанное изменение является объем-
ной потерей производительности насоса вследствие сжатия воздуха:
Aff==(£) + C)-^--(D + C) IZB^- = (D + C)f-^--(33)
Рн Рн \ Ph Рн/
В соответствии с этим полезная (эффективая) подача
в среду с давлением рн уменьшается до величины
<7.ф = £>-Д <?=£>-
(D+C)[
VqPo
Рв
насоса
(34)
В этом случае объемный к. п. д. будет равен
?»ф . Lq D + С / Vopo VBpB
Yio6----—1 —— — 1 —-----------------—I---------------------
Z) D D \ pB pB
(35)
Нетрудно видеть, что при соответствующих величинах отношения
объема вредного пространства насоса к его рабочему объему (С/D) и
содержания воздуха, а также величинах давлений рв, Ро и Рв объемные
потери вследствие сжатия воздуха могут быть значительными. Так,
при 5%-ном содержании в жидкости нерастворенного воздуха объем-
ный к.п.д. насоса с отношением вредного пространства к рабочему
объему C/D = 0,l при рн = 200 кг!см2, ро=1 кг/сж2 и рв = 0,5 кг/см2 со-
ставит
1об — °,89.
В указанном выше расчете не учитывалась возможность Выделе-
ния из жидкости паров и растворенного воздуха в камере всасывания,
что приводит к увеличению параметра Ув.и уменьшению коэффициента
т]об. Следует отметить, что с повышением числа оборотов насоса влия-
ние вредного пространства на объемный к.п.д. уменьшается при всех
прочих равных условиях, поскольку при высоких числах оборотов умень-
шается выделение из жидкости растворенного воздуха.
Очевидно, при известных значениях давления и содержания в жид-
кости воздуха подача насоса станет равной нулю. Это наступит тогда,
когда объем сжатого во вредном пространстве воздуха, отнесенный к
давлению во всасывающей камере, будет равен объему, описываемому
рабочими элементами насоса за один оборот.
На фиг. 11 приведены кривые, характеризующие рассматриваемую
зависимость производительности шестеренного насоса самолетной гид-
29
росистемы в функции абсолютного давления внешней среды, изменяю-
щегося при различных высотах полета самолета.
Вследствие указанного недозаполнения жидкостью камер насоса
не только понижается его производительность и к.п.д., но может про-
изойти разрушение самого насоса, так как при соединении камеры,
имеющей воздух, с полостью нагнетания возникает обратный поток
Атмосферное давление в мм* рт ст
Фиг. 11. Влияние содержания воздуха на производи-
тельность насоса при высотных полетах.
жидкости, который сопровождается гидравлическим ударом (см. стр.
38). Величина повышения ударного давления жидкости будет зави-
сеть от разности давлений в нагнетательной линии системы и в рабо-
чей камере насоса в момент соединения ее с последней. При этом ча-
стота пульсаций ударных давлений равна произведению числа рабочих
камер насоса на число его оборотов.
На фиг. 12 представлена осциллограмма колебаний давления в ра-
бочей камере насоса, имевших место в условиях кавитационного ре-
жима работы при высотных полетах. Как видно, величины ударных
давлений достигают ~380 кг/см2 при ра-
бочем давлении в системе 210 кг!см2. На-
блюдалось также ударное давление, в
2,5—3 раза превышающее рабочее давле-
ние в системе.
Образование пены. При из-
вестных условиях воздух в жидкости мо-
жет привести к образованию пены
(эмульсированию масла), которая пред-
ставляет собой соединение микроскопиче-
ских пузырьков воздуха, разделенных
жидкостной пленкой микронной толщины.
На процесс пенообразования влияет
Фиг. 12. Пульсация давления при
кавитационном режиме работы
поршневого насоса.
величина поверхностного натяжения жид-
кости, повышение которого понижает це-
нообразование, однако пена при этом со-
стоит из мелких пузырьков и отличается
высокой стойкостью. Как правило, пенообразование будет тем интенсив-
нее, чем ниже поверхностное натяжение и давление насыщенного пара
жидкости. Такие условия возникают при добавлении в жидкость актив-
ного агента, например воды.
Кроме того, пенообразование зависит от сорта жидкости: мине-
ральные масла дают стойкую йену, а касторовое масло, обладающее
30
такой же вязкостью и величиной поверхностного натяжения, имеет
легко разрушающую пену.
Пенообразование обычно наступает даже при ничтожном количе-
стве (менее 0,1% по весу) воды, которая может попасть в масло в ре-
зультате неудовлетворительного хранения его на складах или вслед-
ствие конденсации в гидробаке паров воды, находящихся в- воздухе,
особенно при высотных полетах самолета с резкими перепадами темпе-
ратур и атмосферного давления.
большой стойкостью отличается пена, образовавшаяся в резуль-
тате испарения взвешенных или растворенных частиц воды в масле:
такая пена имеет мелкую, но более прочную структуру по сравнению
с пеной из воды и масла.
Образование и стойкость пены в значительной мере зависит от
температуры, причем стойкость в отличие от образования уменьшается
с повышением температуры. Опыт показывает, что при температуре
выше 70° С происходит быстрый распад пены.
Эмульсирование масла вызывает понижение смазывающих его ка-
честв, а также способствует коррозии металлических деталей агрегата
и окислению самого масла. Устойчивые эмульсии постепенно превра-
щаются в вязкие включения, откладывающиеся на поверхностях агре-
гатов и нарушающие во многих случаях их нормальную работу.
По этой причине необходимо предотвратить возможность попада-
ния в масло влаги при складском хранении, а также предохранить
гидросистему от попадания в нее влаги при полетах и периодически
удалять ее из гидробачков в процессе эксплуатации. Масло перед за-
ливкой в гидросистему должно фильтроваться и «просушиваться».
Влияние не растворенного в жидкости воздуха на работу гидросистемы
Не растворенный в жидкости воздух отрицательно влияет не только
на работу насоса, но и всей гидросистемы в связи с повышением упру-
гости жидкости, величина которой независимо от размеров пузырьков
воздуха будет тем большей, чем больше суммарный их объем.
Повышение упругости жидкости вызывает понижение жесткости
гидравлического механизма, характеризуемой величиной смещения
(просадки) выходного звена гидромеханизма под действием силы, при-
ложенной на выходе, вследствие сжатия жидкости.
Нерастворенный воздух приводит также к запаздыванию действия
гидравлической системы и к потере ею устойчивости против автоколе-
баний.
Емкость гидравлической системы при повышении давления увели-
чивается на сумму объемов, обусловленных сжатием рабочей жидкости
и расширением трубопроводов и других компонентов гидросистемы, на-
ходящихся под давлением жидкости. Следовательно, чтобы давление в
рабочей полости цилиндра повысилось в начале движения гидравличе-
ского двигателя до величины, способной преодолеть приложенную на-
грузку, в систему необходимо подать некоторое количество жидкости,
которое компенсировало бы указанные дополнительные объемы, образо-
вавшиеся вследствие расширения под давлением жидкости рабочих
полостей компонентов гидросистемы, а главным образом вследствие
сжатия самой жидкости и не растворенных в ней частиц воздуха. Ввиду
этого засорение жидкости нерастворенным воздухом может привести
вследствие повышения упругости к потере устойчивости даже такой сле-
дящей гидравлической системы, которая обладает известным запасом
устойчивости.
Следует отметить, что полностью удалить нерастворенный воздух
из действующей гидросистемы не удается. Это подтверждается тем,
что сжимаемость масла действующей гидравлической системы обычно
превышает сжимаемость масла, взятого из складского хранения. Изме-
31
рения показали, что масло любой действующей гидросистемы содер-
жит не менее 0,24-0,3% нерастворенного воздуха.
Ввиду того, что модуль упругости жидкости значительно изме-
няется с изменением количества воздуха, находящегося в смеси с ней,
в особенности при низких давлениях, жесткость системы при большом
количестве воздуха в жидкости значительно понижается. Рассмотрим
эту зависимость.
Упругость чистой жидкости характеризуется зависимостью
(36)
а V
где Е — объемный модуль упругости жидкости;
р — давление жидкости;
V — объем жидкости при давлении р;
Vo — объем жидкости при атмосферном давлении ро.
С изменением степени насыщенности жидкости растворенным воз-
духом модуль упругости практически не изменяется. Для механической
смеси жидкости с воздухом значение модуля будет меньшим, в особен-
ности при давлениях ниже *-*-*100 кг/см2; последнее обусловлено тем, что
модуль упругости жидкости значительно выше модуля упругости воз-
духа, который определится отношением
V-^~=-p или V *Р_= (37)
dV и 0 dV PQ а ' '
где £а — модуль упругости воздуха;
/?о — атмосферное давление.
Для получения модуля упругости смеси масла с воздухом необхо-
димо суммировать уравнения (36) и (37):
dp
dp
_~_
Ро^а .
п2 *
(38)
(39)
где Е'— модуль упругости смеси масла с воздухом;
Иу—объем жидкости в смеси при давлении р0, который можно при-
нять равным объему жидкости при нулевом давлении;
1/а —объем воздуха в смеси
Принимая <
имеем
при давлении р0.
что справедливо при малом значении pojE,
Интегрируя уравнение (38)
у а
р2
находим
f „ РО Va
(40)
где С — постоянная интегрирования.
При условии р=р0 справедливо равенство
и, следовательно
Ро^.
(41)
32
В качестве примера рассмотрим влияние упругости рабочей среды
на жесткость гидравлического силового цилиндра, заполненного смесью
масла с воздухом. Допуская, что ро/Е величина небольшая и что
можно написать
а
£о
Р
(42)
а
а
где L — длина столба жидкости (осевая длина внутренней полости цилиндра)
при атмосферном давлении;
х —смещение (просадка) поршня цилиндра под действием нагрузки,
обусловленное сжатием масляно-воздушной смеси;
Д —площадь поперечного сечения столба жидкости в цилиндре, т. е.
площадь живого сечения последнего.
1,00
0,75
0,50
0,25
О 50 ЮО 150 200 250
Давление в кг/см2
№ кри- вой Va °/о воз- духа
1 оо 0
_2_ 100 1
3 20 5
4 10 10
5 _л_ 100
О 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
gДавление в кг /ем 2
Фиг. 13. Характеристики упругости масляно-воздушной смеси (а),
силового цилиндра (б) и трубопровода (в).
На фиг. 13, а и б показаны графики, построенные по приведенным
уравнениям для жидкости с модулем упругости £=14 000 кг!см2. Как
видно из графиков, при давлениях смеси масла с воздухом выше
100 кг) см2 наличие воздуха в масле не. имеет большого значения, тогда
как до давления 100 кг!см2 модуль упругости смеси будет в значитель-
ной степени зависеть от количества воздуха.
Понижение модуля при увеличении количества воздуха, естест-
венно, понизит жесткость силового цилиндра. Выразив эту жесткость
dF г?
отношением —-—, где г —усилие, развиваемое цилиндром, и х — сме-
щение (просадка) его поршня под действием нагрузки, обусловленное
сжимаемостью смеси жидкости с воздухом, получим для случая смеси
масло-воздух.
dF___ «2 dp _Е' А
dx dV L
Уравнение (42) показывает, что выражение для определения жест-
кости цилиндра содержит значение L, равное, высоте столба смеси
масло-воздух при давлении р0, а следовательно, эта жесткость зависит
от объема смеси, заключенного в цилиндре, при атмосферном давлении.
3 1246 33
рбозначив через z ход поршня цилиндра в направлении, противо-
положном действию нагрузки, уравнение (42) можно представить в
виде
(43)
Применяя уравнение (40) для отношения Ef/Е, находим, что жест-
‘кость рассматриваемого цилиндра равна
Ро иа Р
(44)
Указанный анализ произведен в предположении, что относительное
количество воздуха, находящегося в суспензии с жидкостью, не изме-
няется с изменением давления, т. е. воздух в это время не растворяется
в жидкости. Очевидно, это допущение справедливо лишь для случая,
когда изменение давления происходит мгновенно. В действительности
при изменении давления происходит растворение и выделение воздуха,
ввиду чего сжатие и расширение суспензии воздуха не будет подчи-
няться закону изотермического сжатия = const (см. стр. 28).
Необходимо отметить, что на работу гидросистемы также влияет
упругость трубопроводов и других компонентов. Это влияние аналогич-
но рассмотренному выше влиянию упругости жидкости. Емкость гид-
равлической системы при увеличении давления увеличивается на ве-
личину расширения трубопроводов, а также рабочего цилиндра и аг-
регатов. Очевидно, что из всех компонентов гидросистемы в этом отно-
шении наибольшее влияние оказывает упругость трубопроводов.
Относительное увеличение площади поперечного сечения А/ тон-
костенной трубы с сечением f можно выразить уравнением
(45)
где Др —избыточное давление внутри трубы в кг/см2;
d и б — соответственно диаметр и толщина стенки трубы в см]
Е~модуль упругости материала стенки трубы, который для сталь-
ных труб можно принять равным 2,1-106 кг/см2 и для медных
труб (1,1--^-1,3) 106 кг/см2.
Для иллюстрации последней зависимости на фиг. 13, в приведена
кривая, характеризующая приращение объема стальной трубы длиной
10 м и диаметром 13X10 мм в зависимости от давления жидкости.
Попадание воздуха в гидравличе с к у ю систему.
Основной причиной попадания воздуха в гидравлическую систему яв-
ляется негерметичность маслопроводной сети в местах с давлением
ниже атмосферного и в первую очередь негерметичность всасывающей
линии насоса. Кроме того, растворенный воздух выделяется из жид-
кости в местах пониженного давления. В частности, пузырьки растворен-
ного воздуха выделяются из масла при проходе его через местные со-
противления, в которых увеличение скорости жидкости вызывает пони-
жение давления.
Практика показывает, что отделение воздуха, находящегося в сус-
пензии с маслом, представляет большие трудности, ввиду чего необхо-
димо в первую очередь уменьшать возможность попадания его в си-
стему.
34
Приемлемым для практики средством отделения воздуха является’
сепарирование масла за счет центробежного эффекта, получаемого при
направлении струи масляно-воздушной смеси, отводимой в цилиндриче-
ский бак по касательной к внутренней цилиндрической его поверхности.
Более совершенные, но сложные методы, как сепарирование масла ме->
ханическими центрифугами и др., в рассматриваемых самолетных гидро-
системах применения не нашли.
Для облегчения отделения воздуха ввод масла в бак не следует
располагать в верхней его части с направлением струи вниз, так как
движение масла вниз будет затруднять подъем пузырьков вверх. Чтобы
в системе не образовывались воздушные карманы, рекомендуется при-
менять автоматическое дренажирование и спускные пробки.
5 систему
4
Фиг. 14. Схемы баков с разделительным поршнем.
Необходимо также следить за сохранением требуемого уровня
жидкости в баке, так как понижение его вызовет интенсивную цирку-
ляцию масла, которая затрудняет отделение пузырьков и, кроме того,
способствует дополнительному выделению воздуха из раствора вслед-
ствие местных понижений давления ввиду завихрений и может при-
вести к попаданию воздуха в масло извне. По этой же причине отводи-
мое в бак масло не должно вызывать возмущения свободной его по-
верхности и интенсивной циркуляции.
Не следует допускать контакта жидкости с воздухом или газом,
находящимся под избыточным давлением. Такой контакт наблюдается
при наддуве жидкостных баков воздухом или газом, применяемом в
гидросистемах высотных самолетов, а также при использовании избы-
точного давления в баке (3—5 кг)см2) как основной или вспомогатель-
ной силы для перемещения поршней насосов.
Чтобы не произошло указанного контакта, следует применять баки,
в которых жидкость и воздух были бы разделены специальными уст-
ройствами — резиновыми мембранами или f поршнями, аналогичными
применяемым в пневмогидравлических аккумуляторах. Для этой же
цели применяют цилиндрические баки с пружинным подпором
фиг. 14, а) или с дифференциальным поршнем (фиг. 14,6). В этом слу-
3* 35
чае давление подпора создается давлением жидкости, подводимой от на-
гнетательной полости насоса в полость цилиндра малого сечения; вели-
чина давления подпора определяется соотношением площадей диффе-
ренциального поршня. Для удаления воздуха из бака в верхней его точ-
ке установлен спускной вентиль. Преимущество этих баков заключается
также в том, что они допускают перевернутый полет самолета.
Этим требованиям также удовлетворяют упругие резиновые баки,
из которых при заполнении их жидкостью полностью удаляется воз-
дух; необходимое давление подпора жидкости достигается в них вслед-
ствие растяжения упругой оболочки бака.
Применение синтетических жидкостей
В связи с расширением температурного диапазона, в котором при-
ходится работать самолетным гидросистемам, а также с повышением
рабочих давлений минеральные масла и их смеси, применяемые в на-
стоящее время в гидросистемах, часто не удовлетворяют новым требо-
ваниям. Опыт показывает, что эти жидкости пригодны для работы в ус-
ловиях температур не выше 150° С даже при ограничении срока служ-
бы. Однако и при этой температуре резко увеличивается интенсивность
их окисления, ввиду чего практическим пределом для них является тем-
пература 120° С. Эту температуру можно повысить до 1804-200° С,
применив в системах инертные газы.
Повышение температуры сопровождается также повышением дав-
ления насыщенных паров жидкости, что приводит к возникновению ка-
витационного режима работы насоса. Ввиду этого для работы в усло-
виях высоких температур (250° С и выше) можно применять лишь
специальные жидкости, в частности на кремний-органической основе.
Практика показала, что из существующих жидкостей этого типа
наилучшей является полисилоксановая жидкость, которая имеет высо-
кие температурно-вязкостные характеристики и отличается механиче-
ской прочностью, а также устойчивостью против окисления. Кроме
того, эта жидкость является огнестойкой и локализует распространение
огня.
Ниже приведейы вязкостные характеристики одной из марок этой
жидкости \
Температура в °C 100 55 38 —18 —29 —10
Вязкость в cent 26—30 52—56 68-74 259-275 385—390 600—610
Полисилоксановые жидкости отличаются стабильностью вязкостных
характеристик по времени работы. Испытания показали, что вязкость
такой жидкости после 500 час. работы при давлении 150 кг!см2 и тем-
пературе 60° С уменьшилась всего на 2%, тогда как вязкость масляной
гидросмеси при работе в этих же условиях понизилась на 50%.
На кремнийорганической основе можно получить также менее вяз-
кие жидкости: имеются жидкости этого типа, вязкость которых при тем-
пературе 100° С составляет 18 сст, а при —40° С 360 сст.
Влияние полисилоксановых жидкостей на мате-
риал уплотнительных устройств и износ деталей.
Полисилоксановые жидкости растворяют все существующие пластифи-
каторы синтетических каучуков. Поэтому уплотнительные кольца, из-
готовленные из них, становятся хрупкими и растрескиваются, в резуль-
тате чего гидроагрегаты неизбежно теряют герметичность. При этом на
1 Transactions of the American Society of Mechanical Engineering, May, N 4, 1946.
36
указанный процесс сильное влияние оказывает температура: если при
60° С резиновые кольца потеряли эластичность и затвердели после
500 час. работы, то при 82° С то же произошло после 24 час. работы.
Ввиду этого пластификатором каучуков при применении синтетиче-
ских жидкостей служат материалы, не растворимые в них. Таким ма-
териалом часто являются полисилоксановые жидкости. Эти жидкости
обладают также плохими смазывающими свойствами. Ввиду этого мно-
гие применяемые материалы, из которых изготовляются скользящие
пары гидроагрегатов, практически не пригодны для работы с указанной
жидкостью. В частности, совершенно неудовлетворительно работают
в полисилок^ановой жидкости скользящие пары из стали, а также пары,
одна деталь которой изготовлена из стали, а другая — из чугуна.
Испытания на этой жидкости аксиально-поршневого насоса (см.
фиг. 59) показывают, что насос после 65 час. непрерывной работы при
давлении 150 кг!см2 и температуре 60° С полностью выходит из строя
(разрушается), тогда как за 500 час. работы на минеральном масле
каких-либо изменений в характеристиках насоса не происходит. При
использовании полисилоксановой жидкости насос разрушился вслед-
ствие заедания поверхностей скольжения стальных шарнирных соеди-
нений, в результате чего произошла их поломка. Однако опытами уста-
новлено, что скользящая пара из твердой стали и мягкой бронзы менее
подвергается износу при работе на этой жидкости, чем на минераль-
ном масле.
В указанном насосе одна стальная деталь трущейся пары (шарни-
ров) была заменена бронзовой, после чего насос успешно проработал
в тех же условиях 650 час. без ухудшения характеристик и без за-
метного износа деталей. Одновременно установлено, что при использо-
вании этих жидкостей ухудшения в работе пар с движением качения не
наблюдается.
Вследствие указанных особенностей практические данные накоп-
ленного опыта по скользящим парам, которые применяются в системах,
работающих на минеральных маслах, нельзя распространять на рас-
сматриваемые жидкости.
Следует также отметить, что полисилоксановые жидкости обла-
дают высокой текучестью, усложняющей герметизацию гидроагрегатов.
При использовании этих жидкостей практически невозможно гермети-
зировать без специального уплотнения стык двух металлических по-
верхностей. В частности, трудно обеспечить герметичность различных
клапанов, если в них применена обычная посадка стального клапана на
стальное седло без дополнительных мягких уплотнителей.
СКОРОСТЬ ПЕРЕДАЧИ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ИМПУЛЬСА
Важное значение для самолетных гидравлических систем, отли-
чающихся относительно большой протяженностью трубопроводов, име-
ет скорость передачи гидравлического импульса, от которой зависит
время запаздывания действия исполнительных гидравлических меха-
низмов. Следует указать, что в некоторых случаях требуется, чтобы за-
паздывание по времени начала реакции исполнительного механизма
от подачи командного импульса не превышало 0,02^-0,05 сек. В част-
ности, подобные требования предъявляются к гидравлическим устройст-
вам, предназначенным для парирования порывов ветра,, действующих
в воздухе на самолет.
Минимальное запаздывание исполнительного органа в основном
зависит от скорости распространения давления по трубопроводам, за-
полненным жидкостью.
Основоположник отечественной авиации Н. Е. Жуковский еще
в 1899 г. установил, что скорость передачи гидравлического импульса
37
по трубе, заполненной водой, равна скорости звука в этой среде. Для
вычисления скорости распространения гидравлического импульса (уда-
ра) им была предложена следующая формула:
(46)
где а— скорость распространения импульса в см/сек; 4
Е —модуль упругости материала трубы в кг/см2;
К~ объемный модуль упругости жидкости в кг 1см2;
S —толщина стенки трубы в см;
р —плотность жидкости в кг* сек2/см*;
d — трубы в см.
Приведенная формула дает некоторую погрешность в случае жид-
костей высоких вязкостей и труб малых диаметров.
Испытания показывают, что для деаэрированного масла скорость
передачи импульса практически не зависит от давления жидкости в
трубопроводе. Так, например, для медной трубки размером 4X6 мм
передача импульса на расстояние 20 м через масло с вязкостью
v = 20 сст происходила независимо от давления за 0,018—0,02 сек., что
соответствует скорости 970—1100 м/сек, причем скорость при этой, и
меньших вязкостях зависит от диаметра трубы незначительно, изме-
няясь для диаметров от 4 до 13 мм в пределах ^10%.
При более высоких вязкостях скорость передачи импульса с умень-
шением диаметра трубы заметно уменьшается. При вязкости v = 660cct
скорость уменьшилась с 1000 до 740 м/сек соответственно уменьшению
диаметра медной трубы с 15X13 до 5X4 мм.
Гидравлический удар
В случае мгновенного перекрытия трубопровода, в котором дви-
жется жидкость, возникает резкое повышение давления, называемое
гидравлическим ударом. Гидравлический удар при известных условиях
может достигнуть разрушительной для гидросистемы величины. Ввиду
этого данный вопрос представляет практический интерес, так как не-
редко наблюдаются случаи разрушения самолетных трубопроводов
при рабочих давлениях жидкости, которые не достигают величин, спо-
собных разрушить трубопровод в статических условиях.
Повышение давления при гидравлическом ударе может вызвать
также нежелательное срабатывание различных агрегатов и разрушение
приборов. Так, в практике нередко наблюдаются случаи частотных
срабатываний клапанов разгрузки насосов (см. далее фиг. 97), гидрав-
лических замков и реле и др.
На фиг. 15, а изображена осциллограмма колебания давления жид-
кости в силовом цилиндре гидросистемы, питаемой от пневмогидравли-
ческого аккумулятора, при мгновенном перекрытии трубопровода
слива. Из осциллограммы видно, что давление в начале движения
поршня цилиндра равно ~60 кг/см2, что соответствует давлению в ак-
кумуляторе. В точке А поршень цилиндра мгновенным перекрытием
трубопровода, по которому вытеснялась жидкость из полости цилиндра,
был остановлен. Поскольку до этого жидкость приобрела соответст-
вующий запас кинетической энергии, которая при остановке поршня
обратилась в энергию сжатия, развилось мгновенное повышение дав-
ления типа гидравлического удара. При этом давление у входа в ци-
линдр мгновенно, за ~0,025 сек., возрастает до кг/см2 и затем резко
(в течение ~0,01 сек.) понижается до нуля, далее затухающе колеб-
лется и через 0,3 сек. устанавливается на уровне давления в аккумуля-
38
торе. Следует иметь в виду, что действие гидравлического удара было
несколько сглажено демпфирующим действием жидкости, заполняю-
щей цилиндр.
Подобные удары вызывают разрушение труб, статическое разру-
шающее давление для которых равно 5004-600 кг/Ъи2. Очевидно, что
такое разрушение является в основном результатом резкого нарастания
давления, которое обычно происходит за 0,014-0,02 сек. В этом случае
даже при относительно невысоких давлениях, развивающихся в системе,
создаются тяжелые условия работы трубы под ударной нагрузкой.
На фиг. 15, б представлена кривая давления на выходе из указан-
ного цилиндра (перед краном). Она показывает, что как по мгновен-
ности нарастания (0,008 сек.), так и по абсолютной величине пика
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5
Фиг. 15. Графики колебаний давления,
ч
/
и
э
давления, равного 170 кг/ои2, условия на выходе из цилиндра являются
более тяжелыми, чем на входе в него. Это объясняется тем, что к гид-
равлическому удару добавились силы инерции движущегося поршня.
Горизонтальный участок кривой, соответствующий давлению 15 кг/см2,
характеризует давление в сливной магистрали вследствие сопротивле-
ния трубопровода.
Аналогичные результаты были получены при мгновенном соедине-
нии с помощью электромагнитного крана b трубопровода, заполнен-
ного жидкостью при нулевом давлении, с источником питания (акку-
мулятором а) давлением 210 кг!см2 (см. фиг. 15, в). При этом давле-
ние в трубопроводе повысилось за ~0,04 сек. с нулевого значения до
~400 кг/см2.
Время 6 сек
Время 8 сек
0 0,04 0,08 0,12 0,16
Гидродинамическое давление струи жидкости
г
Практический интерес может представлять величина силы давления
струи на неподвижную, расположенную перпендикулярно струе, пло-
скость (стенку). Для установившегося движения эта сила равна
Р= Mu = pvu?=puQ,
(47)
где М — секундная масса жидкости;
и — скорость движения жидкости;
со — сечение струи;
р — плотность жидкости;
Q — секундный расход жидкости.
При ином угле установки стенки или другой ее форме в формулу
вводится практический'поправочный коэффициент.
С9
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ПО ГИДРАВЛИКЕ ТРУБОПРОВОДОВ
Течение всех реальных жидкостей по трубопроводам и различным
каналам гидравлических агрегатов сопровождается потерями напора
на преодоление сопротивлений, причем величина этих потерь зависит
ст характера движения жидкости.
Различают два вида движения жидкости: ламинарное и турбу-
лентное. При ламинарном (слоистом) движении частицы жидкости пе-
ремещаются параллельно оси канала, не перемешиваясь. Турбулентное
движение характеризуется тем, что при движении частиц вдоль
оси происходят пульсации скорости в поперечном направлении и траек-
тории представляют собой сложные кривые.
Переход от ламинарного к турбулентному потоку наступает при
определенных условиях, характеризуемых некоторым безразмерным
параметром, значение которого зависит от размера трубопровода, а
также от скорости и вязкости жидкости. Указанная безразмерная ве-
личина получила название числа Рейнольдса, выражение которого
в применении к движению жидкости в круглых трубах имеет вид
Re = —, (48)
где Re — число Рейнольдса;
и — средняя скорость движения жидкости в секунду;
v — коэффициент кинематической вязкости;
d — внутренний диаметр трубопровода.
Опытами доказано, что при равных числах Рейнольдса потоки
жидкости будут подобными независимо от того, с какой жидкостью про-
ведены эксперименты. Эти опыты показали, что ламинарному режиму
течения жидкости по металлическим цилиндрическим трубам соответ-
ствуют числа Рейнольдса Re<22004-2300, а турбулентной форме —
Re ^22004-2300 Ч
Следует отметить, что если устранить возмущения, способствующие
возникновению турбулентности, поток может сохраниться ламинарным
до более высоких чисел Рейнольдса, однако при расчетах сопротивления
течению жидкости исходят из приведенных выше минимальных (крити-
ческих) значений Re.
Из приведенного выше выражения (48) видно, что ламинарное те-
чение при нормальных условиях соответствует малым диаметрам, ма-
лым скоростям и высоким вязкостям жидкости. Эти условия преобла-
дают в самолетных гидросистемах, в которых при трубах с внутренни-
ми диаметрами от 8 до 12 мм и вязкостях жидкости v =
= (154-20) • 10~6 м!сек? (при температуре / = 20° С) скорости течения
обычно не превышают 24-3^ м(сек для всасывающих и 44-6 м!сек для
нагнетательных и сливЯых^’лйний.
Закон, которому подчинено внутреннее трение жидкости, выра-
жается для плоскопараллельного течения следующим дифференциаль-
ным уравнением (Ньютона):
du
(49)
где т —сила трения (напряжение), отнесенная к единице площади тру-
щихся поверхностей;
и— скорость произвольного слоя жидкости;
j/ —координата этого слоя, измеренная по нормали к оси потока;
du
-----градиент скорости жидкости вдоль нормали к оси потока;
dy
I» — коэффициент абсолютной вязкости жидкости.
1 Френкель Н, 3., Гидравлика, Госэнергоиздат, 1956.
40
Пользуясь этим законом, можно вычислить распределение ско-
рости слоев жидкости в трубе при ламинарном движении жидкости и
найти падение давления р в круглой трубе при этом движении:
л=»32^
(50}
где L — длина отрезка трубы;
d — внутренний диаметр трубы;
и —средняя по сечению трубы скорость движения жидкости.
Так как средняя скорость равна
« = ——
nd2
TO
128[хЛ
itd4
(51)
где
где
ц—-расход жидкости.
Заменяя в формулах (50) и (51)
Р = 1Г[ И |1~ур,
Л —потери напора в метрах столба данной жидкости;
р — плотность жидкости;
v — коэффициент кинематической вязкости,
получим
gd2
(52}
и
А=128-^
vgd4
Формулу (52) легко привести к виду
, s L и?
(53)-
(54)
где к — коэффициент сопротивления трения, равный для ламинарного те-
чения (кривая а, фиг. 16)
Re
Однако при практических расчетах труб значение X следует прини-
мать несколько большим:
(55>
Re
(56)
Такое превышение практического коэффициента по сравнению с
теоретическим [см. формулу (55)] в основном вызывается сужением и
прочими искажениями сечения трубы, а также охлаждением наружных
слоев жидкости, соприкасающихся со стенками трубы, что приводит
к местному увеличению вязкости и как следствие этого — к повышению
сопротивления. Учитывая эту поправку, выражение (51) для вычисления
потерь напора при ламинарном течении жидкости через реальный тру-
бопровод можно написать в виде
P = ^-7Q- (57)
Tzd4g
41
Для турбулентного течения жидкости потери напора вычисляются
по формуле (54). Коэффициент сопротивления X для гидравлически
гладких труб (2300<^Re<80 ООО) можно вычислить для этого случая
по формуле
k=0,3164Re-°’25. (58)
Экспериментами установлено, что сопротивление трубы при турбу-
лентном течении в области развитой турбулентности, т. е. при Re^>80 000,
зависит от относительной шероховатости поверхности стенок, под кото-
рой понимается величина шероховатости k, отнесенная к радиусу трубы
г (фиг. 16). В гидравлически гладких трубах (кривая Ь) шерохова-
tg (100 л)
труб
различной шерохова-
сопротивления
Рейнольдса.
Фиг. 16. Кривые зависимости коэффициента
тости от числа
тость трубы практически не оказывает влияния на коэффициент тре-
ния Z. Это объясняется тем, что у стенок трубы всегда имеется гранич-
ный ламинарный слой, и пока выступы на поверхности трубы (шерохо-
ватости) лежат в этом слое, труба будет иметь характеристику гладкой
трубы; подобная труба называется гидравлически гладкой. С возраста-
нием числа Рейнольдса толщина этого слоя уменьшается, в результате
чего все большее количество выступов начинает проникать сквозь гра-
ничный слой и вследствие этого шероховатость трубы будет сказываться
на коэффициенте сопротивления.
Указанными экспериментами также установлено, что при числах
Рейнольдса ~80 ООО и выше коэффициент сопротивления % становится
независимым от числа Рейнольдса и является функцией лишь одной
шероховатости k. Этот коэффициент для данного случая можно вычис-
лить по формуле
(59)
4
Следовательно, изменение вязкости жидкости при этих числах Рей-
нольдса не будет влиять на величину потери энергии, которая зависит
только от скорости потока жидкости. Очевидно, что для рассматривае-
мого случая применения гидравлики столь большие числа Рейнольдса
и величина шероховатости труб интереса не представляют, так как в
самолетных гидросистемах применяют трубы, которые практически
можно считать гидравлически гладкими. Абсолютная шероховатость
авиационных цельнотянутых труб из алюминия, латуни и меди колеб-
лется в пределах 0,01—0,05 мм и цельнотянутых труб из стали — от
0,05 до 0,08 мм.
При течении жидкости в закруглениях (отводах) труб происходят
также некоторые потери энергии вследствие нарушения параболиче-
ского характера скоростного поля и ввиду изменения направления (по-
ворота) движущейся жидкости. Однако влияние сопротивления,
обусловливаемого указанными причинами, при относительно небольших
числах Рейнольдса ничтожно по сравнению с сопротивлением, завися-
щим от вязкости жидкости. При небольших числах Рейнольдса (от 240
до 1640) коэффициент сопротивления в аккуратно изогнутой трубе (угол
изгиба трубы а = 90° при отношении длины изогнутого участка трубы
к диаметру трубы L/d=ty оказался равным коэффициенту сопротивле-
ния в прямолинейной трубе, т. е.
Для изгибов, выполненных неаккуратно, с вмятинами в месте из-
гиба размером до 104-20% диаметра трубы, коэффициент сопротивле-
ния составляет
82
Re
(60)
и при большом смятии трубы (40—50% диаметра трубы) возрастает
до
150
Re ’
(61)
Испытания прямолинейных отрезков шлангов длиной 3004-500 мм
со стандартными наконечниками показывают, что коэффициент сопро-
тивления для различных типов шлангов с разными диаметрами колеб-
лется в пределах
75 85
, *
Re ’ Re
(62)
В гибких шлангах ламинарный поток из-за большего, чем в жестких
металлических трубах, возмущения сохраняется лишь до числа Рей-
нольдса Re^l600.
При уменьшении радиуса изгиба шланга коэффициент сопротивле-
ния увеличивается. Так, испытания гибких шлангов для труб размером
22X20 и 12X10 мм показали, что коэффициент сопротивления при ма-
лых радиусах изгиба (поворота) шланга увеличивается до
108
; ==»---.
Re
(63)
Основной причиной такого увеличения коэффициента X следует счи-
тать уменьшение сечения шланга при изгибе, неизбежно приводящее
к смятию шланга в месте и^иба.
43
Местные потери напора жидкости
Самолетные гидравлические системы оснащены большим количе-
ством агрегатов, создающим местные сопротивления течению жидкости,
потери напора в которых обусловлены в основном резкой деформацией
потока.
Теоретическая скорость итеор истечения идеальной жидкости из ре-
зервуара вычисляется по уравнению Торричелли:
«Teop = /2g//,
(64}
где //—высота столба жидкости.
Скорость истечения реальной жидкости с учетом гидравлического
сопротивления будет меньше теоретической и может быть вычислена
по выражению
u = cp]/2g7/, или u = (65)
где ф — коэффициент скорости, учитывающий сопротивление кромки и
неравномерность поля скоростей;
Н — потеря напора; Н = р[Ч.
Расход жидкости Q определится как произведение скорости на по-
перечное сечение струи:
Q-«/с>
где fc — площадь поперечного сечения струи жидкости.
Так как жидкость подходит к отверстию со всех сторон, в плоско-
сти отверстия частицы движутся по криволинейным траекториям,,
вследствие чего струя при истечении из отверстия получает сжатие на
некотором расстоянии от отверстия, в результате которого площадь ее
в узком сечении будет меньше площади сечения отверстий. Указанное
сжатие струи является важнейшей особенностью, характеризующей
истечение (расход) жидкости из отверстия в тонкой стенке.
На величину сжатия струи оказывает влияние форма отверстия и
характер его кромок, близость отверстия к смежным стенкам резер-
вуара, число Рейнольдса и ряд других факторов. Однако для случаен
истечения маловязкой жидкости из круглых отверстий малых сечений
сжатие струи можно в большинстве случаев принять постоянным и рав-
ным
dc = 0,8rf,
где de, и d — соответственно диаметры сжатого сечения струи и отвер-
стия.
Отношение площадей сечения струи и отверстия принято называть
коэффициентом сжатия и обозначать
в = /с/Л
где fc. и f — площади поперечных сечений соответственно струи жидко-
сти в сжатом сечении и отверстия.
На основании приведенного выражение, для расхода жидкости че-
рез отверстие в тонкой стенке можно представить в виде
Q = w/c = AsV2gH.
Произведение коэффициентов скорости и сжатия струи называется
коэффициентом расхода и обозначается ц = ф8.
В соответствии с этим приведенное выше выражение для расхода
жидкости через отверстие в тонкой стенке примет вид
Q=H//2g//,
или
(66)
44
Под тонкой стенкой понимается такая стенка, при которой выте-
кающая струя соприкасается лишь с кромкой отверстия, обращенной
внутрь сосуда, и не касается боковой поверхности отверстия. В дейст-
вительности это происходит при толщине стенки, не превышающей
размера диаметра отверстия. Толщину стенки отверстия можно умень-
шить до любой малой величины путем выполнения острой или притуп-
ленной кромки (см. фиг. 188, виз).
Для маловязкой жидкости величина коэффициента расхода ц зави-
сит главным образом от сжатия струи и лишь в незначительной сте-
пени от гидравлического сопротивления. Так, например, для случая
истечения воды через круглое отверстие в тонкой стенке среднее зна-
чение коэффициента скорости, характеризующее гидравлическое сопро-
тивление, можно принять равным ф = 0,97, тогда как коэффициент все-
стороннего (совершенного) сжатия струи равен е== 0,64; коэффициент
расхода для этого случая равен ц=0,625.
В машиностроительной практике наблюдаются случаи, когда на
формирование струи оказывает влияние близость боковых (смежных)
стенок, которые частично направляют движение жидкости при подходе
ее к отверстию, благодаря чему струя по выходе из отверстия сжи-
мается в меньшей степени, чем при истечении из резервуара неограни-
ченных размеров.
В результате уменьшения сжатия струи уменьшается коэффициент е,
а следовательно, повышается и коэффициент расхода ц, ввиду чего
величина последнего для дроссельных шайб (диафрагм), установленных
в трубопроводах, обычно превышает приведенную выше расчетную.
В действительности при истечении маловязких жидкостей через
круглое отверстие, расположенное в центре торцов стенки, коэффициент
сжатия 8i можно вычислить из следующей эмпирической зависимости:
где п==-—---отношение площади отверстия / к площади /т попереч-
/т
ного сечения трубопровода (резервуара);
8 — коэффициент сжатия при полном (совершенном) сжатии;
8 = 0,64.
Величины рассматриваемых коэффициентов практически не зави-
сят от того, происходит ли истечение из отверстия в атмосферу (неза-
топленное отверстие) или в пространство, заполненное жидкостью (за-
топленное отверстие). Таким образом, как в первом, так и во втором
случае коэффициенты сжатия 8 и расхода ц можно считать по величине
одинаковыми. Следовательно, имеем те же расчетные формулы; в этом
случае напор представляет собой разность гидростатических напоров
по обе стороны стенки.
Поскольку коэффициент сжатия струи, который в основном опреде-
ляет величину коэффициента расхода, зависит от вязкости жидкости
незначительно, приведенное выше значение коэффициента расхода
11=0,624-0,625 можно считать справедливым также и для применяе-
мых в гидравлических системах минеральных масел (влиянием числа
Рейнольдса также пренебрегаем).
Для небольших квадратных и прямоугольных отверстий величины
коэффициентов ср и 8 можно принять такими же, как и для круглых от-
верстий.
Истечение через насадки. При истечении жидкости через
внешний цилиндрический насадок, под которым понимается короткая
трубка длиной, равной нескольким диаметрам его отверстия [/= (34-4) d\,
без закругления входной кромки, или через отверстие, выполненное
45
в стенке корпуса гидроагрегата соответствующей толщины, расход
жидкости получается больше, чем при истечении через отверстие в тон-
кой стенке. Это обусловлено тем, что сжатие струи на выходе из на-
садка отсутствует. Однако при этом скорость потока жидкости не-
сколько меньше вследствие большего вязкостного сопротивления, а
следовательно, сопротивление и расход жидкости сильно зависят от
температуры жидкости.
Так как на выходе из насадка диаметр струи равен диаметру от-
верстия, то ц = ф. Значения этих коэффициентов в случае маловязких
жидкостей можно принимать равными ц = ф = 0,82.
Внешний цилиндрический насадок (или соответственно отверстие
в стенке корпуса гидроагрегата) может быть улучшен путем закругле-
ния входной кромки, причем с увеличением закругления коэффициент
расхода повышается и уменьшается коэффициент сопротивления.
В пределе, когда радиус кривизны входной кромки равен толщине
стенки, цилиндрический насадок превращается в коноидальный наса-
док (сопло), коэффициент расхода которого благодаря весьма малым
потерям и отсутствию сжатия струи на выходе из насадка близок к еди-
нице; кроме того, подобный насадок обеспечивает устойчивый режим
истечения жидкости и правильную форму ее струи.
Значения рассматриваемых коэффициентов в случае плавного за-
кругления входных кромок можно принимать в зависимости от Re
равными: |х = ф=0,99-4-0,96; большим числам Re соответствуют малые
значения коэффициента расхода и наоборот.
Расчет м естных потер ь напора. Потери напора при
течении реальной жидкости через различные местные сопротивления,
в которых поток получает резкую деформацию (изменение формы),
вычисляются по формуле
Н
л м *
н2
2^
или Дрм = С
(67)
где £ — коэффициент местного сопротивления, зависящий от вида по-
следНего; значение его определяют опытным путем, вычисляя по
данным измерения величин Нм или Арм‘
г_2^ом_ 2gHup
ч.. •— >
Q2
ИЛИ
г == 2g яв_ 2g Дрм/2 в / £ о у
~~ «2-Г “ Q2 ’ 17
и и f — соответственно средняя скорость течения жидкости и площадь
маслопровода за рассматриваемым сопротивлением.
Строго говоря, значение коэффициента £ зависит также и от Re,
однако в практических расчетах этой зависимостью обычно пренебре-
гают, принимая величину £ для данного местного сопротивления по-
стоянной независимо от значения Re, что позволяет считать потерю
напора от местного сопротивления пропорциональной квадрату сред-
ней скорости жидкости на входе в рассматриваемое сопротивление.
Ниже приводятся значения коэффициента £ для местных сопротив-
лений, применяемых в самолетных гидросистемах, и условий их работы
(скоростей и вязкостей жидкостей):
1) для вентилей:
а) ось прохода, по которому движется жидкость, меняет свое на-
правление под углом 90°: .
£в = 2,5-г-3,
46
б) ось прохода не меняет своего направления или меняет на не-
большой угол:
£в=0,5— 1;
2) для распределительных золотников в зависимости от характера
движения и количества поворотов потока жидкости
Сз=2—4;
3) для распределительных и обратных (запорных) клапанов (без
учета усилия пружины)
£к = 2—3-
4) для самозапирающихся соединений (муфт) -(см. фиг. 207)
См= 1-4-1,5;
5) при внезапном расширении трубопроводов, аналогичном расши-
рению при вводе жидкости в силовые цилиндры, аккумуляторы, филь-
тры И др.,
£Р=0,8—0,9.
Потерю напора (давления) для этого случая можно также вычис-
лить из выражения
А = или (69)
2^
где Uj и и2 — скорости жидкости до и после расширения;
6) при внезапном сужении трубопровода этого же типа (в расче-
тах принимается скорость жидкости в трубе малого сечения)
где F и f — площади сечений трубопровода соответственно до сужения
и в месте сужения;
7) при входе жидкости из резервуара (бака) в трубу (при острых
кромках и трубе, заделанной заподлицо со стенкой резервуара)
Ст=0,5.
Если труба заделана не заподлицо, а вдвинута внутрь резервуара,
то
Ст = 0,75-1;
потери при выходе жидкости из трубы в резервуар (бак) опреде-
ляются из выражения
где и — средняя скорость жидкости в трубе;
8) для штуцеров, присоединяющих трубы к агрегатам, и переход-
ников, соединяющих отрезки труб (фиг. 304 и 305),
Сш=0, 1—0,15;
9) для плавных колен (отводов) под углом 90° при распространен-
ном минимальном радиусе изгиба, равном 3—5 диаметра трубы,
Ск=0,12-4-0,15;
10) для поворотных сверленых или штампованных угольников под
прямым углом
Сп=2;
47
11) для прямоугольных тройников с разделением и соединением
потоков;
а) при отводе потока под углом 90° (фиг. 17, а)
?от=0,9-т-1,2.
При этом коэффициент сопротивления для транзитного потока
£Тр==0,1 -т-0,2;
б) при разделении потока по схеме фиг. 17,6
$раз= 1 1,5;
в) при соединении потоков по схеме фиг. 17, в
£соед = 2-i~2,5;
г) при отводе потоков в случае соединения их по- схеме фиг. 17, г
U = 0,5ч-0,6.
Коэффициент сопротивления для суммарного транзитного потока,
движущегося в том же направлении, в каком и суммарный, составляет
^сум^ 0,35—0,45.
Приведенные практические данные можно применять лишь для
приближенных расчетов гидросистемы. Для точных расчетов требуются
дополнительные испытания конкретных сопротивлений в реальных усло-
виях их работы.
Для оценки местных потерь напора часто применяют метод экви-
валентных трубопроводов. Под эквивалентным понимают трубопровод
такой длины, потеря напора в котором при том же расходе равна потере
напора в данном местном сопротивлении.
Исходя из этого можно, пользуясь формулами (54) и (67),
написать
r w2 Л L и-
(,--= К------— .
2? d 2g
Отсюда коэффициент местного сопротивления
Г . L 64 £
С, = Л-—--------
d Re d
ИЛИ
L^d— = d^ — . (70)
X 64
Рассчитывая заранее для каждого местного сопротивления длину
трубы Л, эквивалентную по величине потери напора этому сопротивле-
нию, и увеличивая на указанную длину расчетную длину трубопрово-
дов, можно при расчетах применять общую формулу (54).
Для удобства преобразуем формулу (70):
(71)
d Л 64 ' '
Ниже приведены значения эквивалентных относительных длин тру-
бопровода для некоторых, распространенных местных сопротивлений
самолетных гидросистем, вычисленные по данным опытов1. Следует иметь
в виду, что приводимые величины Lid включают также и потерю на тре-
ние по длине рассматриваемого сопротивления, поэтому при расчете
потерь на трение эту длину исключают из общей длины маслопровода.
Для вычисления длины трубопровода, эквивалентной данному местному
сопротивлению, приведенные значения L/d необходимо умножить на
диаметр соответствующего трубопровода.
1 Прокофьев В. Н., Автомобильные гидропередачи, Машгиз, 1948.
48
Величина Lfd для типового самозапирающегося клапанного соеди-
нения (см. фиг. 207) колеблется в пределах 20—25, а для распредели-
тельных золотников (см. фиг. 132) при максимальном смещении плун-
жеров — в пределах 33—59.
Для стандартного поворотного угольника (см. фиг. 17, д) значе-
ние Lfd при Re=334-230 изменялось от 39 до 45. В испытанном уголь-
нике площадь сечения двух пропу-
скных радиальных отверстий бы-
ла несколько больше площади се-
чения трубопровода, для которо-
го предназначен этот угольник.
Указанные значения Lfd можно
распространить также на сверле-
ные и кованые 90-градусные
угольники.
Величина L/d для шариково-
го запорного клапана, изображен-
ного на фиг. 17, е, равна 68. Сле-
дует иметь в виду, что потеря на-
пора в этом агрегате частично
обусловлена усилием пружины.
Течение жидкости в узких (капил-
лярных) щелях
Течение жидкости в таких
щелях представляет практический
интерес в связи с требованиями
обеспечения герметичности гид-
равлических агрегатов, плотность
соединения подвижных пар кото-
рых обеспечивается выполнением
гарантированного малого зазора. К
Фиг. 17. Виды местных сопротивлений.
подобным агрегатам относятся рас-
пределительные и предохранительные клапанно-золотниковые устройст-
ва, насосы, гидромоторы и др. При исследовании течения жидкости в
трубопроводах ставилось целью получение минимального сопротивле-
ния, тогда как при исследовании течения в капиллярных щелях — по-
лучение максимального сопротивления.
Действие щелевых уплотнений основано на физических свойствах
реальных (вязких) жидкостей оказывать сопротивление деформациям.
Математически величина искомого сопротивления определяется при-
веденной выше [см. формулу (49)] зависимостью Ньютона, согласно ко-
торой касательное напряжение между двумя слоями ламинарного по-
тока пропорционально градиенту скорости dujdy вдоль нормали к оси
потока.
Исследованиями установлено, что течение жидкостей в кольцевых
щелях подчиняется общим законам гидравлики, причем в этом случае
критическое число Рейнольдса (Re), при превышении которого ламинар-
ность потока нарушается, близко к 600—1000 и вычисляется по выра-
жению
где s— номинальная величина щели;
и и v — соответственно скорость течения и коэффициент кинематиче-
ской вязкости жидкости.
Однако подобные числа практического интереса не представляют,
так как течение жидкости в капиллярных щелях при малых зазорах, вяз-
4 1246 49
кости жидкостей и перепадах давлений, применяемых в гидроагрегатах,
будет заведомо ламинарным.
Наиболее типичным случаем практического применения закона
Ньютона является течение жидкости между двумя параллельными пла-
стинами, одна из которых движется параллельно другой (фиг. 18).
Этому случаю соответствует движение лопасти насоса (фиг. 65) в пазу
ротора. Такой вид течения можно также наблюдать между дву-
мя соосными, помещенными один в другой цилиндрами, с узкой щелью
между ними, что соответствует случаю движения поршня в цилиндре
(фиг. 36). Очевидно, что если ширина щели мала по сравнению с ра-
диусами цилиндрических поверхностей, то их можно считать двумя
параллельными плоскими пласти-
нами.
Если нижняя пластина не-
подвижна, а верхняя перемещает-
ся относительно нее со скоростью
U м/сек, то возникает сопротивле-
ние перемещению этой пластины,
величина которого будет прямо
пропорциональна относительной
скорости пластин и обратно про-
порциональна расстоянию между
ними, на которое одна пластина
удалена от другой. Это условие
можно выразить формулой Нью-
тона [см. уравнение (49)], если
исходить из следующего:
1) граничный слой жидкости, соприкасающийся с пластинами, при-
липает к ним и остается относительно их в покое;
2) изменение скорости слоев жидкости, находящихся между двумя
пластинами, будет линейным.
Скорость и слоя жидкости, находящегося на любом расстоянии у от
нижней пластины, определится из уравнения
tfy и _ / s
I------"7 I
У -% I
Фиг. 18. Распределение скоростей жидкости
без перепада давления в зазоре между дву-
мя пластинами, одна из которых непо-
движна.
и U da
— — =------1
у s dy
s — величина зазора (щели) (см. фиг. 18);
U — скорость движения пластины.
Усилие сопротивления на единицу площади, возникающее при дви-
жении верхней пластины, равно сопротивлению трения.
На основании этого уравнение для вычисления сопротивления трения
можно написать в виде
du U
dy s
(72)
где ц — коэффициент абсолютной вязкости жидкости.
Расход жидкости через щель, обусловленный относительным пере-
мещением пластин, составит
Q = =
sw,
(73)
где w — ширина пластины, или длина щели, в перпендикулярном
движению направлении, которую будем называть шириной
щели,
«ср — средняя скорость потока; для . условий рассматриваемого ли-
нейного профиля распределения скоростей «Ср = ^/2.
50
Величина силы сопротивления движению пластины (силы трения)
определится из уравнения
= р. —Lw, (74)
S
где L — длина пластины (щели) в направлении движения.
Мощность сопротивления трения
(75)
5
Зная величину Nc и пользуясь механическим эквивалентом тепла,
можно определить количество тепла, возникающего в жидкости в ре-
зультате рассматриваемых потерь.
Другим видом течения жидкости между двумя пластинами, имею-
щим большое практическое значение, является поток, обусловленный
ff)
Фиг. 19. Распределение скоростей жидкости между двумя неподвижными па-
раллельными пластинами.
перепадом давления жидкости на концах зазора между двумя непод-
вижными параллельными плоскими пластинами (фиг. 19, а), находя-
щимися одна от другой на таком небольшом расстоянии, что образуют
капиллярную щель.
Аналогичное течение жидкости наблюдается также в паре плун-
жер — цилиндр, в котором рабочая среда находится под давлением. Это
соответствует распространенным в практике видам движения жидкости
в радиальных зазорах плунжерных пар насосов, в распределительных
устройствах (плоских и цилиндрических типов), в клапанах и в других
гидроагрегатах (фиг. 132, 153 и др.).
При рассмотрении течения жидкости в капиллярных (узких) щелях
имеются в виду щели таких малых размеров, что скорости потока не
могут достигать столь высоких значений, чтобы вызвать его турбу-
лентность.
На фиг. 19, б представлена элементарная частица жидкости, нахо-
дящаяся у нижней пластины; разница в скоростях нижней и верхней
поверхностей частицы вызывает сопротивление трения: слои нижней
поверхности частицы движутся медленнее, а следовательно, результи-
рующая сила трения у нижней поверхности частицы будет замедлять
движение частицы.
При отсутствии сил инерции, уравнение равновесия будет иметь
вид
[р — (р+dp)] dy — [т—(т + д?т)] dx—Q.
Преобразовав это выражение, получим
dp ______________________________ dx
dx dy
4*
51
Принимая во внимание, что
du d~ d2u
т = u — и — = ц. ---------,
dy dy dy1
можно написать
dp d?u
- = (Л -- .
dx dy2
Интегрируя это выражение по у, находим скорость потока жидкости и:
или
(76)
(77)
Для граничных условий, т. е. для случая = скорость по-
тока и =
Максимальная скорость потока umax при у = 0, т. е. для середины
потока (см. фиг. 19,6), составит
s2 dp
11 —--------—
“'max о . .
(78)
Так как скорость потока уменьшается соответственно второй сте-
пени величины у, то распределение скорости по сечению потока будет
параболическим и средняя скорость равна двум третям максимальной
скорости (иср=2/з Umax). Следовательно, полный расход жидкости
Uma„SW = 7^-----
тах 12р. dx
или
(79)
4 12р.£
направлении, перпендикулярном движению
где w—ширина щели в
потока жидкости;
£—длина щели в направлении движения потока жидкости;
—градиент давления по длине щели в направлении потока.
dx
Теряемая при этом мощность эквивалентна работе, затрачйваемой
на продавливание жидкости через щель, образованную этими пла-
стинами:
NP=(а - Р2) Q=Др<2=
(80)
В практике широко распространен вид течения жидкости под дей-
ствием перепада давления между двумя удаленными одна от другой
на расстояние s пластинами, одна из которых неподвижна, а вторая
перемещается относительно первой со скоростью U (фиг. 20). Такой
вид движения жидкости наблюдается в щелях различных агрегатов,
одна из поверхностей которых находится в покое, причем щель может
быть образована как плоскими, так и цилиндрическими поверхностями;
в частности, к последним относится щель, образованная поршнем на-
соса, движущимся относительно цилиндра, а также валом, совершаю-
щим круговые перемещения относительно своей цапфы и др. Пара-
метр $ в рассматриваемых случаях является конструктивным зазором
между поверхностями рабочих элементов этих агрегатов. В том случае,
когда имеется перепад давления и нижняя пластина (фиг. 20, а) пере-
52
мешается со скоростью U, а верхняя остается неподвижной (комбини-
рованный параболический и линейный поток), получим следующие гра-
ничные условия для скорости линейной части потока:
а) и = и для случая _у = 0;
б) и = 0 для случая y = s.
• Следует отметить, что градиент dpfdx в рассматриваемом случае
будет положительной величиной, если давление увеличивается в направ-
лении вектора скорости движения пластины, и отрицательной, если дав-
ление увеличивается в направлении, противоположном направлению
вектора скорости (фиг. 20, б).
у 1 Неподвижная пластина
в) Подвижная пластина
'//////////////////////////А
Фиг. 20. Распределение скоростей жидкости, дви-
жущейся под действием перепада давления в за-
зоре между подвижной и неподвижной пласти-
нами.
Введя эти значения граничных условий в уравнение (76), получим
уравнение местной скорости потока жидкости (см. фиг. 20,6):
и = fl ——U -Н -—у (s ~у) .
\ s J — 2tu dx
Расход жидкости на единицу ширины щели составит
о
Полный расход на всю ширину щели
Us । s3 dp
2 12р. dx
(81)
Касательное напряжение
расстояние у, будет равно
в любой точке, удаленной от пластины на
du
——
53
Сила трения на единицу площади на любой границе, где у равно О
или равно s, определится из уравнения
М-т-уттЬ- <82>
Для рассматриваемого комбинированного потока между двумя
пластинами, одна из которых неподвижна, а вторая перемещается от-
носительно первой со скоростью С7, теряемая энергия складывается из
потерь вследствие утечек жидкости, обусловленных перепадом давле-
ния [(см. выражение (80)], и механических потерь [см. выражение (75)].
Суммируя эти потери, находим полную величину теряемой
мощности:
N=±- U*Lw + w. (83)
s 12ц£ v '
Таким образом, величина теряемой мощности будет одной и той же
как в случае, когда направление градиента давления совпадает с на-
Фиг. 21. Поток жидкости в кольцевой щели, образован-
ной неподвижной втулкой и вращающимся плунжером
(цапфой).
правлением вектора скорости U, так и в случае, когда эти направления
противоположны.
Если щель, по которой течет жидкость, имеет одинаковое попереч-
ное сечение по всей длине, то при допущении несжимаемости жидкости
следует, что
— = const,
(л dx
Принимая коэффициент вязкости р постоянным на всей длине
щели L, можно написать
const ~ . (84)
dx L
В действительности коэффициент абсолютной вязкости р не являет-
ся постоянной величиной, а меняется с изменением температуры и дав-
ления жидкости. Поскольку изменения величины р, происходящие при
увеличении или уменьшении давления, в большинстве случаев малы,
будем учитывать лишь те изменения, которые связаны с изменением
температуры.
Допуская, что происходят лишь небольшие изменения температуры,
вводим в расчет среднюю величину коэффициента абсолютной (дина-
мической) вязкости:
НсР = ’ <85>
£
где и цг — коэффициенты абсолютной вязкости на входе в щель и
выходе из нее.,
Рассмотрим распространенный в практике случай движения жид-
кости в кольцевой щели, образованной соосными цилиндром 1 и вра-
щающейся в нем цапфой 2 (фиг. 21). В кольцевую проточку 3 цапфы
54
подведена жидкость под давлением pi; в полостях а и b на концах
цапфы давление равно р2. При этом перепад давления Ap=Pi—р2.
Так как в рассматриваемых парах размер щели $ по сравнению
с диаметром цилиндра D ничтожно мал, пренебрегаем кривизной по-
верхностей, образующих щель. Расход жидкости (утечки), продавли-
ваемой через радиальные зазоры, определим по формуле (79), заменив
значение w произведением jtD:
а) через зазор левого уплотняющего элемента:
Q1 - ~ (86)
12р. Л
б) через зазор правого уплотняющего элемента:
Q2=~--^Z). (87)
12р. h
Суммарный расход жидкости, продавливаемой через оба уплотняю-
щих элемента, составляет
Потеря мощности от утечек жидкости пропорциональна перепаду
давления и расходу жидкости:
а) для левой части агрегата
Mp“QiP4P; (89)
, б) для правой части агрегата
Af2p = Q2pAp. (90)
Суммарные потери мощности вследствие утечек жидкости
/Vp=Mp+^p=^-^UP)2(7-4-4-). (91)
12р. \ Ч *2 /
Потеря мощности вследствие механического сопротивления (на
срез слоев жидкости при вращении цапфы) равна мощности, расходуе-
мой на преодоление этого сопротивления:
Ne =^-U^L D*(lt +Z2), (92)
s s \ 60 /
где L — длина щели по направлению движения жидкости (в направ-
лении оси); L=/il+Z2;
w — длина щели в направлении, перпендикулярном движению
жидкости; w=aD.
Общие потери мощности
tf=/vP+)ve=.£- «о (AP)’(-J-+4)+т РйгУ '° ('+у (И)
12р- \ ч. *2 / S \ 60 /
На фиг. 22 приведена схема комбинированного потока жидкости
через щель между ротором 1 и уплотняющей перегородкой 2 статора.
Указанная схема применяется в лопастных насосах и моторах. В слу-
чае мотора (фиг. 23, б) градиент давления будет иметь иной знак, чем
в случае насоса (см. фиг. 23, а): в моторе градиент давления действует
в том же направлении, что и вектор U окружной скорости ротора /,
в насосе — в обратном направлении; в соответствии с этим расходы
жидкости через щель в том или другом случае будут различными по
величине. Если градиент давления действует в том же направлении, что
55
и вектор скорости, потоки будут складываться, и, наоборот, если на-
правление градиента давления противоположно вектору скорости —
потоки будут вычитаться.
Для насоса (см. фиг, 23, а) градиент давления
dp
dx
и суммарный расход жидкости через щель вследствие переноса ее вра-
щающейся поверхностью и продавливания через зазор будет равен
Фиг. 22. Поток жидкости в щели
между ротором и разделительной пе-
регородкой насоса.
Рпод—давление подводимой жидкости,
/>оТ —давление отводимой жидкости.
+ (94)
L\ 60 ) 2 12ц L J ' '
где b=w — ширина ротора, т. е. длина
щели в направлении, пер-
пендикулярном векторам
давления и скорости.
Для мотора (см. фиг. 23, б) гра-
диент давления
dp
dx
== +1 Др |
и расход жидкости через щель
Q '/ кРп \ 5 «У3 Др ~
L\ 60 /Т 12рс
(95}
*
Потеря
равна
мощности на преодоление механического сопротивления
Потеря
(96)
с $ \ 60 /
мощности вследствие утечек жидкости составляет
N (97)
р 12р. L '
Фиг. 23. Графики скоростей и давлений жидкости в зазорах насоса (а) и мо-
тора (б).
— | Др
Потеря мощности вследствие утечек жидкости и на преодоление
механического сопротивления равна сумме потерь:
Р / r.Dn \2 -
s 60 ]
GWI ь
N=Nc+Np
S3
12р
(98)
56
Рассмотренная схема аналогична схеме потока жидкости через ра-
диальный зазор шестеренного насоса и мотора, (фиг. 67).
Практический интерес может представлять радиальное течение
жидкости в торцовом зазоре между параллельно расположенными пла-
стинами кольцеобразной формы (фиг. 24).
Если внешний и внутренний диаметры колец обозначим через D и d
и зазор между кольцами через s (см. фиг. 24), то расход жидкости через
этот зазор
6|Л In
Мощность трения можно рас-
считать для этого случая по фор-
муле
85
(100)
(99)
р2
Фиг. 24. Поток жидкости в торцовом за-
зоре между параллельными кольцевыми
пластинами.
вы-
Рассмотрим приведенные
кладки применительно к плунжер-
ной паре насоса или мотора
(фиг. 25), рабочие поверхности которой, образующие кольцевую щель
перемещаются одна относительно другой. Плунжер такой пары не имеет
принудительной фиксации, которая обеспечивала бы соосное его положе-
ние в цилиндре, ввиду чего он расположен в нем эксцентрично. Расход
через кольцевой зазор указанной пары равен сумме расхода жидкости.
Фиг. 25. Схемы, иллюстрирующие течение жидкости
в щели плунжерной пары.
__т$п2(Р4— d4)&
переносимой движущимися поверхностями пары и расходу утечек через'
щель, обусловленных перепадом давления. Величину этого расхода в об-
щем виде можно выразить уравнением
Qy (101)
где Qy — расход (утечка) жидкости1
s — номинальный односторонний зазор; s — ;
57
d —средний диаметр кольцевой щели; так как в рассматриваемых
щелях отношение 2s/d ничтожно мало (обычно не превышает
0,001 мм), значение этого диаметра можно приравнять к номи-
нальному значению диаметра плунжера или цилиндра
((/==(/ц = (/п) ;
«ср — средняя скорость потока жидкости по сечению щели, обуслов-
ленная перепадом давления и переносным движением поршня
*и цилиндра.
Величину средней скорости потока жидкости можно вычислить по
уравнению [см. также выражения(73) и (79)]
«с0 = - ——+ —- (102)
ср 3 8|л \ dx I 2 2
где Uп — скорость движения поршня;
£7Ц —скорость движения цилиндра;
Ji — абсолютная вязкость жидкости;
dn
——градиент давления по длине щели в направлении потока.
dx
Подставив значение средней скорости потока жидкости в уравне-
ние (101), получим общее выражение для расхода жидкости через зазор
подобной пары:
^-(^n-^ц)- (ЮЗ)
J 12}л X dx / 2
Рассмотрим практический случай, когда цилиндр 1 (см. фиг. 25)
перемещается со скоростью U относительно неподвижного поршня 2,
причем первоначально допускаем, что ось поршня совпадает с осью ци-
линдра (см. фиг. 25,6). При движении цилиндра чазть жидкости, за-
ключенной в его полости, будет выдавливаться (вытекать) через коль-
цевую щель (зазор) шириной $, образованную внешней поверхностью
поршня 2 и внутренней поверхностью цилиндра 1. Допускаем, что поток
жидкости в щели имеет ламинарный характер, при котором распреде-
ление скоростей жидкости по сечению будет параболическим, что для
распространенных размеров щели, вязкости и скорости жидкости
соответствует действительности. Кроме того, пренебрегаем ввиду нич-
тожно малого значения 2s/d кривизной поверхностей, образующих щель.
Из схемы потока, изображенной на фиг. 25, а, видно, что скорость
жидкости и относительно неподвижного поршня 2 в точке k будет равна
нулю (и=0); а скорость жидкости в точке т, находящейся на расстоя-
нии х от поверхности поршня, равна и', а в точке п равна скорости U
движения цилиндра относительно поршня, т. е. u~U.
Дифференциальное уравнение движения жидкости в зазоре при
равномерном ее потоке в щели можно представить в следующем виде:
d2u’ ___ &р
dx2 *
где Др —перепад сдавления жидкости во внутренней и
цилиндра 7; Др=Р1”р2-
Отсюда
(X + В);
dx pL
(Ю4)
внешней полостях
(Ю5)
где В и D —-константы интегрирования;
и! — скорость потока жидкости относительно поршня в точке
т (см. фиг. 25), находящейся от поршня на расстоянии х
L — длина поршня или длина щели по оси.
58
Для точки k, в которой расстояние х равно нулю, скорость потока
жидкости и также равна нулю, а следовательно, равна нулю и констан-
та D; скорость жидкости равна скорости цилиндра при u'=U, т. е. когда
значение х равно ширине щели x — s. В этом случае
п \^LU s
D=---------------,
Aps 2
Подставив значения В и D в уравнение (105), получим выражение
местной скорости:
~ Арх2 Ux . Apsx
2y.L s 2^.1,
Расход жидкости на единицу длины окружности зазора равен
(Ю6)
о
(107)
Среднюю скорость потока жидкости можно выразить следующим
образом:
„ Qy Qy
с₽ я ds f
(108)
где f — площадь сечения щели; для приведенных выше расчетов при-
менительно к единице длины ла=1; величина f равна величине
зазора s.
Подставив в формулу (108) значение Qy из формулы (107) найдем,
что средняя скорость движения жидкости в зазоре относительно непо-
движного поршня равна
(Ю9)
Пренебрегая относительной скоростью U движения цилиндра, по-
лучим
с₽в 12и7. *
(НО)
Отсюда перепад давления
12р-£оср
др =------------
(111)
Величину полного расхода утечки жидкости через щель можно
определить как произведение средней скорости жидкости на площадь
зазора:
Х^Др$3
12рХ
(Н2)
или при U=0
(113)
где d—средний диаметр кольцевого зазора при концентричном рас-
положении поршня (см. фиг. 25,6).
Для выражения закона течения жидкости в безразмерной форме
введем понятие гидравлического радиуса для кольцевой щели, под ко-
торым будем понимать отношение удвоенной площади поперечного се-
чения потока к смоченному периметру. Для кольцевых щелей в этом
59
случае гидравлический радиус равен ширине щели (номинальной вели-
чине зазора) s.
Число Рейнольдса для кольцевой щели определяют по формуле
su sup
(И4)
Закон сопротивления для кольцевой (концентричной) щели при
ламинарном течении выразится уравнением
. _ 24[л 24
sup Re
(115)
Влияние на расход утечек эксцентричности
поршня (плунжера) относительно цилиндра. В боль-
шинстве случаев поршень (плунжер) занимает относительно цилиндра
эксцентричное положение. Определим зависимость расхода жидкости
через зазор от величины эксцентриситета, приняв радиус плунжера г,
радиус цилиндра R и величину эксцентриситета е (см. фиг. 25, б). При-
нимая во внимание, что абсолютная величина зазора в рассматривае-
мых агрегатах ничтожно мала по сравнению с величинами диаметров
плунжера и цилиндра, имеем
a=/?4*^c°s?— r = s(l +ecos ср),
(116)
где а —величина радиального зазора для положения, соответствую-
щего углу ср;
е=——относительный эксцентриситет;
s
величина радиального зазора при концентричном расположе-
нии плунжера и цилиндра.
Выделив бесконечно малую щель шириной rrfcp, можно записать
с учетом уравнения (108) выражение для элементарного расхода:
dQ = uar dy=^^~
х Т 12рХ
sr dy =
Ар
12р.Д
s3(i + е cos ср)3 Г tZcp.
Расход жидкости через зазор получим интегрированием
2«
Г Ар
J 12|л£
о
S3 (1 + £ COS ср)3 г dy = — fl + - e2V
v т/ т 12 L i 2 J
(117)
Учитывая, что максимальное значение эксцентриситета равно ра-
диальному зазору s, можно написать
где Qd — расход жидкости при максимальном значении эксцентриситета.
Отсюда перепад давления
(118)
д р = 12р.£,фэ
(Н9)
Из сравнения выражений (113) и (118) видно, что расход утечек
жидкости при максимальной эксцентричности плунжера и втулки пре-
вышает в 2,5 раза расход при концентричном их положении.
Так как в соединениях, применяемых в гидроагрегатах, практи-
чески невозможно определить эксцентричность, расход жидкости через
щель будет находиться в пределах расхода, устанавливаемого для кон-
центричной щели и щели, получаемой при максимальном эксцентриси-
тете осей плунжера и цилиндра.
60
В приведенных выше уравнениях предполагалось, что вязкость
жидкости остается постоянной по всей длине щели, однако это справед-
ливо лишь при стабильной температуре и небольших давлениях жидко-
сти. При высоких давлениях необходимо вводить поправки, учитываю-
щие изменения вязкости жидкости, вызванные изменением давления,
а также теплом, выделяющимся при продавливании жидкости через
щель и вследствие трения частей агрегата при относительном их
движении.
Повышение температуры масла при проходе жидкости через щель
можно вычислить (если допустить, что все развившееся при этом тепло
аккумулируется в масле, т. е. отсутствует теплоотдача от масла к дета-
лям агрегата) по формуле
д, np Qp Р
М =----------==--------=>=-------,
Qmc\ Qmc'i тсу
(120)
где р — потеря давления в щели;
с — удельная теплоемкость жидкости;
у — вес единицы объема жидкости;
т — механический эквивалент тепла.
Изменение расхода жидкости и размера зазора
в зависимости от давления и температуры. Очевидно,
что при течении жидкости через щель при высоком давлении градиент
давления не сохраняется постоянным по ее длине, вследствие чего урав-
нение (ИЗ) примет
вид
е~ьр)
(121)
заменена в последнем уравнении выражением
b — коэффициент, учитывающий изменение вяз-
Величина Ар
4" (1—-е~Ър), где
ь
кости от давления.
При этом
\%е±-=Ьр, (122)
НО
где цо и р — вязкости соответственно при атмосферном и заданном
давлениях.
При достаточно высоких давлениях член е~Ър становится исче-
зающе малым, а выражение (1—е~Ър)—постоянной величиной, чис-
ленно равной величине, обратной коэффициенту Ь.
Назвав указанное выражение — (1—е~Ър) «условным» (расчетным)
ъ
давлением и нанеся его на график как функцию фактического давления,
получим кривые, приведенные на фиг. 26, а.
На фиг. 26, б приведены кривые, выражающие отношение условного
давления к действительному в зависимости от величины последнего, по-
строенные для тех же значений коэффициента Ь. Эти графики показы-
вают, что при давлении около 700 кг/см2 расход жидкости через щель,
образованную абсолютно жесткими стенками, может упасть до 50% ве-
личины, которая имела бы место при постоянной вязкости. При давле-
нии 70 кг/см2 уменьшение расхода жидкости составляет уже заметную
величину, равную 7%.
При этом предполагается, что величина b является постоянной на
всем диапазоне давлений. В действительности при возрастании давле-
ния эта величина будет также уменьшаться до тех пор, пока жидкость
не затвердеет.
61
В том случае, когда давление достаточно велико, чтобы вызвать
заметное изменение вязкости, уравнение (51) для вычисления расхода
через трубопровод принимает следующий вид:
128 ^Lb 4
(123)
где pi и Р2 — давления на входе в трубопровод и на выходе из него.
Во всех предыдущих рассуждениях исходили из условия сохране-
ния геометрической формы и размеров деталей. Однако в результате
изменений температур и давлений жидкости может произойти измене-
ние размеров щелей. Изме-
Фиг. 26. График изменения условного давле-
ния в функции действительного (а) и отноше-
ние этих давлений (б).
нение размеров, вызванное
увеличением или уменьшени-
ем температуры, имеет зна-
чение только в том случае,
если детали, образующие
щель (например, поршень и
цилиндр), изготовлены из
материалов с разным коэф-
фициентом теплового расши-
рения. Так, если коэффици-
ент теплового расширения
материала поршня равен а,
цилиндра р, а зазор при
температуре равен s0, то
зазор при изменении темпе-
ратуры будет равен
(Р~а) —^о)-
(124)
Изменение размеров мо-
жет произойти также в ре-
зультате внутреннего давле-
ния, сжимающего поршень и
расширяющего цилиндр,
причем зазор в этом случае
будет уменьшаться в на-
правлении потока, т. е. истинная величина радиального зазора s' по дли-
не щели в направлении потока будет, вследствие упругой деформации,
переменной, так как она зависит от величины давления р в каждой дан-
ной точке: для х=0 (точки k на фиг. 25) p=pi и x=L\ р=р2. При
Р2—0 эту величину зазора можно вычислить по формуле
bpdnD2
Е (D2— d2a)
(125)
где Е — модуль упругости материала;
D и dn—соответственно внешний диаметр цилиндра и диаметр поршня;
Др —перепад давления жидкости;
As — увеличение начального зазора s под действием давления.
Таким образом изменение зазора приведет к изменению расхода
(утечек) жидкости.
Результаты экспериментальных исследований
течения жидкости в узких (капиллярных) щелях.
Исследования показали, что течение жидкости в кольцевых щелях и в
круглых трубах, подчиняются при известных условиях одним и тем же
62
законам. Однако переход от ламинарного потока к турбулентному в кон-
центричной щели происходит (см. выражение 114) при
Re—1100 —для гладких щелей,
Re = 700 —для щелей с разгрузочными канавками и в [эксцентрич-
ной щели при
Re= 1000 — для гладких щелей,
Re=400— для щелей с разгрузочными канавками.
Переход от ламинарного потока к турбулентному при меньших чис-
лах Re в щелях с канавками объясняется возмущающим действием по-
следних. Фактором, возмущающим поток, является также эксцентрич-
ность щели.
Экспериментами подтверждена справедливость выражения (113),
согласно которому расход жидкости через кольцевую щель увеличи-
вается при ламинарном потоке пропорционально увеличению размера
щели в третьей степени; для турбулентного потока увеличение расхода
оказалось пропорциональным увеличению размера щели в степени 1,5 L
Кроме того, опыты подтвердили, что для ламинарного потока в гладкой
щели расход жидкости при максимальной ее эксцентричности увеличи-
вается в 2,45 раза по сравнению с расходом через концентричную щель
того же размера. При наличии выточек, которые являются источником,
возмущающим поток, это увеличение составляет ~2,1.
При турбулентном потоке расход жидкости через гладкую щель
при максимальной ее эксцентричности увеличивается в 1,15 раза по
сравнению с расходом жидкости через концентричную щель (для Re от
2000 до 13 500) и через щель с выточками (для Re от 1000 до 10 000) —
в 1,25 раза.
Облитерация капиллярных щелей
Экспериментами установлено, что сопротивление щели зависит, по-
мимо рассмотренных выше факторов, также от времени истечения и фи-
зико-молекулярных свойств жидкости. Эти дополнительные факторы
внешне проявляются в том, что коэффициент сопротивления щели, при
всех прочих одинаковых условиях, зависит от длительности пребывания
в покое плунжера, находящегося под давлением жидкости. В соответ-
ствии с этим утечка жидкости через щель будет переменной по време-
ни.— происходит как бы засорение (заращивание) щели твердыми ча-
стицами. В некоторых случаях по истечении известного времени утечка
жидкости через узкую щель полностью прекращается. Указанная зави-
симость коэффициента сопротивления щели от времени проявляется раз-
лично для разных жидкостей, вне связи с их вязкостью.
Анализ результатов наблюдений показывает, что заращивание ще-
лей происходит интенсивнее при протекании через них жидкостей с
меньшей вязкостью. Интенсивность заращивания зависит от величины
перепада давления жидкости, увеличиваясь с его повышением.
Экспериментами также установлено, что при незначительном сме-
щении с места плунжера засорение во всех случаях устраняется и утеч-
ка жидкости восстанавливается в первоначальном объеме, после чего
процесс уменьшения утечки неизменно повторяется.
Наблюдающееся восстановление величины утечек после смещения
плунжера с места объясняется тем, что при этом в той или иной мере
разрушается многослойная «облицовка» металлических поверхностей
щели из-ориентированных молекул жидкости, образующих адсорбцион-
ное покрытие поверхностей. Засорение щелей и уменьшение расхода че-
рез них жидкостей в основном происходит вследствие того, что при пе-
Башта Т. М., Самолетные гидравлические приводы,. Оборонгиз, 1951.
63
1
Фиг. 27. Схема облитерации кольце-
вой щели.
репаде давления минеральные масла образуют на поверхности твердой
фазы прочно фиксированную граничную прослойку из адсорбционных
•слоев полярных молекул. Толщина этой прослойки для различных суб-
стратов и молекул разная и, в частности, для высокомолекулярных на-
сыщенных жирных кислот находится в пределах 0,05—10 ц. При усло-
вии справедливости высказанного предположения смещение слоев сма-
зочной жидкости в узких (капиллярных) щелях можно представить
в виде схемы, изображенной на фиг. 27. АА и ВВ — твердые поверхно-
сти, разделенные слоем жидкости толщиной аа и ЬЬ — границы фик-
сированных наслоений полярных молекул толщиной h. Распределение
скоростей жидкости при этих наслоениях показано на фигуре сплошной
линией и без наслоения — пунктирной линией.
Из приведенной схемы видно, что внешний эффект рассматривае-
мого явления эквивалентен облитерации (заращиванию) щели, т. е.
эквивалентен ее сужению. Очевидно, что для щели шириною s полная
облитерация наступит при
s = 2h,
где h — толщина указанных наслое-
ний полярных молекул.
После завершения процесса со-
зревания слоя щель может быть
полностью заращена и утечки жид-
кости прекратятся. Однако даже при
частичном заращивании щели, т. е.
когда s>2h, наблюдается ограниче-
ние расхода жидкости в результате
уменьшения проходного сечения.
Уменьшение расхода объясняет-
ся также тем, что вязкость жидкости
в щели вследствие молекулярно-физических «структурных» процессов
в капиллярном слое жидкости, сопутствующих основному процессу обли-
терации, отличается от вязкости жидкости вне щели. Эта аномальная
вязкость жидкости в капиллярной щели зависит от толщины наслоений
полярных молекул и других физико-молекулярных свойств жидкости.
Не исключено, что некоторую роль в указанном изменении эффек-
тивного сечения щели играют также инородные тела, закупоривающие
щель.
Полное заращивание наблюдается лишь в узких щелях (до
•~0,01 мм), что согласуется с приведенными данными о толщине фикси-
рованных наслоений полярных молекул. При более широких щелях на-
блюдается лишь уменьшение эффективного сечения щели и утечки через
нее жидкости. В этом случае полного заращивания щели не произойдет,
ввиду того что при известной толщине рост адсорбционного покрытия
прекращается, так как чем дальше от твердой поверхности, тем рыхлее
становится поверхность этого покрытия. Поэтому средние слои гранич-
ной прослойки с ослабленной связью молекул не могут противодейство-
вать усилию сдвига от действия давления жидкости, в результате чего
они выдавливаются из зазора^
Облитерация щели возникает не только вследствие адсорбции по-
лярных молекул рабочей жидкости на поверхностях щели, но и вслед-
ствие концентрации в последней смолистых образований, которые, от-
фильтровываясь на базе наслаивающихся рядов полярных молекул, за-
соряют проходное сечение.
Данные опытов по определению расхода жид-
кости через щель. Наблюдения показывают, что величины рас-
хода утечек через щели как для неподвижных, так и для подвижных
64
плунжеров, полученные экспериментальным путем, всегда меньше со-
ответствующих значений Q3, вычисленных по выражению (118) для
щели с максимальным эксцентриситетом. Кроме того, для неподвиж*
ных плунжеров среднее значение утечки в первую минуту после начала
эксперимента в большинстве случаев превышает расчетное ее значе-
ние, вычисленное по формуле (113) для концентричной щели.
Наблюдения также показывают, что расход жидкости через щели,
образованные поверхностями, на одной из которых выполнены круго-
вые канавки, обычно превышает, при всех прочих одинаковых усло-
виях, расход жидкости через гладкие щели. Следовательно, в случае
капельных жидкостей применение лабиринтных канавок обычно увели-
чивает утечки жидкости через щель, причем канавки настолько умень-
шают сопротивление протоку жидкости, насколько укорачивается ими
длина гладкой части щели. Однако в некоторых случаях утечки жид-
кости через щели с канавками уменьшаются ввиду центрирующего их
действия на плунжер (уменьшения эксцентричности щели). Кроме то-
го, указанные канавки улучшают смазку трущихся частей, а также раз-
гружают плунжеры от боковых давлений жидкости (см. далее стр. 209).
5 1246
Глава II
НАСОСЫ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МОТОРЫ
Основными агрегатами гидравлических систем являются насосы и
моторы, которые из всех агрегатов системы наиболее подвержены раз-
рушению.
В современных самолетах применяются лишь насосы и моторы ро-
тативных типов. Если несколько лет тому назад для аварийных и вспо-
могательных операций применялись преимущественно насосы воз-
вратно-поступательного движения с ручным приводом, то в настоящее
время для этих операций используются также ротативные насосы с
механическим приводом. Ввиду этого насосы с ручным приводом в кни-
ге не рассматриваются.
По принципу действия насосы и ротативные моторы (двигатели)
объемного типа являются в большинстве случаев обратимыми механиз-
мами, и в качестве насосов и моторов обычно применяют одни и те же
агрегаты. Однако в некоторых случаях моторы и насосы отличаются
выполнением нагруженных узлов. В частности, в моторах более важно,
чем в насосах, обеспечить малое трение при пуске. Последнее обуслов-
лено тем, что у насосов давление жидкости, а следовательно, и нагруз-
ки на опорные поверхности развиваются лишь после страгивания на-
соса, когда устанавливается смазочная масляная пленка. Вследствие
того, что пуск моторов может происходить при максимальном крутя-
щем моменте нагрузки, трение в момент пуска может иметь макси-
мальные значения. Поэтому в моторах желательно узлы с трением
скольжения заменять узлами с трением качения или обеспечивать на-
дежную смазку скользящих поверхностей под давлением.
Ввиду обратимости большинства насосов и моторов общие вопросы
конструкции и расчетов рассматриваются применительно к насосам с
описанием особенностей использования их в качестве гидравлических
моторов.
Основным требованием, предъявляемым к насосу самолетных гид-
росистем, является обеспечение необходимого давления и расхода жид-
кости (производительности) при минимальных весе и объеме и макси-
мальном к. п.д.
Кроме того, самолетный насос должен надежно работать в широ-
ком диапазоне температур от —f-100-н 120° до —65° С и на различных
высотах.
Насос должен иметь минимальную пульсацию потока (расхода)
и давления, чтобы не вызывать вибрацию питаемых им агрегатов,
а также не ускорять выход из строя как самого насоса, так и прочих
агрегатов и компонентов гидросистемы.
Основное требование — обеспечение минимальных веса и объема
агрегата — обусловило, как это уже было указано, применение высо-
ких давлений и оборотов: современные насосы работают на давлениях,
доходящих до 350—500 кг/см2, и на оборотах 5000, а в отдельных слу-
чаях 10 000-=-12 000 в минуту.
66
ОСНОВНЫЕ ВОПРОСЫ ТЕОРИИ РОТАТИВНЫХ АГРЕГАТОВ
Насос состоит из вращающейся части, неподвижного корпуса с ка-
налами для подвода и отвода жидкости и вала, соединенного с вращаю-
щимся элементом. При вращении вала объем рабочих камер изме-
няется, причем для насоса этот объем при рабочем ходе (цикле) умень-
шается и заполняющая его жидкость вытесняется, и, наоборот, для
гидравлического мотора объем увеличивается и жидкость, поступаю-
щая к нему от внешнего источника, заполняет рабочие камеры. Ука-
занное изменение объема рабочих камер насоса или мотора за один
оборот характеризует их рабочие объемы и за единицу времени — тео-
ретическую или геометрическую производительность (расход).
В соответствии с этим под теоретической (геометрической) произ-
водительностью насоса или мотора за один оборот будем понимать весь
тот объем жидкости, который находится в агрегате, минус то количество,
которое вследствие особенности конструкции агрегата возвращается от
выходного канала к входному. Иначе говоря, теоретической произво-
дительностью какого-либо агрегата будем называть объем, описывае-
мый его рабочими элементами (вытеснителями) в единицу времени.
Исходя из этого минутную теоретическую производительность (расход)
насоса и мотора определяют по формуле
Ртеор = ?«> (126)
где п — число оборотов агрегата (насоса или мотора) в минуту;
q — объем, описываемый рабочими элементами агрегата за один
оборот, т. е. рабочий объем агрегата в смг1об.
Условимся также, что под фактической (полезной или эффектив-
ной) производительностью насоса будем понимать объем, описывае-
мый его рабочими элементами, минус утечки жидкости через зазоры
и обозначать через Qn, а применительно к мотору — объем, описывае-
мый его рабочими элементами, или разность между объемом жидкости,
поступающей к мотору, и утечками через зазоры и обозначим через QM.
Если агрегат применен в качестве насоса, то из объема, описывае-
мого его рабочими элементами, вычитают объем неполного заполнения
по различным причинам рабочих камер насоса, а также объем, теряе-
мый при деформациях под давлением камер насоса и вследствие сжа-
тия и расширения жидкости и газов, находящихся в ней. В дальней-
шем к утечкам жидкости будем относить не только ту жидкость, кото-
рая, продавливаясь через зазоры, возвращается во всасывающую
полость насоса или перетекает в резервуар, а также и те потери объема,
которые так или иначе уменьшают фактическую производительность на-
соса по сравнению с расчетной (теоретической).
Однако между непосредственными утечками жидкости через за-
зоры и условными утечками (потерей производительности) из-за недо-
заполнения ею рабочих камер существует разница: если первый вид
утечек зависит от величины давления нагнетания, то второй от давле-
ния практически не зависит, а определяется особенностями конструк-
ции, а также режимом и условиями работы насоса. Ввиду этого произ-
водительность насоса, в котором имеют место условные утечки, при
повышении давления нагнетания может, несмотря на увеличение при
этом непосредственных утечек жидкости через зазоры, оставаться по-
стоянной, так как утечки в основном попадают в камеру всасывания и
тем самым улучшают заполнение рабочих камер насоса. Это будет
справедливо лишь до тех пор, пока объем жидкости, перетекаемый в
результате утечек через зазоры из полости нагнетания в полость всасы-
вания, не станет равным объему недоза пол нения рабочих камер вслед-
ствие сопротивления потоку на входе. Сказанное не относится к тем
5*
67
К насосу
. т I
Фиг. 28. Схема эжектора, служа-
щего для .повышения давления на
случаям, когда недозаполнение рабочих камер вызвано наличием в сме-
си с жидкостью газа или воздуха.
Основными причинами неполного заполнения жидкостью рабочих
камер насоса при прохождении жидкости через всасывающую зону яв-
ляется сопротивление всасывающей линии . (магистрали) насоса, а
также наличие в жидкости воздуха.
Сопротивление всасывающей линии
насоса в зависимости от величины абсо-
лютного давления у входа в насос может
привести к разрыву потока жидкости
вследствие выделения из нее при пониже-
нии давления паров и газов. Это явление
в практике принято называть, как уже
было указано выше, кавитацией (см. стр.
И). Кавитация в насосе происходит при
местных падениях давления ниже давле-
ния насыщенного пара данной жидкости
и ниже давления, при котором растворен-
ные в жидкости газы остаются в растворе,
кавитационного режима при работе на-
соса с понижением производительности зависит от наличия в жидкости
нерастворенного воздуха. Появление такого режима насоса особенно
реально при понижении атмосферного давления, т. е. при высотных
полетах самолета.
Для некоторых типов насосов, в частности для шестеренных и ло-
пастных, к указанным сопротивлениям на входе добавляется сопротив-
ление, обусловленное центробежной силой жидкости при вращении ра-
бочих, узлов насоса.
Опасность возникновения кавитации можно уменьшить правиль-
ным выбором режимов работы гидравлической системы и правильным
входе в насос.
' 1 1
; г ; :
Очевидно, возникновение
Абсолютное Мление 6 мм tn. ст
4
Фиг. 29. Кавитационные
Число оборотов в мин
г)
характеристики шестеренного насоса.
конструктивным выполнением ее агрегатов. Однако полностью пред-
отвратить кавитацию можно применением дополнительных насосов
подкачки или увеличением давления во всасывающей линии насоса
путем повышения давления воздуха в жидкостном бачке или примене-
нием иных средств. В частности, в тех случаях, когда это возможно,
увеличение давления во всасывающей линии насоса достигается пу-
тем применения специального эжектора, устанавливаемого на сливной
линии системы (фиг. 28). С помощью этого устройства можно повы-
сить статическое давление на входе в насос, используя скоростной на-
пор жидкости, выходящей из сопла. Сливная магистраль системы 1 со-
единена с эжекторным устройством 2> под действием которого во вса-
V
68
сывающий канал насоса дополнительно поступает некоторое количе-
ство жидкости через канал 3, соединенный с бачком.
Количественное сравнение непосредственных утечек жидкости с
условными (условимся их называть объемными потерями из-за непол-
ного заполнения рабочих камер насосов) показывает, что последние
могут составить 75% всех утечек в насосе.
На фиг. 29 представлены графики результатов испытания шесте-
ренного насоса при нулевом давлении на выходе, причем график
фиг. 29, а получен при постоянном числе оборотов насоса и график
фиг. 29,6 — при постоянном (атмосферном) давлении на входе в насос.
Влияние на величину утечек сжимаемости жидкости и упругой
деформации деталей насоса
Величина утечек жидкости, а следовательно, и производительность
насоса в значительной мере зависят (в особенности при высоких дав-
лениях), от упругости рабочей среды (жидкости), жесткости и конст-
руктивных особенностей насоса, в частности, от величины вредного
пространства.
Расчеты и практика показывают, что при наличии вредного про-
странства сжатие жидкости может значительно снизить объемные ха-
рактеристики насоса.
Очевидно, что если пренебречь сжимаемостью рабочей среды и ме-
ханической деформацией рабочей камеры насоса, вредное пространст-
во не будет сказываться на производительности и режиме работы на-
соса, однако с учетом сжимаемости вредное пространство оправдает
свое название, так как известная часть жидкости, вытесняемая порш-
нем, израсходуется на повышение давления в нем до величины, соот-
ветствующей давлению жидкости на выходе из насоса, при этом чем
больше отношение этого объема к описываемому поршнем объему, тем
большая часть последнего будет потеряна на повышение давления.
Таким образом, объем сжатия жидкости во вредном пространстве,
необходимый для повышения ее давления до величины на выходе из на-
соса, может составлять значительную часть объема, описываемого
поршнем насоса за один рабочий ход. Следовательно, объемный к. п. д.
насоса будет зависеть, при всех прочих одинаковых условиях, от отно-
шения перемещения поршня под действием сжатия жидкости во вред-
ном пространстве к конструктивной величине его перемещения.
Для поршневых насосов, работающих при высоких давлениях
(1000 кг/см2), объем сжатия жидкости, с учетом вредного пространства,
необходимый для повышения ее давления до требуемой величины, мо-
жет составлять более 50% объема, описываемого поршнем.
Рассмотрим этот вопрос применительно к поршневому насосу.
Обозначим через D объем, описываемый одним поршнем за один
ход, и через С — объем вредного пространства одного цилиндра на-
соса, т. е. объем между поршнем и нагнетательным клапаном (или рас-
пределительным устройством) в конце рабочего хода поршня. Прене-
брегая утечками и считая насос абсолютно жестким, а заполнение ци-
линдра полным, находим объем сжатия жидкости, необходимый для
повышения давления жидкости объема C-\-D с атмосферного до дав-
ления нагнетания рн:
(127)
где р — среднее значение коэффициента сжатия жидкости при повы-
шении давления на 1 кг) см2, т. е. величина, обратная модулю
упругости жидкости Е.
69
Величина этого коэффициента зависит от сорта жидкости, а также
от температуры и давления: при увеличении давления коэффициент
сжатия уменьшается. Значение коэффициента сжатия при давлении
1000 кг/см2 равно примерно половине значения его при атмосферном
давлении.
Для минеральных масел, применяемых в гидросистемах самоле-
тов, среднее значение этого коэффициента в диапазоне давлений от 0 до
500 кг/см2 и при температуре ^20° С в практических расчетах можно
принять равным р = 7 • 10“5.
Действительный объем q\ жидкости, вытесняемой одним поршнем
за один ход в среду с давлением рн, с учетом сжатия равен
Qi = D — kqx — D—p$(C+D). (128)
При вычислении объемного к. п. д. количество нагнетаемой насо-
сом жидкости обычно измеряется при нулевом давлении. Объем жид-
кости, подаваемый одним поршнем за один ход в среду с нулевым дав-
лением, составит
<h=D — (С + D) —p^D] = D —ра$с — D — Aq0, (129)
где А#о — объем сжатия жидкости во вредном пространстве для повы-
шения давления с атмосферного до рн.
Объемный к. п. д. подобного насоса без учета влияния прочих фак-
торов, кроме рассматриваемого, определяют из формулы
7]',=-^ = ^—^-=1--= —. (130)
'об D D D Гн D
Введя параметр г, равный отношению полного объема камер одного
D±c
цилиндра насоса, к объему, описываемому одним поршнем, г= & >
можно написать
Объемный к. п. д. насоса зависит также от жесткости камер насоса,
образующих вредное пространство. Очевидно, увеличение объема этих
камер, вызванное упругой деформацией их под действием сил давления
жидкости, будет сказываться на объемном к. п. д. в такой же мере, в
какой влияет сжатие находящейся в них жидкости.
Допустим, что при повышении давления с атмосферного до рн
объем вредного пространства насоса увеличится вследствие механиче-
ской деформации его деталей на величину
где 5 — коэффициент, характеризующий изменение единицы объема
вредного пространства при изменении давления на 1 атм.
Если учитывать величину и жесткость камеры вредного простран-
ства, а также рассмотренное выше сжатие жидкости, то выражение
для объемного к. п. д. примет вид
= 1 —= 1 -Рн? -f - Р^ = 1 -Рн (? + S) > (132)
или, введя величину г, находим
^об==1-Рн('--1)(₽ + 3)- (133)
Выражение (133) показывает, что при проектировании насосов вы-
сокого давления следует стремиться к уменьшению значений гиб, что
достигается максимальным уменьшением объема вредного простран-
70
ства насоса и повышением жесткости его деталей, образующих это про-
странство.
Объем вредного пространства обычно измеряется путем заполне-
ния камер насоса жидкостью. Таким же способом можно измерить объ-
емы сжатия жидкости и деформации камер.
Если камеры насоса, составляющие объем вредного пространства,
имеют правильные геометрические формы, величину последнего мож-
но легко вычислить.
При эксплуатации насосов с большим значением гиб следует при-
менять жидкости с минимальным значением коэффициента объемного
сжатия р.
Поскольку величина параметра г зависит от значений объемов D
и С, следовательно, объемный к. п. д. [см. выражения (131) и (133)] при
регулировании производительности насоса изменением рабочего хода
поршня будет изменяться.
Допустим, что величина рабочего хода поршня при регулировании
производительности уменьшена в два - раза, причем объем вредного
пространства сохранился постоянным, т. е. регулирование производи-
тельности насоса осуществлялось так, что положение поршня в конце
рабочего хода оставалось неизменным. Для этого случая
Таким образом, объемный к. п. д. [см. выражение (131)] понизится
по сравнению с его значением при максимальной производительности.
В большинстве конструкций насосов регулирование производи-
тельности осуществляется изменением величины хода поршня относи-
тельно центра вращения кривошипа механизма. При этой схеме регу-
лирования изменение величины хода поршня вызовет также изменение
величины вредного пространства, так как поршень в этом случае не бу-
дет занимать в конце рабочего хода того положения, которое он зани-
мал при максимальном ходе. Соответственно объем вредного прост-
ранства при рассмотренном выше уменьшении хода поршня (в два
раза по сравнению с максимальным значением) увеличится до значе-
ния С7~ С Н---, а следовательно, величина параметра г определится
4
при этом способе регулирования из выражения
Располагая данными о количественных значениях параметров С,
рн, Р и д [см. выражение (133)], нетрудно вычислить нижний предел
регулирования производительности насоса, при котором объем, опи-
сываемый поршнями, будет равен суммарному объему сжатия жидко-
сти и деформации расширения камер, т. е. можно определить условия,
при которых объемный к. п. д. насоса будет равен нулю.
Что касается уменьшения влияния вредного пространства на ра-
боту, то крайне нежелательно наличие в жидкости нерастворенного
воздуха или газа (см. также стр. 27), при которых значение коэффици-
ента сжатия рабочей среды будет более высоким, чем в чистой жид-
кости.
/
4
Чтобы повысить давление смеси газа с жидкостью до значения рн,
• необходимо эту смесь сжать (уменьшить в объеме) на величину
'(С+вФ(1--НЫ+а^Ь
(134)
где В — объем газа в рабочей камере насоса в начале рабочего хода;
а — коэффициент сжатия газа при повышении давления на 1 атм\
значение этого коэффициента при условии изотермического про-
цесса (см. стр. 306) рассчитывается по закону Бойля — Мари-
отта: pV—const.
Влияние сжимаемости жидкости и деформации, камер насоса на
его объемный к. п. д. имеет особое значение для насосов сверхвысоких
давлений, в которых непосредственные утечки жидкости через зазоры
обычно составляют небольшой процент, а основными утечками явля-
ются потери, обусловленные сжатием жидкости. Испытания насоса на
воде с поршнем диаметром 8 мм и ходом 50 мм при давлении 850 кг/см2
(г= 16мм) показывают, что объемный его к. п. д. оказался равным 46%,
причем потери вследствие непосредственных утечек жидкости состав-
ляли 6,7% и вследствие деформаций деталей насоса и жидкости —
47,3%.
Производительность и мощность гидравлических агрегатов
Полезную производительность Qn насоса и фактический расход
мотора QM можно выразить следующими уравнениями:
для насоса
Qn=QTeop“Qy-QBc; (135)
для мотора
QM = Ртеор + Qy + Qbc> (136)
где QTeop — теоретическая (геометрическая) производительность (рас-
ход) ;
Qy — утечки (скольжение) жидкости через зазоры, зависящие от
разности перепада давления и величины зазоров, а
вязкости жидкости;
Qbc — объемные потери на всасывании (на входе в насос).
Объемные потери от утечек жидкости через зазоры
также
(137)
входе
где Др — перепад давления (разность давлений жидкости на
в агрегат и на выходе из него) в кг/см2',
q — объем, описываемый рабочими элементами (вытеснителями)
агрегата за один оборот;
kc — коэффициент утечек (скольжения);
ц — коэффициент динамической вязкости жидкости.
Подставив эти значения в формулы (135) и (136), получим:
для насоса
Q=qnH-kc^--QBC; (138)
для мотора
Qm = <7«м + + Qbc- (139)
72
При вращении ротора насоса или мотора возникают вредные со-
противления вращению из-за вязкостного и инерционного сопротивле-
ний жидкости в каналах и щелях между ротором и корпусом и сопро-
тивления механического трения в уплотнениях вала, в подшипниках и в
других подвижных соединениях, а также появляются сопротивления на-
грузки, пропорциональные разности (перепаду) давлений жидкости на
входе в агрегат и выходе из него.
Разность давлений обусловливает возникновение крутящего мо-
мента, направленного против движения ротора при работе агрегата в
качестве насоса, и по линии движения ротора — при работе в качестве
гидромотора.
Условимся называть теоретическим или индикаторным моментом
такой момент, который вызывается давлением жидкости в рабочих ка-
мерах. Понятие теоретического момента исключает потери на механи-
ческое трение и потери вязкого сопротивления жидкости.
Фактический крутящий момент на валу насоса или мотора, т. е,
крутящий момент, требуемый для привода насоса, или момент, разви-
ваемый мотором, будет равен алгебраической сумме крутящих момен-
тов:
для насоса
Л1Н — Л4ТСОр~|_Мк4_^трЧ_Л4с> (140)
для мотора
Л1м=Л4теор <Л1к ’-^тр (141)
где Мгеор — теоретический (индикаторный) крутящий момент;
тЙк—момент от вязкостного сопротивления вращению ротора;
Мтр — момент сопротивления механического трения, обусловлен-
ного перепадом давления;
Мс — момент сопротивления механического трения, не зависящего
от перепада давления (момент сопротивления холостого
хода).
Теоретический крутящий момент можно выразить уравнением
М
ук/теор 2- *
Момент от сопротивления вследствие действия вязкостного
тивления жидкости определяется из уравнения
M^k^qn^
где — коэффициент сопротивления сдвига слоев жидкости.
Момент сопротивления трения рабочего хода
/Г1тр №тр ’
(142)
сопро-
(143)
(144)
где &тр — коэффициент сопротивления трения.
Подставляя приведенные выражения в уравнения (140) и (141)
и преобразуя их, получим:
для насоса
Ч = ^- + kxqnv. + ktp + М; (145)
для мотора
ж == _ k qn _ k _ мс. (146)
м О- ТР с х 7
Пользуясь приведенными уравнениями для крутящего момента и
производительности, можно определить характеристики агрегатов по
мощности.
73
Величину мощности на валу насоса и мотора, т. е. мощности, за-
трачиваемой на привод насоса ЛАН, и величину эффективной (полез-
ной) мощности мотора в общем виде можно выразить как произве-
дение крутящего момента на валу и угловой его скорости:
/V = Ж=— М. (147)
н.м 30 \ /
Величину эффективной (полезной) мощности насоса, которая со-
ответствует энергии жидкости, подведенной к мотору, можно предста-
вить как произведение соответствующего объемного расхода на пере-
пад давления:
N=Q(Pi-p2)=Q№ (148)
Подставив из формул (138) и (145) значения Qn и Мп, находим по-
лезную мощность насоса, под которой будем понимать мощность,
эквивалентную эффективной производительности (расходу) насоса;
(149)
и приводную мощность (мощность на валу насоса):
(150)
Теоретическая (индикаторная) мощность, под которой будем по-
нимать мощность, эквивалентную при данном давлении жидкости
теоретической производительности, составит
Nтеор — ^теор10’ (151)
ИЛИ
AZTeop—Ap^n = QTeopAp. (152)
Подставив это значение в формулы (149) и (150), получим
^п = ЧеоР[1-Ас-^------М (153)
ZKtjLZZ qn
Nn =NteoP [1 + *» 77 +*тр4~ ^] • (154)
В принятых на практике размерностях теоретическая
(индикатор-
ная) мощность Мгеор и теоретический крутящий момент Л4ТСОр
выразить уравнениями
Д/’Ртеор _ ДР<?теор
7VTPnn —----- Л- ИЛИ Меор =------------кет;
те°Р 45-10“ ₽ 61,16-10“
Л4теоР = 716,2 те°р- кгм, или AL „ = 974 ^Teop кгм,
п п
где Др —перепад давления в кг/см2;
Q — расход жидкости в см3/мин и п — число оборотов в мин.
Преобразовав приведенные формулы, получим
^„>=0,159^^.
Так как Стеор = (7п [см. выражение (126)], теоретический момент можно
выразить уравнением
И4теор = 0,159 kpq кгсм, (158)
где q — объем, описываемый рабочими элементами агрегата за один
оборот, в см3!об.
можно
(155)
(156)
(157)
74
В приведенных выкладках допустили, что детали насоса абсо-
лютно жесткие и зазоры имеют постоянную величину, а также
что коэффициент трения в различных подвижных соединениях —
величина постоянная; кроме того, допустили, что поток жид-
кости в щелях агрегатов ламинарный и зависимость между сопротив-
лением вращению ротора агрегата и его угловой скоростью линейная.
Коэффициенты полезного действия насосов и
моторов. Коэффициенты полезного действия определяют те или иные
потери мощности агрегата, которые в основном сводятся к объемным и
механическим потерям.
Суммарные объемные потери в насосе AQH и в моторе AQM опреде-
лятся разностью объемов, описываемых их рабочими элементами,
причем для вычисления объемных потерь в насосе фактический (по-
лезный) его расход (производительность) Qn должен быть вычтен
из теоретического <2теор-н [см. выражение (126)] и для вычисления объ-
емных потерь в моторе теоретический его расход QTeoP.M вычитается из
фактического расхода мотора фподв (объема жидкости, подводимого
к мотору, или полезного расхода насоса):
для насоса
AQH«QTeop.H“Qn; (159)
для мотора
Стеор.м* (159)
При правильных геометрических формах рабочих камер насоса
теоретический расход (производительность) можно рассчитать по со-
ответствующим формулам (см. ниже) или определить эксперименталь-
но измерением расхода путем медленного (п=20~30 об/мин) прово-
рачивания насоса при нулевом перепаде давления жидкости между
полостями входа и выхода (при нулевой разности уровней жидкости в
заборном и сливном резервуарах); очевидно, при этих условиях утечки
из рабочей полости и объемные потери на всасывании будут отсутст-
вовать.
Объемный к. п. д. •— это отношение фактического расхода к теоре-
тическому, причем для насоса фактический расход, который здесь яв-
ляется полезным, будет числителем и для мотора фактический расход,
т. е. объем жидкости, подводимой к мотору, будет знаменателем дроби:
для насоса
^об.Н Z4
Ц/теор.н
для мотора
Ртеор.м
*^1об.М z'j *
Чгподв
На основании формул (159) и (160) можно написать
(161)
(162)
Qn=QTeop.H-AQH; (163)
Qxeop.M = Фподв AQM- (164)
Подставив эти значения в формулы (161) и (162) для объемных
к. п. д., получим:
для насоса
! —5^- <165)
Чтеор.н
для мотора
• г1об.м=1 —(166)
ч/подв
75
При допущении, что величины зазоров сохранятся постоянными
независимо от рабочих условий и что обеспечивается заполнение рабо-
чих камер насоса, потери мощности, обусловленные утечками жидкости,
будут зависеть, при всех прочих одинаковых условиях, лишь от давле-
ния жидкости и не будут зависеть от числа оборотов. Так как теорети-
ческий расход изменяется пропорционально числу оборотов, то значение
объемного к. п. д. уменьшается с уменьшением скорости и при опреде-
ленных величинах этого параметра достигает нулевого значения.
Потери вследствие кавитации обычно оказывают на объемный
к. п. д. обратное влияние, увеличиваясь с повышением скорости.
Ввиду того, что утечки практически не зависят, при всех прочих
равных условиях, от числа оборотов, а расчетная производительность
прямо пропорциональна последним, объемный к. п. д. с увеличением
числа оборотов повышается. Фактическая же производительность
насоса С2ф = Стеорт1об будет повышаться даже несколько быстрее, чем
число оборотов, вследствие одновременного повышения при этом объем-
ного к. п. д.
Однако подобное возрастание объемного к. п. д. и производитель-
ности насоса с увеличением числа оборотов будет происходить лишь в
определенных пределах оборотов, в которых условные утечки (см.
стр. 67) вследствие недозаполнения рабочих камер насоса отсутствуют
или столь малы, что не могут существенно повлиять на производитель-
ность насоса. При высоких числах оборотов условные утечки станут
превалировать над основными, и поскольку с увеличением числа оборо-
тов они возрастают, то к. п.д. при этом понижается. В результате
возможно такое большое число оборотов, при котором объемный к. п. д,
равен нулю или близок к нему. Это относится в первую очередь к шесте-
ренным и лопастным насосам, заполнению рабочих камер которых про-
тиводействует центробежная сила.
Преобразовав формулы (126), (137), (138), (139), (165) и (166),
получим:
для насоса
для мотора
. Я
qnn — kc --------
2т. и
*Поб. н ~~
qn^
Ьр
2^пм
"Поб.м
___Qbc
2^пм qnM
(167)
(168)
На фиг. 30 приведены типовые кривые зависимости объемного
к. п. д. насоса в функции давления при постоянной скорости (фиг. 30, а)
и в функции скорости при постоянном давлении (см. фиг. 30,6). Пунк-
тирная линия характеризует утечки (Скольжение) жидкости. Понижение
к. п. д. при значительном повышении скорости обусловлено объемными
потерями на всасывании (кавитацией). Очевидно, для гидравлического
двигателя (мотора) кривые объемного к. п. д. будут подобными, за
исключением зависимости этого к. п. д. от скорости, поскольку кавита-
ция здесь не может возникнуть.
Значение т]Об Для поршневых агрегатов можно принимать для но-
минальных режимов равным 0,964-0,98
Механические потери мощности (потери на трение) определяются
как разность между теоретической мощностью и мощностью на валу
агрегата. Отличие насоса от мотора с этой точки зрения заключается
лишь в том, что для определения потерь в насосе теоретическую мощ-
ность вычитают из мощности на валу насоса, а в моторе — мощность
на выходном валу мотора вычитают из теоретической мощности.
тг - - *
1 См. сноску на стр. 63.
76
Следовательно, можно написать, что механические потери мощно-
сти в насосе
ДЛ^Н ^теор.н
я в моторе
Д/V =ALeoo U — NU,
м тсир* м м7
(169)
(170)
где
н—мощность на валу насоса (приводная мощность);
/VM —мощность, снимаемая с вала мотора (эффективная
ность мотора);
— теор.н И АГтеор.м~’Те0РеТИчеСКаЯ МОЩНОСТЬ НЯСОСЗ И МОТОрЭ.
Механический коэффициент полезного действия агрегата т]мех
делится соотношением между его теоретической мощностью и
яостью на валу. При этом
мощ-
опре-«
мощ-
механический к. п. д. насоса будет равен
Давление Обороты в %
ч f)
Фиг. 30. Графики зависимости объемного к. п. д. насоса от давления жидко-
сти (а) и оборотов насоса (б).
отношению теоретической мощности к мощности,
насоса, т. е. к приводной мощности:
приложенной к валу
^мех.н
-^теор. н
(171)
а механический к. п. д. гидравлического мотора — отношению
эффективной мощности на валу мотора NM к теоретической или индика-
торной мощности мотора WTeop:
N м -^тор
U ’ АГ > ИЛИ ^MPY М
*мех«м л/ ’ ж jf
^теор.м AfTeop
(172)
В последнем выражении
7ИТОр — величина эффективного (тормозного) момента, определяе-
мая опытным путем, и Л4Теор — величина теоретического момента,
подсчитываемая по формулам (142), (156) или (158).
В том случае, если известны или заданы величины NM или г]Мех- м>
величину эффективного (тормозного) момента можно рассчитать по
формуле
^=716,2-^ = 716,2-^-^ кгм.
Пм Пм
На фиг. 31 приведена кривая изменения механического к. п. д. мо-
тора в функции числа оборотов. При известном понижении скорости
мотор начинает работать рывками и особенно при больших на-
грузках и низком объемном к. п. д. Однако поршневые моторы при
качественном изготовлении обеспечивают удовлетворительную равно-
мерность угловой скорости и устойчивость ее под нагрузкой при
77
5—10 об/мин. Для типовых моторов эта минимальная скорость равна
100 об/мин.
Неравномерность вращения мотора при малых оборотах в основном
происходит вследствие пульсации жидкости, обусловленной синусо-
идальным изменением скорости поршня и развиваемого им момента, а
также вследствие переменной силы трения. При увеличении скорости
этот эффект уменьшается.
Теоретическую мощность насоса согласно уравнению (169) можно
представить как разность:
Фиг. 31. График механического
к. п. д. гидравлического мотора
в функции скорости выходного
вала.
(173)
где AWh — суммарные механические по-
тери мощности в насосе.
Отсюда механический к. п. д. насоса
^=1--------(174)
Эффективная мощность на валу мо-
тора согласно уравнению (170)
7V А^ дА^
* м 1 *теор.м v м*
Следовательно, механический к. п. д.
мотора
^ех.м= 1 “• (175)
2*теор. м
Подставив в уравнения (171) и (172) значения механических по-
терь из уравнений (142), (145) и (146), находим
М'еор.н
*^мех. н 77
М
9 —
Дд
Др
7^ + ^с
2т:|лп 2тсЛ4с
ж + ^тр :
Др р 7 Др
(176)
^мех. м дг
-'’теор-м
Др
2~уИс
(177)
Полный к. п. д. насоса или мотора есть
механического к. п. д, Подставив значения
(168) в формулы (176) и (177), получим
ь Ьр
К с
2тсрлн qnH
2^пя , . , 2-Л4с
А + «тр + ~
Др дЛр
произведение объемного и
к.п.д. из формул (167)г
^пол.н ^об.н^мех.н
(178)
^пол .м ^об.м^мех.м
(179)
78
Допустив, что потери на всасывании QBC и момент трения холостого
хода Мс равны нулю, уравнение для полного к. п. д. можно пре-
образовать:
*1
(180)
ПОЛ. м
йж2^(хпм
Др
(181)
В этом уравнении значение к. п. д. выражено как функция коэффи-
циентов kc, k^y 6тр и безразмерного параметра Это свидетельствует
Др
о том, что максимальное значение к. п. д. является лишь функцией ука-
занных коэффициентов.
Чтобы получить выражение для максимального значения полного
к. п. д. насоса, дифференцируем уравнение (180) по параметру-^- и ре-
зультат приравниваем нулю. Тогда
kc
^ПОЛН.М ____ 2^ \рЛн/
. /Илн\ . . S'Ttу72н
«( . J 1 + «ж . + «тр
\Др / Др
(182)
Решая это уравнение
для критической величины —
Др
получим
(183)
Подставив в уравнение (180)
значение величины
jin
Др э
получим
вы-
ражение для максимального значения полного к. п. д. насоса:
^1под.н
(184)
Формулу для максимального значения полного к. п. д. мотора мож-
но получить подобным способом.
Зависимость полного к. п д. насоса и мотора от значения произве-
дения kckw и коэффициента &тр представлена на фиг. 32.
Произведение коэффициентов скольжения kc и вязкого сопротив-
ления является критерием правильности выбора зазоров между
рабочими элементами агрегатов. Очевидно, что имеется оптимальное
значение величины зазора при данной величине параметра pnj&p.
На фиг. 33 представлены кривые, характеризующие рассмотренные
зависимости. Наклон кривой производительности Q определяется
объемом q, т. е. производительностью за один оборот, и наклон кри-
вой а крутящего момента М за один оборот определяется величи-
ной Очевидно, что зная величину ц, нетрудно вычислить и вели-
чину £ж.
Величину крутящего момента при нулевой скорости найдем, если
проведем прямые линии через точки, соответствующие крутящему мо-
менту как функции числа оборотов при постоянном давлении. При этом
79
получим величину крутящего момента, не зависящую от числа оборотов
и равную сумме
М=Ме + /гтрДр
Производительность при нулевой скорости Qc, определенная подоб
ным способом, будет величиной отрицательной и характеризует вели
чину утечек жидкости при этой ско-
рости*
* Построив диаграмму крутящего
момента при нулевых скорости и
утечках, можно найти величины Мй
и fe0 (фиг. 34). Наклон кривой а кру-
тящего момента М на единицу дав-
ления будет определяться значением
£(!+«„)
Фиг, 32. График безразмерных коэф- т прпрсрчрния этой кпи-
фициентов и 1 очка с пересечения этой кри
вой с осью ординат определяет вели-
чину потерь трения холостого хода Мс. Наклон линии Ь, выражающей
зависимость величины утечек (скольжения) жидкости от величины дав-
ления, определится значением Поскольку q и ц известны, можно
вычислить значения &тр и -
В табл. 6 приведены экспериментальные1 характеристики двух на-
сосов. Максимальное значение полного к. п. д. т)Пол. н вычислено по фор-
муле (184).
В приведенной таблице отсутствуют данные о потерях производи-
тельности насоса из-за кавитации жидкости у, всасывающего окна, так
Фиг. 33. Графики производительности и крутящего момента в функции
числа оборотов.
как число оборотов насоса при испытаниях не доводилось до такой ве-
личины, при которой можно было бы измерить величину этих потерь.
Из данных табл. 6 виден порядок величины коэффициента вязкого
сопротивления Значения коэффициента скольжения kc по испыта-
ниям оказались более высокими, чем это можно было ожидать по
расчетам. Последние не могут быть достаточно точными, поскольку вели-
чины допусков превышают величину зазора, а величина коэффициен-
та /гс является функцией этого зазора в третьей степени.
80
Таблица 6
Тип насоса Фтеор см3/об 7ИС кг см &С Z?Tp &с^ж ^пол.н
Шестеренный 48,6 0 9,77-Ю4 1,02*10-7 0,0446 0,01 79
Поршневой 59 0 16,8-104 0,15*10-7 0,045 0,02 87,0
Нагрев жидкости при проходе ее через зазоры в результате высоких
скоростей сдвига слоев жидкости уменьшает вязкость и увеличивает
утечки. Поэтому, если значение коэффициента скольжения определяет-
ся по величине вязкости у всасывающего окна насоса, то необходимо
учитывать повышение температуры жидкости в зазоре.
Перепад давления Др - p2-pj
Перепад давления &p=p2-pj
Фиг. 34. Графики крутящего момента и утечек жидкости в функции
перепада давления.
Высокое значение коэффициента &Тр (см. табл. 6) указывает на
наличие сухого трения, вследствие чего можно ожидать, что срок служ-
бы агрегатов с подобным трением не будет большим.
Значение 7]Мех для поршневых агрегатов можно принимать при но-
минальных режимах равным 0,92-^0,96.
Анализ приведенных формул и результатов опытов показывает сле-
дующее:
1. Величина утечек жидкости через зазоры обратно пропорциональ-
на ее вязкости. Повышение вязкости жидкости положительно сказы-
вается на объемном к. п. д. до тех пор, пока отрицательное влияние
этого фактора на заполнение насоса не превысит положительный
эффект от уменьшения утечек.
При этом следует учитывать, что повышение вязкости отрицатель
но сказывается на механическом к. п. д. и увеличивает гидравлическое
сопротивление трубопроводов. Поэтому наиболее приемлемой будет
такая величина вязкости, при которой суммарные (объемные и меха-
нические) потери будут минимальными.
Однако повышение объемного к. п. д. с ростом вязкости происходит
до тех пор, пока не ухудшится заполнение рабочих камер насоса во
всасывающей полости. Таким образом, объемный к. п. д. насоса будет
наибольшим при такой вязкости, при которой суммарные объемные по-
тери ввиду утечек жидкости через зазоры и неполного заполнения ра*
бочих камер насоса будут минимальными.
В соответствии с этим величина утечек жидкости через зазоры зави-
сит от температуры жидкости. Поскольку теоретическая производитель-
ность не зависит от температуры, а следовательно, и от вязкости жидко-
сти, объемный к. п.д. с повышением температуры выше величины, при
которой обеспечивается заполнение насоса, понижается.
6 1246
81
Так как при повышении температуры в известных пределах
(до 804-90° С) уменьшаются потери мощности, обусловленные вяз-
костью жидкости, механический к. п. д. при повышении в этих пределах
температуры также повышается. Ввиду этого температура жидкости
в указанных пределах практически не влияет на полный к. п. д. агрегата.
2. Величина утечек жидкости прямо пропорциональна величине
перепада давления и, таким образом, зависимость объемного к. п. д. от
давления жидкости будет иметь линейный характер.
Так как увеличение механических потерь мощности, наблюдаю-
щееся с повышением давления жидкости, непропорционально увеличе-
нию теоретической мощности, то механический к. п. д. при повышении
в известных пределах давления жидкости повышается. С уменьшением
рабочего давления механический к. п. д. падает, поскольку одновременно
убывает полезный крутящий момент, а момент сил сопротивления (глав-
ным образом сухого трения) стремится к некоторой постоянной вели-
чине, отличной от нуля.
3. Поскольку теоретическая производительность для случая беска-
витационного режима всасывания прямо пропорциональна числу его
оборотов, а абсолютная величина утечек жидкости для принятых дав-
лений и температур практически не зависит от него, то объемный к. п. д.
с увеличением числа его оборотов в пределах соблюдения бескавита-
ционного режима повышается.
4. Минимальное значение числа оборотов насоса определяется его
герметичностью (утечками жидкости) и максимальное — возможностью
заполнения рабочих камер. При уменьшении числа оборотов его рас-
четная производительность уменьшается, в то время как утечки сохра-
няются, при всех прочих равных условиях, практически постоянными;
в результате при известных числах оборотов полезная производитель-
ность насоса может снизиться до нуля.
Для шестеренного насоса минимальное значение окружной скорости,
при которой обеспечивается приемлемый объемный к.п.д., принимает-
ся равным
= Г0,172^
min *
м1сек,
где р — рабочее давление в кг/см2',
Д —вязкость жидкости в °Е.
5. Объемный к.п.д. насоса, как правило, при всех прочих равных
условиях, будет тем больше, чем меньше доля зазоров, приходящихся
на единицу расчетной производительности насоса. Исходя из этого,
объемный к. п. д. насоса большой производительности обычно выше
объемного к. п. д. насоса малой производительности. Очевидно, что по
этой же причине число оборотов насоса желательно выбирать макси-
мально допустимым бескавитационным режимом всасывания. Механи-
ческий к. п. д., при всех прочих одинаковых условиях, будет тем больше,
чем меньше доля источников трения на единицу расчетной производи-
тельности, ввиду чего механический к. п. д. агрегата повышается с ростом
производительности.
НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ ПОРШНЕВЫХ типов
В современных самолетах, гидросистемы которых работают при дав-
лениях 200—300 кг/см2, применяются преимущественно ротативные
поршневые агрегаты, в частности насосы и гидравлические моторы с ра-
диальным и аксиальным (осевым) расположением цилиндров. В пер-
вом случае движение поршней происходит в одной плоскости и во вто-
ром — в пространстве.
82
Кинематически все механизмы поршневых насосов и моторов по-
строены на базе обычного кривошипного механизма (фиг. 35). При
вращении кривошипа 1 вокруг оси 0% поршень 4, связанный с шату-
ном 2 в точке Оь будет перемещаться в цилиндре 3. За каждый оборот
кривошипа вокруг оси 02 поршень совершит два хода, один из которых
используется для всасывания жидкости, другой—для нагнетания.
Снабдив цилиндр клапанами 5 всасывания и нагнетания, получим про-
стейший одноцилиндровый насос одинарного действия. Величина хода
поршня равна двойной величине кривошипа 1. Осевое расположение
цилиндров предпочтительнее для высоких скоростей и малых крутящих
Фиг. 35. Принципиальная схема поршневого насоса.
моментов и радиальное — для больших крутящих моментов (до 500 кгм,
и выше) и малых скоростей, минимальное значение которых доводят
до 5 об/мин.
Преимущество ,поршневых агрегатов (насосов и моторов) по сравне-
нию с другими типами заключается в том, что детали рабочих пар
являются телами вращения, а следовательно они просты в производ-
стве и могут быть изготовлены с минимальными зазорами, позволяю-
щими работать при высоких давлениях.
В авиации применяют главным образом агрегаты аксиального типа,
которые имеют преимущества в весе и габаритах по сравнению с агре-
гатами радиального типа. В том случае, когда требуется создать зна-
чительный по величине крутящий момент на выходе гидромотора, при-
меняют понижающие механические редукторы.
Радиально-поршневые насосы и гидромоторы
г
%
В радиально-поршневых насосах цилиндры располагаются звездо-
образно, причем оси их находятся в общей плоскости и пересекаются
в одной точке.
Кинематическая схема насосов и моторов радиального типа, полу-
ченная путем инверсии кривошипного механизма (см. фиг. 35), пред-
ставлена на фиг. 36. Так как рабочие полости (цилиндры) перемещаются
относительно неподвижной цапфы, можно осуществить простую систему
распределения жидкости через распределительные окна, выполненные
на цапфе, с которыми поочередно соединяются цилиндры. В частности,,
в рассматриваемой распределительной цапфе выфрезерованы входные и
выходные окна ci и С2, которые через осевые каналы цапфы соединяют-
ся с всасывающим и нагнетающим трубопроводами.
Узлом, лимитирующим повышение давления в радиально-поршне-
вых насосах этого типа, является цапфовый распределитель. Это обус-
ловлено как нагрузками на цапфу, так и утечками жидкости через ра-
диальные зазоры, односторонняя величина которых для этого узла со-
ставляет обычно 0,00Id, где d —диаметр цапфы.
Поэтому насосы с таким узлом распределения обычно применяются
при давлениях до 250 кг/см2. При более высоких давлениях используются
5*
83
насосы с клапанным распределением, давления в которых достигают
500^-700 кг/ои2.
Распространены также системы, в которых клапаны устанавли-
ваются лишь в нагнетательной линии, а всасывание осуществляется
через специальные окна в цилиндрах.
При работе агрегата в качестве насоса (см. фиг. 36) поршни свя-
зываются с барабаном 3 при помощи различных механических устройств
или пружин, помещенных в цилиндры, а также при помощи давления
жидкости вспомогательного насоса. П^и вращении цилиндрового ро-
тора 2 поршни /, прижатые тем или иным способом к барабану 5, совер-
Фиг. 36. Схема радиально-поршневого насоса.
шают возвратно-поступательное движение. При ходе поршней от центра
жидкость при вращении ротора 2 в направлении стрелки будет засасы-
ваться поршнями через окно Ci распределительной цапфы и при ходе
к центру нагнетаться через окно Сг. При переходе поршней через ней-
тральное положение (вертикальную ось) отверстия цилиндров перекры-
ваются уплотнительной частью (перемычкой) k распределительной
цапфы 4. Величина хода будет равна двойной величине эксцентриситета
(кривошипа) е.
При работе агрегата в качестве мотора поршни во время рабочего
хода перемещаются от центра под действием рабочего давления жидко-
сти, поступающей от насоса, и во время холостого хода — к центру
вследствие эксцентричного расположения ротора 2 относительно бара-
бана <?. Следовательно, устройства для принудительного ведения порш-
ней в моторе могут отсутствовать.
Цилиндры насоса и мотора могут быть расположены в несколько
(от двух до шести) рядов, благодаря чему можно получить высокую
производительность насоса или большой крутящий момент мотора.
Для насосов, применяемых в самолетах, максимальная величина
эксцентриситета составляет 8ч-Юлш Ч Распространенное число цилинд-
ров в ряду — пять-девять. Диаметры цилиндров насосов 10—18 мм;
материал цилиндров — бронза или антифрикционный чугун; материал
поршней — цементируемая сталь с HRC 60—64.
1 См. сноску на стр. 63.
84
При выборе размеров окон и каналов всасывания можно исходить
для насосов без принудительной подкачки из скорости жидкости
не выше 2—3 м!сек, а окон и каналов нагнетания — из скорости
5—10 м/сек.
Цапфа 4 (см. фиг. 36) обычно выполняется цилиндрической и
реже —с малой конусностью; конусность усложняет установку ротсра
и регулирование его положения на цапфе. Материал цапфы — цемен-
тируемая сталь с HRC — 60—64.
Силы, возникающие в агрегате
Давление жидкости в цилиндрах насоса или мотора, действуя на
поршни, находящиеся в данный момент в рабочей полости, развивает
усилие (фиг. 37)
(185)
где d—диаметр поршня;
р — давление жидкости.
При эксцентричном положении оси О2 цилиндрового ротора 2 отно-
сительно оси 01 барабана 1 это усилие можно разложить на две со-
ставляющие: силу N, радиальную
к барабану, и тангенциальную си-
лу Т (перпендикулярную к оси
поршня). Последняя создает кру-
тящий момент, который при рабо-
те агрегата в качестве мотора
приводит ротор последнего во
вращение, а при использовании
агрегата в качестве насоса пре-
одолевается моментом, прило-
женным к его валу.
Силы, действующие нормаль-
но к оси плунжера, вызывают из-
гиб и перекос плунжера, а также
смятие боковых поверхностей его
и цилиндра.
В существующих конструкци-
ях насосов (плунжеры изготовле-
ны из стали и цилиндры — из
бронзы) величина максимального
давления смятия от боковых сил,
действующих на плунжер, нахо-
дится в пределах 100—\50 кг/см2.
Фиг. 37. Схема действия сил в радиально-
поршневом моторе.
на фиг. 37, и не учитывая
Пользуясь обозначениями, принятыми
сил трения, можно написать
T=Ptg а;
(186)
cos а
N
(187)
где а —угол между осью цилиндра и радиусом барабана;
Т и N—тангенциальная и радиальная составляющие силы Р давления
жидкости на поршень.
Согласно фиг. 37
г sin 7
е sin а
(188)
85
Заменяя угол 1 равным ему углом 180—0, можно написать
г __sjn(180— 6)
е sin а
откуда
а— arc sin
Подставив
силы, получим
эту формулу в уравнение (186) для тангенциальной
T’—Ptga — Ptg arc sin
(189)
Формула показывает, что при 0=0 сила 7'=0. При 0=90° сила Т
будет иметь максимальное значение:
7™x = plg(arcsin~) .
(190)
Результирующая сила, развиваемая поршнями всех цилиндров,
представляет гармоническую кривую. Подобным способом можно вы-
разить зависимость силы N от е и 9. Подставив в уравнение значение
угла а, получим
р Г / е
N=----------arc sin (sin 6 —
COS a L \ r
(191)
Результирующую составляющую рассматриваемых сил всех ци-
линдров, находящихся в данный момент в полости нагнетания, находят
как равнодействующую всех нормальных составляющих:
7VcyM=S^ (192)
Указанная составляющая нагружает подшипники и распределительную
цапфу 4 (см. фиг. 36).
Для уменьшения удельного давления между трущимися поверхно-
стями применяют гидравлическую разгрузку, с тем чтобы силы давле-
ния жидкости на цилиндрический ротор со стороны нагнетательных окон
цапфы максимально уравновешивались бы силами давления жидкости
со стороны поршней, прижимающими ротор к цапфе.
Для выравнивания давления жидкости, проникшей в зазор, с целью
разгрузки цапфы, на последней выполняются по обе стороны распре-
делительных окон круговые канавки m (см. фиг. 36).
Теоретический крутящий момент. Теоретический кру-
тящий момент, развиваемый мотором или преодолеваемый моментом,
приложенным к валу насоса, есть сумма произведений сил Т на соот-
ветствующие плечи р, т. е. на расстояния от центра цилиндрового
блока до места приложения силы Т каждого из цилиндров.
Так как плечо приложения силы является переменной величиной,
то величина крутящего момента не будет точно пропорциональна вели-
чине силы Т. Наименьшим будет плечо в нижнем мертвом положении
цилиндра (по оси O1O2) (фиг. 37) и наибольшим — в верхнем. Нетрудно
видеть, что разность между максимальным и минимальным значениями
плеча равна 2е:
Ртах Pmin
86
Поскольку сумма плеч pmax+ Pmin = ^ т. е. равна диаметру веду-
фиг. 37), то, решая совместно последние два
щего барабана 1 (см.
уравнения, имеем
Ртах
(193)
Pmin
(194)
дим
Согласно фиг. 37
Описав из центра
О2 радиусом, равным
дугу, нахо-
d
т-г * sin у г
Принимая во внимание, что —- =—, получим
sin a е
cosa = ]/ 1 •—sin2a
откуда
cos 7 Н—
е
si п2^ .
Разложив выражение
sin2 7
в ряд, можем с достаточной
целей точностью написать
для практических
Подставив это выражение в уравнение для р и преобразовав его,
получим
е
4г
(195)
Последнее уравнение дает возможность определить величину плеча
для различных положений цилиндра. Величина крутящего момента для
одного цилиндра равна произведению тангенциальной силы Т [уравне-
ние (189)] и величины плеча р [уравнение (195)]:
М = 7р. (196)
Результирующий момент будет равен сумме моментов 714 цилинд-
ров, находящихся в полости нагнетания:
Afpe.==7’1p1+7'ap24-7’3p3-i- . . . +=£7р. (197)
Нетрудно видеть, что графически результирующий момент будет
иметь вид сложной гармонической кривой с числом колебаний, равным
произведению числа оборотов на число цилиндров при четном их числе
в одном ряду и удвоенному произведению — при нечетном.
87
Неравномерность (амплитуда колебания) крутящего момента Sa
можно выразить в долях номинального его значения следующими фор-
мулами: для нечетного числа цилиндров
и для четного
(198)
(199)
Формулы показывают, что мотор с числом цилиндров z=10 имеет
такую же амплитуду колебания крутящего момента, как и мотор с 2 = 5.
Минимальная величина результирующего крутящего момента
(Mmin), определяющая величину пускового момента мотора, соответ-
ствует некоторой доле среднего значения его момента (Мер) [см. выра-
жение (158)] и для поршневого мотора при числе цилиндров 2 = 5; 7 и 9
соответственно составляет
Мт1п = 0,94<р
AJmin = 0,967Wcp .
Afmin=O,987Hcp
(200)
Кинематика и динамика поршня
Движение поршня (см. фиг. 36 и 37) складывается из относитель-
ного движения вдоль оси цилиндра и вращательного движения вместе
с цилиндром вокруг центра цилиндрового блока О2 с постоянной угло-
вой скоростью со.
Поршень за время перемещения цилиндра из положения, показан-
ного на фиг. 37 в верхнее положение, т. е. за время поворота цилиндра
на угол у, пройдет путь х, заняв при совпадении оси О2О{ с осью О2А
верхнее положение. Величина этого пути
Относительную скорость движения поршня f70TH получим, взяв от х
производную по времени:
dx
отн”~ dt
Так как угловая скорость о> = находим
и =<о —
°™
Учитывая, что —
е
, получим в результате дифференцирования
sin а
^отн 01
2г cos a
(201)
Поскольку угол а мал, скорость движения поршня с достаточной точ-
ностью можно определить по следующей формуле:
отн
ea>(sin y Н----- sin
(202)
Угол у, которому соответствует максимальная скорость поршня,
определяется обычным способом нахождения минимума и максимума.
88
Скорость t/отн
будет максимальной при у, определяемом из уравнения
Графически скорость С70тн движения поршня представляет сумму полу-
синусоиды и полной синусоиды.
Ускорение поршня. Составляющие ускорения движения лю-
бой точки поршня определяются при помощи теоремы Кориолиса,
согласно которой полное ускорение сложного движения равно геометри-
ческой сумме векторов ускорений относительного и переносного (вра-
щательного) движений, а также поворотного ускорения.
Полное ускорение точки А поршня (см. фиг. 37) в относительном
движении /отн будет направлено по оси цилиндра О2А к центру О2 или
от него, в зависимости от направления вращения ротора.
Величина /отн определится из уравнения
dUотн __ dUоТН
dt
Подставляя из уравнения (202) значение (70Тн и
его, получим
/отн” еа)2 COS у 4--— COS 2*Л + sin2
•/0ТН L\ * Г COS а / \ г / 4cos3aJ
(203)
дифференцируя
Принимая во внимание, что третий член правой части уравнения
и угол а малы, можно с достаточной для практики точностью пользо-
ваться формулой
/отн = eu)2 I COS Y + -
(205)
Ускорение точки А в переносном движении будет направлено по
оси Оз-Д к центру О2 и по величине оно равно
/пеР = Р(и2’ (206)
Подставив из уравнения (195) значение р, получим
Лер = eu>2 (coST + ^
cos 2д +
(207)
Поворотное ускорение точки А будет направлено перпендикулярно
к оси цилиндра в сторону, обратную вращению ротора, при движении
поршня к оси вала и в сторону вращения ротора — при противополож-
ном движении поршня. Величина этого ускорения определится из
уравнения
JnoB=2a>t/orasina, (208)
где со — угловая скорость вращения переносного движения;
а —угол между осью вращения и направлением относительной ско-
рости поршня £/отн.
В данном случае a = 90°, поэтому
7пов
= 2<оЦ.тн.
Подставляя из уравнения (202) значение Z7OTH, получим
(209)
(210)
J пов
Силы инерции. В соответствии с приведенными выше выклад-
ками сила инерции элементарной массы, сосредоточенной в любой
89
точке, сложится геометрически из трех элементарных сил инерции. Каж-
дая из сил равна произведению этой массы на соответствующее ускоре-
ние и направлена в противоположную этому ускорению сторону.
Сила инерции массы т в относительном движении определится из
уравнения
^ОТН отн» (211)
где т — масса поршня, сосредоточенная в центре тяжести его комплекта
(массой жидкости, заключенной в цилиндре, пренебрегаем).
Подставляя из уравнения (205) значение /отн, получим
W7oth= — tf^Wcos т + —cos2/j. (212)
Сила инерции массы т в переносном движении определится из
уравнения
^пер=-^цер, (213)
где /пер — ускорение центра тяжести комплекта поршня в переносном дви-
жении, согласно формуле (206), равное
7пер=Р1<в2-
Здесь Pi — расстояние от оси до центра тяжести поршня
(см. фиг. 37).
Следовательно,
№пер=-/пР1ш2- (214)
Предположим, что центр тяжести поршня находится в точке k на
расстоянии у от точки А (см. фиг. 37). Тогда
Pi = P“ У-
Подставив из уравнения (195) значение р, находим
г е \
Т“77)_уг
поворотному (кориолисо-
(215)
в поворотном движении.
Подставив из уравнения (210) значение /пов, получим
^пов=—^2 sin т + — sin 2т). (216)
\ г
Эта сила будет действовать в направлении то к одной, то к другой
стенке цилиндра, а следовательно, будет то ускорять, то замедлять
вращение цилиндрового блока, в результате чего влияние ее на
баланс действующих сил сведется к нулю. Однако действие ее повышает
трение поршня о стенки цилиндра, а следовательно, повышает их износ.
е cost------
\ 1 4г
Ж,ер = — "г®2
Сила инерции массы т, соответствующая
вому) ускорению, определится из уравнения
^пов ^7 пов’
тяжести поршня
где /пов
Производительность насоса
рот
Расчетная (теоретическая) производительность насоса за один обо-
(рабочий объем) равна объему, описываемому его поршнями:
см*1об, (217)
где d — диаметр цилиндра в см;
h — ход, поршня в см;
z — число поршней.
90
Учитывая, что ход поршня равен двойному эксцентриситету, h — 2e
{см. фиг. 36 и фиг. 37), получим выражение для объема, описываемого
поршнями насоса:
<?=—2ez см3[об.
Следовательно, минутная теоретическая производительность будет
равна
— ------ смэ1мин, (218)
2
где п — число оборотов в 1 мин.
Путем изменения величины и знака эксцентриситета е можно осу-
ществить регулирование величины и реверс подачи жидкости насосом.
Действительная (эффективная) производительность равна
где т]об — объемный к. п. д. (см. стр. 75).
Равномерность подачи (потока) жидкости. Мгно-
венная подача одним поршнем пропорциональна относительной ско-
рости движения поршня в цилиндре и равна
(219)
Подставив из уравнения (202) значение мгновенной скорости
поршня t/отн, получим мгновенную подачу одним поршнем:
Суммарная мгновенная подача всех поршней, находящихся в ра-
бочей полости, составляет
Q=/^<sinii +-^-sin 2-fJ +/еш (sin 72 4- sin 272) +
\ X/ / \ /
(221)
где То 72’ 7з~Углы» образованные осями цилиндров с осью мертвых
положений.
Таким образом, чем больше число поршней, тем меньшей будет
амплитуда и большей частота пульсаций подачи, причем частота пуль-
саций при четном числе цилиндров равна произведению их числа на
число оборотов и при нечетном — в два раза больше. Амплитуда пуль-
саций подачи при нечетном числе цилиндров будет соответственно
меньшей, чем при четном.
Мерой пульсации потока жидкости является степень неравномер-
ности, которая обычно оценивается коэффициентом
„_ Qmax Qmin
Q SS ------------
1
2 (Qmax 4" Qmin)
где Qmax и Qmin“Максимальное и минимальное значение суммарной
мгновенной подачи.
В качестве примера на фиг. 38 приведены расчетные графики ко-
лебаний подачи жидкости насосов с различными числами цилиндров г
в функции угла поворота цилиндрового ротора; на графиках указаны
91
значения максимального и минимального мгновенного расхода в про-
центах от номинальной (средней) величины. Заштрихованные участки
характеризуют степень неравномерности подачи (расхода).
Для практических целей амплитуду колебания подачи можно опре-
делить по формулам (198) и (199). Более высокая неравномерность
подачи при четном числе цилиндров объясняется тем, что в этом случае
цилиндры расположены диаметрально противоположно, т. е. в мертвом
положении будут одновременно находиться два цилиндра.
Очевидно, что колебания расхода жидкости вызовут колебания
давления, которые в процентном отношении будут превышать первые.
Амплитуда этих колебаний тем больше, чем больше частота пульсации
расхода, т. е. зависит от числа оборотов насоса. Измерения давления
Фиг. 38. Графики колебаний подач радиально-поршневых насосов.
в трубопроводе на расстоянии 1 м от пятицилиндрового насоса (расчет-
ный график расхода этого насоса представлен на фиг. 38) показали,
что даже при относительно небольшом числе оборотов насоса
п = 275 об/мин, колебания давления (кривая а), обусловленные колеба-
ниями расхода при номинальной величине давления 32 кг1см2, дости-
гают следующих величин (фиг. 39):
Максимальное давление.................... 42 кг/см2
Минимальное давление..................... 22 кг[см2
Для сравнения на этом же графике приведена расчетная кривая
колебаний подачи (см. кривую &).
Следует иметь в виду, что характер и величины пульсаций расхода
и давления жидкости, наблюдающиеся при работе на общую гидравли-
ческую сеть двух или нескольких насосов, установленных на разных
авиационных двигателях, будут иными, так как в этом случае могут
совпадать максимальные значения расходов.
Компрессия жидкости в ц и л и н д р а х. Ширина b уплот-
нительной части распределительной цапфы k (см. фиг. 36) должна
быть минимальной, но такой, чтобы было обеспечено надежное пере-
крытие отверстий цилиндров, так как при малых перекрытиях увеличи-
92
ваются утечки жидкости, а при больших появляется компрессия жидко-
сти в цилиндрах.
Компрессия жидкости может наступить в результате того, что ве-
личина ширины в уплотнительной части цапфы несколько больше диа-
метра отверстия цилиндра, в результате чего оно будет перекрываться
еще до прихода цилиндра в нейтральное положение. Очевидно, жидкость,
Фиг. 39. Графики пульсаций давления, вызванных колебания-
ми потока жидкости.
вытесняемая поршнем на оставшейся до нейтрального (мертвого) по-
ложения части пути, сможет удалиться лишь через зазоры между рас-
пределительным валом и цилиндровым ротором или между поршнем
и цилиндром. Вследствие высокой герметичности поршневых насосов
в запертых цилиндрах развивается большое давление, которое вызовет
значительные нагрузки на подшипники и распределительную цапфу.
При проектировании нереверсивных насосов или моторов компрес-
сию можно устранить смещением уплотнительной поверхности распре-
делительного вала относительно нейтральной оси в сторону всасываю-
щей (для насоса) или нерабочей полости (для мотора). Для полного
устранения компрессии это смещение должно быть таким, чтобы мо-
Полость
нагнетания
а)
Цапфа условно по-
вернута на 90°
Фиг. 40. Схемы распределительной цапфы.
мент отсечки отверстия цилиндра уплотняющей поверхностью распре-
делительной цапфы со стороны полости нагнетания совпадал с прихо-
дом оси цилиндра в нейтральное (мертвое) положение (фиг. 40, а).
Устранение компрессии в этом случае будет осуществлено за счет по-
явления на начальной части пути поршня вакуума в цилиндре.
Уменьшение компрессии может быть достигнуто выполнением от-
верстия в донышке цилиндра в виде узкой щели, широкая сторона а ко-
93
торой расположена параллельно оси цилиндрового ротора. Уплотняю-
щую (разделительную) перемычку (см. фиг. 40, б) распределительной
цапфы в этом случае можно уменьшить, благодаря чему уменьшится
компрессия.
Число оборотов гидромотора радиально-порш-
невого типа. Соединив трубопроводом два поршневых насоса, по-
лучим схему поршневого привода (трансмиссии) ротативного действия
(см. фиг. 4, а).
Теоретическое число оборотов мотора (выхода трансмиссии) пм. теОр
получим, приравняв значения расчетных минутных расходов (произво-
дительности) насоса и мотора, вычисляемые по формуле (218):
И, *"*" И -----------
'Ъи.теор
2-
где
2-
Н*Н
2 _
= п
н
Для привода
k~ 1, и поэтому
у которого размеры
насоса и мотора одинаковы
(223>
Моторы этого
оборотов П-54-10
п == tl —~
'‘'м.теор
типа устойчиво работают при минимальном числе
в минуту.
Конструкция радиально-поршневых насосов и гидромоторов
Конструктивная схема нерегулируемого насоса представлена на
фиг. 41 (см. также фиг. 36). Поршни 2 этого насоса поджимаются пру-
жинами 3 к внутренней обойме роликового подшипника 4, который здесь
выполняет функции барабана 3 рас-
смотренной выше схемы (см. фиг. 36).
Так как поршни при своем движении
увлекают внутреннюю обойму (бара-
бан), устраняется трение скольжения
12 3 4
Фиг. 41. Конструктивная схема ради-
ально-поршневого насоса нерегули-
руемого типа.
их по барабану в основном движении,
которое заменено здесь трением каче-
ния роликов. Очевидно, что скольжение
поршней по барабану, обусловленное
эксцентричностью положения подшип-
ника 4 и цилиндрового ротора 1, сохра-
нится, но оно будет незначительным.
На фиг. 42 изображен радиально-
поршневой насос с эксцентриковым
приводом поршней и неподвижными
цилиндрами. Цилиндры выполнены в
виде съемных сегментов 14. Каналы
цилиндров, ведущие от клапанов на-
гнетания, соединены через круговой
литой канал 1 корпуса 10 с каналом
нагнетания И. Уплотнение в месте сты-
ка эти^ каналов, т. е. стыка сегментов 14 с плоскостью корпуса 10, осу-
ществлено при помощи резинового кольца 3. Сегменты 14 к корпусу 40
прикрепляются шпильками 9.
Жидкость из бака через канал всасывания 12 поступает во внутрен-
нюю полость корпуса насоса, откуда через окна 5 в стенках цилиндров,
94
Фиг. 42. Поршневой насос с неподвижным цилиндровым блоком.
расположенные на некотором расстоянии от дна цилиндра, а также
через сверления 15 засасывается в цилиндры при ходе поршней в на-
правлении к центру; указанные окна 5 заменяют клапаны всасывания.
Процесс всасывания и нагнетания происходит в следующем поряд-
ке. При ходе какого-либо поршня 4 к центру насоса соответствующий
клапан нагнетания 2 закрывается и поршень создает в цилиндре вакуум;
после того как поршень при дальнейшем движении откроет окно 5,
жидкость из полости корпуса, соединенной с резервуаром, поступит че-
рез это окно в цилиндр. Поршень 4 при движении от центра, после того
как окно 5 будет перекрыто, выдавливает жидкость через клапан 2 в по-
лость 1 нагнетания насоса.
Привод поршней 4 осуществляется эксцентриковым валиком 8,
несущим кольцо 7, с которым при помощи пальца 6 и сухарей 13 свя-
заны поршни.
поворота
Фиг. 43. График потока жидкости многопоршневого насоса.
В этом насосе величина эксцентриситета определяет полную вели-
чину хода поршня, однако рабочим ходом является лишь часть полного
хода, равная пути поршня, совершаемому после перекрытия им окон 5,
а остальная часть полного хода поршня является холостым его хо-
дом, при котором не происходит подачи жидкости в нагнетательную
полость.
В соответствии с этим подача жидкости одним поршнем (фиг. 43)
изображена заштрихованной площадью, представляющей часть сину-
соиды. Часть синусоиды, показанная пунктирной линией, относится к от-
резку пути, который поршень 4 (см. фиг. 42) проходит до перекрытия
им окна 5, при этом жидкость из цилиндра поступает во всасывающую
полость насоса и не подается указанным поршнем в нагнетательную
полость.
-Производительность подобного насоса можно определить по фор-
муле
(224)
Q=—-Apzn,
где z и h — число цилиндров и число оборотов насоса;
d и Ар —диаметр и рабочий ход поршня;
Л„ = Л — Ь — 2е — Ь-,
(225)
е — величина эксцентриситета (кривошипа) приводного вала;
h — полный ход поршня, определяемый величиной эксцентриситета
(кривошипа) вала;
Ь — величина пути, который поршень пройдет от начала хода на-
гнетания до перекрытия им окна 5, т. е. величина пути поршня
до начала нагнетания им жидкости;
В практических условиях величина Ь выбирается равной величине
высоты щели окна 5 по оси цилиндра.
Цилиндры изготовлены из цементируемой стали типа 12ХНЗА с за-
калкой цементированного слоя до твердости HRC 62—65; поршни 4
96
и валик 8 — из шарикоподшипниковой стали с закалкой до твердости
HRC 58—62; сухари 13 изготовлены из фосфористой бронзы.
Преимуществом списанного насоса является то, что он не имеет
всасывающих клапанов. Однако при ходе всасывания в цилиндрах до
их соединения с полостью всасывания образуется вакуум, вследствие
чего цилиндры частично заполняются воздухом и парами, которые выде-
ляются из жидкости, находящейся во вредном пространстве насоса, что
снижает производительность насоса.
На фиг. 44 изображена схема подобного поршневого насоса с веду-
щим эксцентриком. Питание насоса осуществляется вспомогательным
шестеренным насосом 2, производительность которого несколько пре-
вышает производительность основного насоса.
10
Фиг. 44. Схема радиально-поршневого насоса регулируемого типа.
Жидкость из резервуара поступает через входное отверстие 1
к шестеренному насосу 2 и от него через окно, регулируемое плунжер-
ным клапаном 7, и канал 8 подается под низким давлением к входному
(всасывающему) каналу 11 основного поршневого насоса. Излишек
нагнетаемой жидкости через переливной клапан 3 возвращается к-вса-
сывающему каналу вспомогательного насоса 2, Чтобы сохранить равно-1
мерную температуру и вязкость жидкости, определенное ее количество
отводится в резервуар через жиклерное отверстие 6 большого сопро-
тивления.
Поршневой насос подает жидкость под высоким давлением через
каналы 10 и 12 к выходному отверстию 13, с которым сверлением 14
соединена камера поршня 15, воздействующего на плунжер клапана 7.
Когда давление в системе повышается до максимальной величины,
поршень 15 преодолевает силу пружины и, переместив клапан 7, пере-
крывает окно и выключает поток жидкости от шестеренного насоса к
поршневому, сохранив лишь небольшой поток, поступающий через жик-
лерное отверстие 4 и канал 8, до тех пор пока не будет достигнуто мак-
симальное давление в системе насоса высокого давления. После этого
поршень 15 откроет выходные окна в канале 14 и жидкость под высо-
ким давлением направится через пружинную камеру и канал 5 в резер-
вуар. Во время холостого хода поршневого насоса (при нулевой его
производительности) создается разрежение во входном канале 1L Это
разрежение действует на нижнюю часть поршня 16 и уменьшает таким
образом давление, на которое настроен переливной клапан 3 шестерен-
ного насоса, благодаря чему в этом режиме он начнет работать при низ-
7 1246
97
ком давлении жидкости. В результате этого уменьшается расход энер-
гии для привода насоса в указанном режиме. Так, например, для при-
вода насоса при нулевой производительности, числе оборотов 3000 об/мин
и давлении 280 кг!см2 требуется мощность менее 1 л. с., тогда как при
полной производительности для привода насоса требуется мощность
14 л. с.
К преимуществам рассматриваемого насоса относится простота
разгрузки, которая осуществляется регулированием расхода питания.
Однако при работе в режиме неполной производительности основного
насоса объем, описываемый его поршнями, превышает объем жидкости,
поступающей от шестеренного насоса, в результате чего в цилиндрах
создается вакуум, сопровождающийся выделением из жидкости раство-
ренного в ней воздуха, который поступает в гидросистему (см. стр. 25).
Фиг. 45. Схема радиально-поршневого насоса с насосом под-
качки.
Схема насоса подобного типа показана на фиг. 45. Вспомогатель-
ный шестеренный насос 1 питает жидкостью под небольшим давлением
радиально-поршневой насос с клапанами—впускным 2 и нагнетатель-
ным 6. Между шестеренным и поршневым насосами расположен регу-
лирующий золотниковый клапан 5, который под давлением жидкости
перемещается в направлении против действия пружины 3. При давле-
нии, равном нулю, цилиндры насоса полностью заполняются и поршни
совершают максимальный ход. Когда давление повышается, клапан 5
преодолевает усилие пружины 3, смещается, и поток жидкости посту-
пает частично к впускному окну поршневого насоса, а частично —
к сливному окну 4, пока впускное окно при максимальном давлении
210 кГ/см? полностью не закроется и весь поток жидкости от шестерен-
ного насоса будет направлен в бак через сливное окно 4. В этом случае
поршни 7 насоса не перемещаются. При промежуточных положениях
клапана 5, а следовательно, и давлениях поршни будут совершать толь-
ко часть хода.
Для повышения производительности насоса (или соответственно
крутящего момента гидромотора) применяются многорядные (до шести
98
рядов) поршневые агрегаты (фиг. 46,6 и в). В схеме двухрядного порш-
невого насоса, представленного на фиг. 46, а, распределение выполнено
с помощью золотников управляемых наклонной шайбой 4. Привод
поршней 2 насоса осуществляется двумя эксцентриками 3. Многоряд-
ные агрегаты выполняются как с торцовым, так и с радиальным цап-
фовым распределением жидкости. Подобные агрегаты обычно приме-
няются как гидравлические моторы и реже как насосы.
Поршни агрегатов, представленных на фиг. 46, а и б, имеют гри-
бовидные головки, которыми они опираются на конические внутренние
3
Фиг, 46. Многорядные радиально-поршневые насосы и гидравлические моторы.
поверхности колец барабана. Так как точки контакта головок поршней
и поверхности конических колец смещены относительно оси поршней,
последние при работе совершают в цилиндрах не только поступатель-
ные перемещения, но и поворотные, что улучшает условия работы
поршневых пар.
В том случае, когда требуется уменьшить пульсацию потока жидко-
сти многорядного насоса (или соответственно пульсацию момента, раз-
виваемого гидромотором), один ряд цилиндров смещается относительно
другого в плоскости, перпендикулярной оси цилиндрового ротора.
Радиальн о-п оршневой мотор многократного дей-
ствия. Для увеличения крутящего момента на валу мотора или соот-
ветственно — расхода насоса применяются агрегаты многократного
действия, в которых статор (направляющее кольцо) 1 выполняется
в виде овала (фиг. 47, а). Нетрудно видеть, что каждый из поршней 3
подобного агрегата совершит за один оборот цилиндрового ротора
(блока) 10 два двойных хода. Величина каждого хода будет равна
h — а—Ь.
7*
99
Рабочий объем такого агрегата за один оборот составит
= — z (а — Ь).
(226)
Рабочий объем такого насоса или мотора, а следовательно, крутя-
щий момент последнего, будет в два раза больше, чем агрегатов одинар-
ного действия. В соответствии с этим число оборотов такого мотора при
том же расходе жидкости будет в два раза меньше числа оборотов мо-
тора одинарного действия. Число уплотняющих перемычек и каналов
питания цилиндров распределительной цапфы 5 здесь должно быть
Фиг. 47. Гидравлические моторы ра-
диально-поршневых типов многократ-
ного действия.
удвоенным, т. е. цапфа должна иметь четыре перемычки и четыре кана-
ла, каждая пара которых соответственно соединена с полостями всасы-
вания и нагнетания; каналы 6 и 7 сверлением 8 соединены с выводным
каналом 9. Очевидно, что при достаточно большом числе цилиндров
цапфа будет разгружена от реакции сил давления жидкости на поршни,
которые в этом случае действуют в противоположные стороны.
п Для устранения трения скольжения о статор на внешних концах
поршней 3 имеются вращающиеся ролики 2, помещенные на игольчатых
подшипниках. Поршни прижимаются к направляющему кольцу 1 пру-
жинами 4, которые обеспечивают контакт с ними поршневых роликов 2,
т. е. обеспечивают перемещение поршней. На внешних сторонах цилин-
дров выфрезерованы прямоугольные пазы под ролики 2, которые устра-
няют возможность поворота поршней в цилиндрах.
Если внутреннюю поверхность статора выполнить в виде двойного
овала, то можно осуществить четыре рабочих хода поршней за каждый
оборот, благодаря чему соответственно повысится значение крутящего
момента (см. фиг. 47,6).
100
Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы
Насосы (и моторы) с аксиальным расположением цилиндров полу-
чили в практике название пространственных, или насосов с наклонным
диском.
Кинематической основой этих агрегатов является кривошипно-
шатунный механизм (фиг. 48), в котором цилиндр 3 при повороте кри-
вошипа 2 вокруг оси 1 совершает перемещения по вертикали (в плоско-
сти чертежа), двигаясь параллельно самому себе и сохраняя горизон-
тальное положение своей оси; поршень перемещается согласно схеме
по вертикали вместе с цилиндром и одновременно в цилиндре (вдоль
оси последнего).
Фиг, 48. Кинематическая схема насоса аксиального типа.
Перемещение поршня за время поворота кривошипа 2 на угол а
равно перемещению проекции пальца этого кривошипа по линии мерт-
вых точек:
х'~Я—R cos а=Я(1—cos а), (227)
где Я — длина кривошипа.
Очевидно, что полное перемещение поршня при повороте криво-
шипа на 180° составит
х'=2Я.
Поршень насоса при движении в одном направлении засасывает
и в другом нагнетает жидкость.
При работе такого агрегата в качестве мотора жидкость, поступив
в него под давлением р, действует на его поршень и приводит во враще-
ние вал кривошипа.
Схема принципиально не изменится, если плоскость вращения кри-
вошипа повернуть вокруг вертикальной оси уу относительно прежнего
положения на некоторый угол меньше 90°. В этом случае схема превра-
тится в пространственную, а следовательно, цилиндр для сохранения
прежней кинематики поршня вместо прежних перемещений в плоскости
вращения кривошипа должен перемещаться в пространстве (по следу
проекции точки 2 на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра). При
этом ход поршня уменьшится:
х=х' cos р,
где р — указанный угол поворота плоскости вращения кривошипа
(фиг. 49).
Взяв вместо одного цилиндра несколько, расположив их по кругу
(подобно револьверному барабану) и заменив кривошип старой схемы
диском 6, ось которого при указанном повороте плоскости вращения
прежнего кривошипа на угол р будет наклонена относительно оси ци-
101
линдрового блока 3 на угол I =90—ft, получим принципиальную схему
насосов и моторов пространственного типа (см. фиг. 49); этот насос
состоит из аксиального цилиндрового блока (барабана) 3 с поршня-
ми 4, связанного при помощи поршневых шатунов 7 с ведущим диском 6,
ось которого наклонена относительно оси цилиндрового блока на угол у,
изменением величины которого осуществляется регулирование величи-
ны хода h поршней (см. фиг. 49, а). Следовательно, производительность
насоса регулируется изменением угла у наклона оси диска 6 относи-
тельно оси цилиндрового блока <3.
л
д
Фиг. 49. Принципиальные схемы аксиального насоса.
Регулирование угла у осуществляется либо изменением положения
наклонного диска при неизменном положении оси цилиндрового блока
(см. фиг. 52), либо изменением положения цилиндрового блока при
неизменном положении оси наклонного диска (см. фиг. 49,6).
В большинстве конструкций подобных насосов цилиндровый блок
вращается, т. е. цилиндры перемещаются относительно корпуса, что
позволяет просто осуществить распределение жидкости при помощи
окон 8 (см. фиг. 49, а) на неподвижном упорно-распределительном дис-
ке Л с которыми поочередно соединяются при своем движении цилин-
дры. Это достигается тем, что цилиндровый блок 3 торцом опирается
на указанный диск, в котором выполнены дуговые окна S; через эти
окна происходит засасывание и нагнетание жидкости поршнями 4.
В мертвых положениях поршней цилиндровые отверстия перекры-
ваются нижней и верхней разделительными перемычками между канав-
ками (усами) 9 окон 8, ширина s которых несколько превышает размер
102
этих отверстий. Величина перемычки s между окнами всасывания и на-
гнетания выбирается равной
S—; 1,1 1,2б/к,
*
где б?к — диаметр (или большая ось, если отверстие не круглое) канала,
соединяющего цилиндр с распределительным окном.
Чтобы предотвратить ударное действие обратного потока жидкости
в момент соединения какого-либо цилиндра с полостью нагнетания, на
концах окон 8 предусмотрены узкие канавки 9 малого сечения, которые
соединяют цилиндры с полостью нагнетания до прихода их в непосред-
ственное соединение с окнами 8. Благодаря этому происходит плавное
повышение давления в цилиндре до давления в полости нагнетания.
Ширина таких канавок равна 14-2 мм; угол 8=84-10° (см. фиг. 49, а).
Эти канавки часто выполняются сужающимися как по глубине, так и по
ширине (см. правую часть окон 8 на фиг. 49, а).
Распределение жидкости обычно осуществляется через торец, при-
чем распределительный узел выполняется как плоским (см. фиг. 49), так
и сферическим (см. далее фиг. 60) последний вариант имеет преимуще-
ства перед первым, так как он допускает некоторое угловое отклонение
осей цилиндрового блока и распределительного диска.
Аксиальные насосы с торцовым распределением позволяют выпол-
нить всасывающие каналы больших размеров, чем радиальные насосы
с цапфовым распределением, и, следовательно, допускают более высо-
кие числа оборотов.
В соответствии с этим вес аксиальных насосов с торцовым распре-
делением на единицу мощности в 24-3 раза меньше по сравнению с ра-
диальными. При давлении 2204-250 кг!см2 этот вес в среднем составляет
0,24-0,25 кг/л. с., тогда как вес радиальных насосов равен ^0,64-
0,7 кг/л. с.
Одновременно следует отметить, что насосы с торцовым распреде-
лением требуют более тонкой очистки (фильтрации) масла, поскольку
плоская масляная пленка в этом узле распределения значительно мень-
шей толщины, чем масляная пленка в цапфовом распределении, в кото-
ром проявляется эффект масляного клина. Распространенное число
цилиндров в насосах аксиального типа г = 74-9.
Максимальный угол у между осями цилиндрового блока и наклон-
ного диска обычно равен в насосах 20° и в гидромоторах 30°; увеличение
этого угла сопровождается ростом боковой составляющей усилия дав-
ления жидкости на поршень. Число оборотов насоса обычно равно
25004-4000 в минуту, но в отдельных случаях достигает 90004-10 000
и 12 000 в минуту (для насосов небольших размеров). Диаметр цилин-
дров насосов, применяемых в самолетах, равен 8—20 мм. Минимальное
число оборотов гидромотора 54-10 в минуту.
Для изготовления распределительных дисков 1 (см. фиг. 49) обычно
применяют литой чугун плотной структуры. Такие диски хорошо рабо-
тают в паре с цилиндровым блоком 3 из нитрированной стали твер-
достью HRC 60—62; поршни 4 дтального цилиндрового блока изготов-
ляются из бериллиевой бронзы. Распространены также распределитель-
ные диски из нитрированной стали той же твердости, применяемые
в паре с цилиндровым блоком из свинцовистооловянистой или сурьмяни-
стой бронзы; в этом случае плунжеры изготовляют из цементируемой
стали 12ХНЗА с закалкой рабочих поверхностей до HRC 58 или из
стали ХВ2, дающей без специального поверхностного упрочнения
твердость HRC 554-60.
В насосах небольших мощностей иногда применяют графитовые
распределительные диски в сочетании со стальным цилиндровым бло-
ком.
103
При выборе материалов трущейся пары для обеспечения минималь-
ного трения следует исходить из того, что при перемещении одного тела
относительно другого с некоторой скоростью в условиях жидкой смазки
одно из них должно иметь повышенную поверхностную твердость, а дру-
гое — среднюю или низкую.
Для уменьшения износа и улучшения приработки трущейся пары
торцовую поверхность цилиндрового блока из бронзы часто покрывают
электролитическим путем тонким слоем металла, обладающего анти-
фрикционным и антикоррозийным свойством. К таким материалам
в основном относятся индий со свинцовым подслоем и свинец.
При обработке деталей распределительного узла необходимо обес-
печить строгую параллельность опорных торцов ротора и золотника;
отклонения не должны превышать 0,005—0,01 мм, Непрямолинейность
поверхностей — не более 0,005 мм. Чистота рабочих поверхностей плун-
жеров и цилиндров обычно в пределах 10—12-го класса. Овальность
и конусность плунжера и цилиндра не должны превышать соответствен-
но 0,002 и 0,005 мм.
Рассматриваемые насосы и моторы с аксиальным расположением
цилиндров применяются для работы при давлениях 280 — 420 кг/см2 „
мощность насосов, выпускаемых для некоторых отраслей промышлен-
ности, достигает 4000 л. с. при давлении 280 кг/см2.
Скорость движения поршня
Движение поршня складывается из относительного движения в ци-
линдре и вращательного (переносного) движения вместе с цилиндром
вокруг оси цилиндрового блока с угловой скоростью со. Для практиче-
ских расчетов расхода жидкости и мощности представляет интерес отно-
сительное движение поршней в цилиндрах.
В дальнейших выводах для упрощения допускаем, что оси шатунов
и поршней совпадают и шатуны перемещаются параллельно самим себе,
а центры их внешних шарниров описывают вокруг оси цилиндрового-
блока 3 окружность (фиг. 49, а). Очевидно, подобное положение будет
справедливым лишь для угла 0=90° и соответственно у=0.
Кроме того, допускаем, что блок цилиндров вращается вокруг сво-
ей оси с постоянной угловой скоростью.
Перемещение поршня в рассматриваемом случае можно определить
по приведенной выше формуле (227), но с учетом угла 0 поворота пло-
скости вращения кривошипа:
х = R (1 — cos a) cos 0,
где 0 — 90 —f.
Выражение для относительной скорости движения
иметь вид
rfx гч о . da
отн=-—=/?COSPsina —
at at
Поскольку
da
можно написать
cos ₽ sin a = sin у sin a.
(228}
поршня будет
(229)
(230}
Приведенное выражение показывает, что и в этом случае имеет
место синусоидальный закон изменения относительной скорости, а сле-
довательно, рассмотренные выше (см. стр. 91) вопросы пульсации рас-
хода жидкости в основном справедливы и для данного насоса.
104
Ниже приведены данные, характеризующие зависимость пульсации
потока жидкости для рассматриваемого насоса от числа цилиндров;
под пульсацией здесь понимается отношение амплитуды волны пульса-
ции &q (см. фиг. 38) к среднему расходу q&^
Число цилиндров
10
Д?/7ср И
45
20
Следует иметь в виду, что величина пульсации зависит также от
закона изменения скорости плунжера по углу поворота цилиндрового
ротора. В этом отношении насосы с цилиндрами, расположенными па-
раллельно оси (см. фиг. 49), имеют преимущество перед насосами с на-
клонным расположением цилиндров (см. фиг. 54).
Максимальная относительная скорость движения поршня соответ-
ствует углу а, определяемому из выражения
tft70TH q
da
ИЛИ
cos р cos а=0. (231)
Для соблюдения этого равенства значение cos а должно равняться
нулю, что соответствует углу а = 90°.
Ускорение движения поршня
Ускорение любой точки поршня состоит из ускорений относитель-
ного и вращательного движений.
Ускорение относительного движения /отн получим, взяв производ-
ную по времени от выражения для t/отн [см. формулу (230)]:
__ ^t/oTH
7отн ” dt
Подставим в это Выражение из формулы (230) 1/0Тн. Продифферен-
цировав его и учитывая, что 7 =90—р, получим
7oth = ^cOS pwcosa^
(232)
Так как — = ш, находим
dt
'отн = Я*"’ COS ₽ COS а =
^^-COS Р cos а.
(233)
где t/окр — окружная скорость рассматриваемой точки.
/отн шах соответствует углу а, определяемому из уравнения
^/отИ __________________________п
или
(234)
Для соблюдения последнего равенства sin а должен равняться
нулю, что соответствует си=0 (крайнее левое положение) и а2=180°
(крайнее правое положение):
2
окр
(235)
105
Ускорение любой точки поршня во вращательном (переносном)
движении будет направлено к центру вращения цилиндрового блока.
По величине оно равно
/пер = ®2Р> (236)
где р — расстояние от выбранной точки до оси цилиндрового блока.
Полное ускорение какой-либо точки поршня получим путем графи-
ческого сложения рассмотренных ускорений.
Силы инерции. В соответствии с приведенными выше выклад-
ками силу инерции массы т поршня в'относительном движении можно
вычислить по уравнению
W'otk = — «/отн = —Б"2 cos ₽ cos a (237)
к
и силу инерции массы т во вращательном движении — по уравнению
№Пер = «Упер = — «Р®2 (238 )
Учитывая, что при допущении, принятом выше, величина р равна
радиусу R окружности, описываемой осью цилиндра, или равна радиусу
наклонного диска, можно написать
(239)
Производительность насоса
Выражение для приближенного подсчета теоретической (геометри-
ческой) производительности насоса получим, подставив в формулу
(217) значение величины хода поршня A=£>tgY, где D — диаметр
окружности, на которой расположены центры цилиндров, или при при-
нятом (см. стр. 104) допущении диаметр окружности точек крепления
шатунов с наклонным диском, и у — угол между осями цилиндрового
блока и наклонного диска.
В результате этой подстановки получим
QTeop = Qn ~----—— см?/мин, (240)
4
Очевидно, что допущение о совпадении осей шатунов с осью цилин-
дра и поршня справедливо лишь в случае, если угол 7 между осями
диска и блока цилиндров равен нулю, а в остальных случаях оси шату-
нов будут находиться по отношению к осям цилиндров под некоторым
углом. Однако, принимая во внимание, что угол 7 обычно не превы-
шает 30°, ошибка, вызываемая этим допущением, относительно неболь-
шая. Чтобы уменьшить влияние этого угла на подачу жидкости, при
конструировании насосов рекомендуется обеспечить следующую эмпи-
рическую зависимость:
Яд -1,006Яц ~ 1,0082Яц,
*
где Яд — радиус окружности, на которой расположены на наклонном ди-
ске оси шаровых шарниров;
Яц —радиус окружности, на которой расположены оси цилиндров.
В общем случае радиус окружности заделки шатунов в наклонном
диске 6 (см. фиг. 49) и радиус окружности, на которой расположены
оси цилиндров, связаны эмпирическим соотношением:
^u=^1 + 2°ST- (241)
106
Равномерность подачи (потока) жидкости. Соглас-
яо выражению (230) подача одним поршнем в каждый данный момент
равна
q = = .^COsPsina^ . (242)
Так как поршни всех цилиндров, находящихся в рабочей полости,
действуют одновременно, суммарная подача составляет
Q = <71 + <72 4" • • • + =7?“/cos Р sina1-(-7?<n/cos р sina2 +...
.. .=7?®/cospSsina, (243)
'де ai, cts и т. д. — углы поворота цилиндров относительно нейтрального
(мертвого) положения.
Сведения по этому вопросу, приведенные на стр. 91 применительно
< радиальным насосам, справедливы и для рассматриваемых здесь
аксиальных насосов.
Кавитационные характеристики насосов с торцовым распределением
жидкости
Момент вступления насоса в кавитационный режим работы зави-
сит, при прочих равных условиях, от величины абсолютного давления
кидкости на входе в насос р0, числа его оборотов, конструктивных раз-
меров и особенностей насоса.
При равномерном вращении вала поршни насоса совершают отно-
сительное движение в цилиндрах, максимальная скорость которого
зпределяется из выражений (230) и (231):
^отн.шах U>/?sin у.
Пространство, освобождаемое поршнем, заполняется жидкостью,
вторая протекает через отверстие dK (см. фиг. 49, а) в донышке ци-
линдра со скоростью (утечками пренебрегаем)
= — =©7?sin т — см[сек,
S S
где s — площадь отверстия в донышке цилиндра в см2\
f — площадь сечения цилиндра в см2.
С другой стороны, скорость жидкости в этом отверстии определяет-
ся по формуле
и2= р, у 2gH — р Lp см) сек.
Пределом значения перепада давления Др для насосов без прину-
дительного питания является такое абсолютное давление жидкости
у входа в насос, ниже которого наступает кавитация.
Очевидно, что для бескавитационного питания насоса должно быть
соблюдено условие
^2 1
или, подставив значения и2 и ир
|xl/ A/?>a)/?siny —. (244)
V 7 5
Последнее выражение дает для конкретных значений R, у, Д ц, $
зависимость между Др и со, которая имеет вид Др=/(ш2).
107
Особенностью рассматриваемого случая является то, что в отличие
от обычного истечения жидкости через неподвижное отверстие здесь
имеет место истечение через отверстие, перемещающееся в направле-
нии, перпендикулярном направлению течения жидкости. Последнее отра-
зится на коэффициенте расхода жидкости ц, значение которого можно
принять на основании экспериментальных данных равным р=0,584-0,6.
Теоретическая мощность и крутящий момент
Усилие Р давления жидкости на один поршень, вычисляемое по
уравнению (185), можно разложить на тангенциальную составляющую
Т', служащую мерой величины крутящего момента, преодолеваемого
в насосе, и момента, развиваемого валом мотора, и на радиальную
составляющую N, направленную по кривошипу (см. фиг. 48).
Тангенциальная составляющая Tf равна
Г — /7Sin а “Р sin а, (245)
4
где а — угол поворота цилиндрового блока (кривошипа) относительно
положения, соответствующего мертвому положению рассмат-
риваемого цилиндра.
Момент на валу кривошипа от действия силы, приложенной к одно-
му поршню, равен
ЛГ = 7’'P = P/?sin а.
Для рассматриваемой схемы (см. фиг. 49), в которой плоскость
вращения кривошипа повернута относительно ее прежнего положения
(см. фиг. 48) на угол р = 90—у, величина тангенциального усилия Т со-
ставляет
Т = Т cos p = Psin a cos j3 = Psin а sin у.
Значение крутящего момента для одного цилиндра примет вид
TW=PPsin7sina ' (24б)
и для всех цилиндров, находящихся в рабочей зоне, т. е. соединенных
в данное мгновение с окном нагнетания распределительного диска,
Mpes=P/?Sin-r£sina, (247)
где R — радиус окружности, на которой расположены оси цилиндров:
Я=Р/2.
Следовательно, пульсация крутящего момента будет такой же, как
и пульсация подачи (см. стр. 104).
В приведенном расчете пренебрегли возможным давлением в каме-
ре корпуса агрегата, которая обычно соединяется с его нерабочей
полостью. Давление в этой камере может появиться в результате дина-
мического напора, обусловленного действием центробежных сил, возни-
кающих при вращении жидкости в корпусе насоса вместе с вращающи-
мися цилиндровым блоком и наклонным диском, а также в результате
возможного статического напора в нерабочей полости агрегата.
При наличии противодавления в нерабочей полости суммарный мо-
мент будет выражаться формулой
И4рез === -^рез *^прот’
где ЛТпрот — суммарный момент от действия противодавления жидкости.
Очевидно, что указанный момент противодавления с достаточной
108
точностью можно учесть, если при вычислении значения Г (см. форму-
лу (245)] значение р заменим перепадом давления в рабочей р\ и нера-
бочей Р2 полостях:
Следует указать, что пульсирующий характер момента, действую-
щего на наклонную шайбу, играет также и положительную роль, по-
скольку он вызывает колебания шайбы с малой амплитудой. Эти коле-
бания на производительность практически не влияют, однако облегчают
регулирование насоса и повышают чувствительность системы регулиро-
вания, так как устраняют трение покоя в механизме регулирования.
Силы, действующие в стыковом зазоре, образованном упорно-распредели-
тельным диском и цилиндровым блоком
В большинстве насосов рассматриваемого типа подвод жидкости
и отвод осуществляются через торец цилиндрового блока (барабана).
Для этого в распределительном диске со стороны рабочего зеркала вы-
полнены, как было указано выше, два серпообразных распределитель-
ных окна 2 и 3 (фиг. 50, а), с которыми последовательно соединяются
цилиндры. Отверстия 1 в донышках цилиндров 4 (см. фиг. 50, г), кото-
рыми* последние соединяются с окнами 2 и 3 (см. фиг. 50, а), обычно
имеют в сечении удлиненную форму, причем ширина их равна ширине
окон в распределительном диске и длина — диаметру цилиндра.
Цилиндровый блок находится под действием результирующих сил
давления жидкости на уступы донышков цилиндров, прижимающих его
к распределительному диску, и противодействующих им сил давления
жидкости в стыковом зазоре, образованном рабочей поверхностью (зер-
калом) распределительного диска и торцом цилиндрового блока. Пло-
щадь уступа каждого цилиндра равна разности площади цилиндра
и отверстия в его донышке.
В большинстве конструкций цилиндровый блок прижимается к рас-
пределительному диску также усилием пружины (на схемах фиг. 49 не
показаны); ввиду того, что усилие затяжки пружины относительно не-
большое, при расчете действующих сил им пренебрегаем.
Из схемы насоса (см. фиг. 49 и 50) видно, что нагрузка, действую-
щая на цилиндровый блок со стороны поршней, несимметрична, так как
с нагнетательным окном соединена лишь часть цилиндров. Помимо
этого, центр давления колеблется около оси поворота наклонного диска
в связи с чередующимся соединением цилиндров с полостями нагнета-
ния и всасывания.
В равной мере несимметричной является нагрузка на блок со сто-
роны стыкового зазора. Часть поверхности распределительного диска
прорезана окнами 2 и 3 (см. фиг. 50, а), в которых действуют давления
жидкости, соответствующие рабочей и нерабочей полостям данного
агрегата; на контактной части действует среднее давление жидкости,
затекающей в зазор между распределительным диском и цилиндровым
блоком из окон 2 и 3. В частности, в случае насоса, питающегося без
дополнительного подпора, жидкость под давлением будет находиться
лишь в одном из окон, соединенном с нагнетающей полостью; во втором
окне, соединенном с всасывающей полостью, будет вакуум, влиянием
которого при расчетах можно пренебречь, приняв давление в нем рав-
ным атмосферному.
Принимая во внимание, что площадь цилиндровых отверстий (ка-
налов) 1 (см. фиг. 50, в) входит в выражение баланса действующих сил
109
со знаками « + » и «—», условие равновесия сил, действующих на цилин-
дровый блок, можно представить с некоторыми допущениями в виде
^Л=Р/ок+4'Лр/кон, (248)
где с — минимальное количество цилиндров, которые могут одновременно’
соединяться с окном нагнетания (см. фиг. 50, б);
fn—площадь сечения цилиндра;
/ок — площадь окна;
р — давление нагнетания;
/кон-площадь контакта цилиндрового блока с распределительным
диском;
рсР — среднее давление в стыковом зазоре (среднее контактное дав-
ление).
Фиг. 50. Схемы, характеризующие действие сил давления в стыко-
вом зазоре поршней.
При этом пренебрегаем влиянием давления в окне всасывания,,
а также считаем, что гидродинамическое давление в стыковом зазоре
ПО
действует лишь на половине поверхности контакта со стороны окна
нагнетания, т. е. пренебрегаем давлением во второй половине зазора со
стороны окна всасывания, обусловленным затягиванием (переносом)
вязкой жидкости движущейся поверхностью цилиндрового барабана.
В том случае, когда давление жидкости во втором окне не равно
нулю, что, в частности, наблюдается при принудительном питании насо-
сов жидкостью под давлением или при работе гидромоторов в системах
с высоким давлением слива жидкости из нерабочих полостей, необхо-
димо в баланс сил включить действие давления в этом окне.
Для того чтобы был обеспечен надежный плотный контакт, силы
давления жидкости, действующие со стороны цилиндров, должны не-
сколько превышать противодействующие им силы давления жидкости
со стороны стыкового зазора.
В практических условиях это превышение составляет 10%, с учетом
которого приведенное выражение примет вид
0,9ср/ц = р/ок+4~Лр/коИ- (249)
Это условие можно выдержать при любых больших опорных пло-
щадях, если для дренирования жидкости, проникающей в зазор между
цилиндровым блоком 3 и распределительным диском Л на последнем
выполнить кольцевую проточку 10, соединенную каналом 2 (см.
фиг. 49, а) с пространством в корпусе насоса.
В отдельных случаях для предотвращения возможности отжима
цилиндрового блока превышение сил, прижимающих его к распредели-
тельному диску, над силами, отжимающими от диска, доводится до 20%.
Однако для создания максимально благоприятных условий работы
пары параметры, входящие в выражение (249), следует рассчитывать
таким образом, чтобы среднее контактное давление рСр было минималь-
ным, но обеспечивало бы герметичность’соединения.
Практика показывает, что при правильном расчете и высоком каче-
стве изготовления деталей уплотнительной пары среднее контактное
давление в зазоре можно снизить без нарушения надежности действия
до 10—15% рабочего давления жидкости. В современных топливных на-
сосах среднее контактное давление на опорной поверхности распредели-
теля находится в пределах 13—20 кг/см2 при рабочем давлении
100 кг!см2, что составляет 134-20 % рабочего давления.
При подборе указанных параметров основную трудность представ-
ляет расчет среднего давления рСп, действующего в стыковом капилляр-
ном зазоре, так как, к сожалению, до настоящего времени накоплено
весьма мало данных по действующим в рассматриваемом зазоре силам
с учетом возможных неточностей обработки деталей уплотняющей пары,
качества материала, из которого они изготовлены, и качества самой
жидкости. Так, например, на закон распределения давления в стыковом
зазоре влияет вязкость жидкости, при увеличении которой среднее дав-
ление в зазоре понижается. Ввиду этого даже при самом тщательном
выборе размеров пары колебания давления могут вызвать появление
непредвиденных осевых сил в том или другом направлении, которые
вызывают либо потерю герметичности, либо повышенный износ пары.
Влияние граничной прослойки масла. Опытами до-
казано, что скользящие поверхности распределительного диска и торца
цилиндрового блока разделены граничной масляной прослойкой. Толщи-
на этой прослойки зависит от величины контактного давления, вязкости
масла и окружной скорости и колеблется в пределах 24-8 лк. Однако,
несмотря на то, что толщина прослойки несоизмеримо велика по сравне-
нию с размерами молекул масла и превышает последние в сотни и ты-
сячи раз, практически можно устранить утечки жидкости через стыко-
111
вой зазор и одновременна обеспечить большой срок службы соединения,
который может исчисляться тысячами часов работы агрегата.
Последнее свидетельствует о том, что в стыковом зазоре действуют
не гидродинамические, а иные закономерности.
Исследованиями, проведенными в смежных отраслях наук (см. [1]
и [4]), установлено, что здесь действуют силы связей полярных моле-
кул, которые будучи ориентированы воздействием твердых поверхностей
деталей, образующих зазор, прочно связываются как с этими поверхно-
стями, так и между собой.
Этими же исследованиями (см. [1]) установлено, что в граничных
слоях молекул действуют до начала их скольжения напряжения сдвига.
Ввиду прочной связи указанных молекул с поверхностями, образую-
щими зазор, напряжение слоев, находящихся непосредственно у стенок,
будет значительным и по мере приближения к средней части зазора
постепенно уменьшается. Ясно, что при увеличении нагрузки слой в сред-
ней части зазора будет выдавливаться в первую очередь, в результате
чего толщина масляной прослойки при увеличении нагрузки уменьшит-
ся. Однако слои, находящиеся непосредственно у стенок, способны
противодействовать значительным силам, благодаря чему при качест-
венном изготовлении деталей можно получить уплотняющую пару, обес-
печивающую высокую герметичность при относительно больших давле-
ниях жидкости, доходящих до 500 кг)см2.
При больших конструктивных зазорах и соответственно больших
толщинах масляной прослойки средние слои ее, в которых силы связи
молекул ослаблены, не смогут противодействовать усилиям сдвига,
вследствие чего герметичность соединения нарушится.
Из приведенного следует, что при правильных геометрических
формах и большой чистоте поверхностей деталей рассматриваемой
скользящей пары можно получить практически абсолютную ее герметич-
ность и большой срок службы. Герметичность достигается благодаря
действию рассмотренных выше внутримолекулярных связей, а высокий
срок службы — благодаря устранению непосредственного контакта по-
верхностей пары, неровности которых скрыты в граничных слоях жидко-
сти. В этом случае износ поверхностей скольжения обусловлен в основ-
ном загрязнением масла механическими включениями.
На основании этого можно допустить чистоту поверхностей, соот-
ветствующую средней высоте неровностей 1ч-2 тик; при этой чистоте
микронеровности будут скрыты в толщине граничного слоя.
При непосредственном контакте поверхностей по выступающим не-
ровностям износ усилится, причем продукты износа, проникнув в мате-
риал, в свою очередь ускорят износ. Следует указать, что здесь имеются
в виду выступающие неровности поверхности, а не ее чистота, к которой
не следует особенно стремиться, так как небольшая шероховатость *
поверхностей уменьшает трение, вследствие того, что она способствует
удержанию смазки. Эксперименты показывают, что радиальные риски
на поверхностях контакта глубиной до 8-нГО мк не нарушают герме-
тичности пары при работе на маслах, распространенных в гидроси-
стемах.
На герметичность и срок службы рассматриваемой пары влияет
также выбор опорной площади или ширины опорных поясков, распо-
ложенных с внутренней и внешней стороны распределительных окон.
Опыт показывает, что с уменьшением этой площади требования по точ-
ности для получения той же герметичности возрастают. Кроме того,
толщина масляной пленки уменьшается с уменьшением опорной пло-
щади быстрее, чем уменьшается момент трения. При уменьшении же
толщины масляной пленки усиливается износ рабочих поверхностей.
Уменьшение износа поверхностей распределительной пары дости-
гается уменьшением окружной скорости скольжения; для этого отвер-
112
стия питания цилиндров рекомендуется выполнять на минимально до-
пустимом прочими требованиями радиусе, т. е. смещать к оси цилиндро-
вого блока.
Давление в стыковом зазоре при нарушении гер-
метичности пары. Из изложенного выше следует, что для предот-
вращения разрыва граничной масляной прослойки выступами поверх-
ностей скользящей пары необходимо максимально снижать контактное
давление. Однако при уменьшении контактного давления, в особенности
при искажении геометрических форм деталей пары, могут нарушиться
указанные межмолекулярные связи в средней части масляной прослой-
ки, вследствие чего начнется течение жидкости; распределение давления
в зазоре станет гидродинамическим, а следовательно, зависящим от
характера (геометрической формы) щели.
Наиболее простым будет линейное распределение давления, соот-
ветствующее параллельной щели (см. фиг. 50, г). В этом случае эпюра
сил давления в зазоре с учетом давления, действующего в окне нагнета-
ния, имеет вид усеченной пирамиды (см. фиг. 50,6). Кривые а характери-
зуют изменение давления в стыковом зазоре в радиальном направлении
от максимальной величины давления р в нагнетательном окне до атмо-
сферного в дренажированном корпусе насоса.
Это изменение давления выражается для параллельной щели
общим уравнением
р~рх — кр
(250)
где и р2 —давление на входе в щель и на выходе из нее;
Др —перепад давления по длине щели в направлении утечек:
Ap=Pi-p2;
х—-давление в произвольной точке щели;
L — длина щели (в этом случае — ширина пояска контактной
поверхности).
Нетрудно видеть, что среднее давление в стыковом зазоре при па-
раллельной щели равно рСр=0,5рь
Рассмотренный выше случай параллельной щели не является типич-
ным, поскольку практически неизбежно некоторое искажение геометрии
деталей, образующих рабочие поверхности, что нарушает параллель-
ность щели. Допустим, в результате этого масляная пленка имеет форму
клина, сужающегося по направлению утечек жидкости (см. фиг. 50,6).
Если в результате ослабления межмолекулярных связей в средней части
граничной масляной прослойки будет нарушена герметичность и начнет-
ся течение жидкости, то распределение давления станет параболиче-
ским; для рассматриваемого случая оно выразится кривой b (см.
фиг. 50, 6).
Уравнение изменения давления в направлении утечек для этого слу-
чая имеет вид
л = Л 4-------------,
(Aj +
где hx и А2 —размер щели у входа и выхода жидкости;
hx — Л2 .
т =
А =р, -
8 1246
(251)
1К
Среднее давление для этой щели будет зависеть, при всех прочих
равных условиях, от величины ее конусности.
Очевидно, если расчет баланса действующих сил в деталях подоб-
ной пары с рассмотренной конусной щелью был произведен в предполо-
жении, что изменение давления происходит по линейному (см. кривую а,
фиг. 50,6), а не параболическому (см. кривую Ь, фиг. 50,6) закону,
появится неучтенное расклинивающее усилие, характеризуемое площад-
ками, отмеченными двойной штриховкой. При известной конусности
щели и величине давления это дополнительное усилие превысит приня-
тый запас усилия с учетом усилия пружины, в результате чего цилин-
дровый блок будет отжат от распределительного диска и герметичность
пары нарушится.
Учитывая также то обстоятельство, что могут быть неперпендикуляр-
ность оси вращения цилиндрового блока, биение его и пр., а также
могут действовать такие внешние факторы, способствующие потере гер-
метичности, как вибрации самолета, инерционные нагрузки и пр., целе-
сообразно этот запас увеличивать.
Что касается предотвращения возможности отжатия цилиндрового
блока от распределительного диска, желательно, чтобы щель расширя-
лась по направлению утечек жидкости (см. фиг. 50, е). В этом случае
изменение давления по длине щели выразится уравнением
Р = А+ В .2 ‘ (252>
(Л| — тху
Среднее давление для такой щели, как и в предыдущем случае,
зависит от величины конусности, однако кривая (парабола) распреде-
ления давления в зазоре будет иной (см. кривую с на фиг. 50,6). По-
этому, если расчет баланса сил был произведен в предположении, что
изменение давления в зазоре происходит по линейному закону, в подоб-
ной паре может развиться при соответствующей величине конусности
недопустимо высокое контактное давление, что вызовет ускоренный
износ пары.
Учитывая, что потеря герметичности, возможная при сужающейся
конусности щели (см. фиг. 50,6), является большим дефектом, чем по-
вышенное трение при расширяющейся щели (см. фиг. 50, е), которое
уменьшается по мере приработки деталей пары, рассматриваемая щель
имеет преимущество перед первой, однако расширение щели по направ-
лению утечек не должно превышать 5ч-6 мк. Очевидно, реальным являет-
ся также случай, когда щель на одном пояске будет расширяющейся
или сужающейся, а на втором — противоположного характера.
Вместе с тем, следует максимально устранять завалы кромок, кото-
рые существенно изменяют распределение давления в зазоре, а также
уменьшают площадь фактического контакта скользящих поверхностей.
На герметичность скользящей пары оказывает влияние скорость
вращения цилиндрового блока. При увеличении угловой скорости утечки
зачастую увеличиваются, что в основном вызывается силами инерции
массы цилиндрового блока, возникающими вследствие практически не-
избежной неперпендикулярности его торца к оси вращения. Если при
малой скорости указанную неперпендикулярность можно частично или
полностью компенсировать осевыми отклонениями блока, то при высо-
ких скоростях силы инерции вращающегося блока противодействуют
этим отклонениям. Кроме того, при некоторых неровностях (искаже-
ниях) контактирующих поверхностей может наблюдаться гидродинами-
ческий эффект клина, вследствие чего толщина масляной прослойки
с увеличением оборотов увеличится и вызовет потерю герметичности.
114
Конструктивные мероприятия по уменьшению износа скользящей пары
Ввиду того, что скольжение происходит по одной и той же поверх-
ности, которая подвергается значительному нагреванию, сильно ухуд-
шаются условия работы скользящей пары. Температура может повы-
ситься настолько, в частности при работе с жидкостями, имеющими
высокую упругость насыщенных паров, что произойдет выделение по-
следних, которое приведет к разрушению смазочной пленки и порче
рабочих поверхностей пары.
Кроме того, если нет утечек жидкости, то масло в жидкостной про-
слойке не обновляется и в результате мятия и действия высокой темпе-
ратуры теряет вязкостные и смазывающие качества (см. стр. 23).
Опыты показывают, что при герметичной паре трение и температура
с течением времени работы повышаются; если же обновить масло при-
нудительным впрыскиванием небольшого его количества в зазор, трение
и температура временно понижаются.
Эти наблюдения позволяют применить порционную смазку зеркала
распределительного узла путем периодического впрыскивания в зазор
между скользящими поверхностями небольших порций масла под дав-
лением.
Схема подобной системы применительно к распределительному узлу
сферического типа представлена на фиг. 51. Для обеспечения смазки
в распределительном диске 1 просверлены два отверстия 3, одно из
которых соединено с рабочей и второе — с нерабочей полостью, в част-
ности для случая насоса — с полостью всасывания и полостью нагне-
тания. Кроме того, на рабочей поверхности этого диска выполнено
большое количество неглубоких глухих отверстий 7, соединенных между
собою узкой круговой канавкой 6, которая несколько смещена относи-
тельно отверстий 3 и с ними не соединяется.
На торцовой поверхности цилиндрового блока (барабана) 2 выпол-
нено семь глухих отверстий S, которые так расположены относительно
канавки 6 и отверстий 3, что при вращении блока каждое из них на
мгновение соединяет отверстие 3 с канавкой 6\ следовательно, за один
оборот цилиндрового блока 2 каждое из отверстий 7 семь раз на мгно-
вение соединится последовательно с полостями высокого и низкого дав-
лений, т. е. за один оборот происходит семь кратковременных впрыски-
ваний масла под давлением в отверстия 7 и соответственно в стыковой
зазор между распределительным диском 1 и цилиндровым блоком 2, и
семь разгрузок их от давления. В результате образуется пульсирующая
масляная подушка, которая значительно снижает силы трения без за-
метного увеличения расхода (утечек) жидкости.
В конструкции, представленной на фиг. 51, зеркало распределитель-
ного диска разделено канавкой 4, соединенной отверстием 5 со сливом,
на две части; в зазоре, образованном внешней частью, действует описан-
ное пульсирующее давление и в зазоре, образованном внутренней ча-
стью— рассмотренные выше закономерности. Жидкость, просочившаяся
в канавку 4 из внешнего и внутреннего колец стыковой поверхности,
по отверстию 5 поступает во внутреннюю полость корпуса.
Описанная принудительная смазка имеет особое значение для
гидравлических моторов, запуск которых может происходить при макси-
мальном крутящем моменте нагрузки, в отличие от насосов, в которых
давление, а следовательно, и нагрузка на опорные поверхности разви-
ваются лишь после страгивания, т. е. после того как в стыковом зазоре
устанавливается масляная пленка.
Ввиду того, что износ распределительного узла, вызывающий поте-
рю герметичности, происходит в основном по перемычкам s, разделяю-
щим окна 2 и 3 всасывания и нагнетания (см. фиг. 50, а), рассмотренные
выше глухие отверстия часто размещаются лишь на этих перемычках
8*
115
(см. отверстие /). При соединении с одним из цилиндров нагнетания
такое отверстие заполняется жидкостью под давлением, которая, после
того как отверстие отсечется (перекроется) межцилиндровой частью
поверхности торца цилиндрового блока, оказывает на последний своим
пружинением разгружающее действие и одновременно улучшает смазку
поверхностей скользящей пары.
При соединении этого отверстия с окном всасывания произойдет
разгрузка системы смазки от давления (сброс давления).
Вид на зеркало
диска 1
Фиг. 51. Схема сферического
1 на зеркало
блока 2
распределителя с масляной
подушкой.
На каждой перемычке обычно выполняется 3—4 отверстия диамет-
ром 1,54-2 мм; глубину отверстий следует выбирать возможно большую,
с тем чтобы увеличить объем отверстий, а следовательно, усилить их
разгружающее и смазывающее действие. Следует также учесть, что
вследствие компрессии жидкости в цилиндрах в момент прохода ими
зоны между окнами, всасывания и нагнетания давление в этих отвер-
стиях может превышать рабочее давление. Ввиду этого указанные от-
верстия уменьшают давление компрессии жидкости.
Улучшить смазку и достигнуть некоторой разгрузки можно также
выполнением на поверхности опорно-распределительного диска лишь
116
одних глухих отверстий без принудительного их питания. Разгружаю-
щий эффект этих отверстий основан на том, что при вращении цилин-
дрового блока давление в них превышает давление в зазоре между
рабочими поверхностями, в результате создается гидравлическая
подушка, которая не способна вызвать расклинение этих поверхностей,
так как при ничтожном увеличении толщины масляного слоя, т. е.
при увеличении размера щели, давление в отверстиях снимается
(падает).
Повышение давления в рассматриваемом случае обусловлено эффек-
том нагнетания вязкой жидкости, находящейся в переносном движении
вместе с торцом цилиндрового блока. Величина избыточного давления
в подобных глухих отверстиях зависит от ряда факторов, основными из
которых являются относительная скорость поверхностей и вязкость
жидкости. Испытания подобной пары на машинном масле показали, что
при относительной окружной скорости поверхностей ~ 7 м!сек давление
в глухих отверстиях достигает 15—20 кг/сж2 при подводимом рабочем
давлении (давлении уплотняемой среды) 5 кг/см2.
Диаметр этих отверстий выбирается равным 1,5—2 мм и глубина
24-3 мм. Если насос не реверсивный, указанные отверстия следует вы-
полнять лишь на стороне нагнетания, которая более нагружена, чем
противоположная.
Распространенные конструкции насосов и моторов
пространственного типа
В практике получили распространение насосы, в которых связь
поршней (плунжеров) с наклонным диском осуществляется различными
пружинящими устройствами (фиг. 52).
Фиг. 52. Насос аксиального типа с пружинным приводом поршней.
Предполагая, что поршень контактирует с наклонным диском
в точке, находящейся на оси поршня (конец поршня считаем заострен-
ным так, как это изображено на нижнем поршне пунктиром), теоре-
тическую производительность QTeop можно определить по выраже-
нию (240).
117
Особенностью расчета подобных насосов является расчет на смятие
сферических головок поршней, который можно производить по формуле
Герца:
(253)
где %ах — максимальное допустимое напряжение смятия;
г —радиус сферы, образующей головку плунжера;
Е—модуль упругости материала;
Р—усилие давления жидкости на поршень (сила реакции наклон-
ной шайбы).
Фиг. 53. Схемы насосов с уменьшенным контактным давлением поршней на на-
клонный диск.
Для расчета сферической головки плунжера на смятие от напряже-
ний при контакте с плоской шайбой (диском) можно пользоваться так-
же выражением
где и р2 — коэффициенты Пуассона для материала головки и шайбы;
Ёг и —модули упругости этих материалов.
Если ЕХ = Е2 и = ц2 = 0,3, то
3 / РЕ2
о =0,3081/ —.
Г Г2
В конструкциях насосов со стальными плунжерами и шайбами кон-
тактные напряжения могут достигать величины
%ах=20 000 кг[см2.
Шал I
Эти напряжения можно уменьшить, увеличив радиус г сферы голов-
ки, а также применив плунжеры с шарнирной головкой.
Для уменьшения контактного напряжения упор поршня осуществля-
ют через срезанный шарик 1 (фиг. 53, а). Такой насос пригоден для
работы при давлении 280—300 кг/см2. В насосах, работающих при дав-
лениях выше 350 кг/сж2, для уменьшения контактного напряжения при-
меняются опорные башмаки (ползушки) 2 (см. фиг. 53,6).
Для того чтобы облегчить перемещение плунжеров, оси цилиндров
в некоторых насосах располагают под углом к оси цилиндрового блока.
Принципиальная и конструктивная схемы подобного насоса представ-
лены на фиг. 54. Цилиндровый блок 6 (см. фиг. 54,6), опирающийся на
распределительный диск 7, вращается в двух подшипниках: роликовом 3
и меднографитовом подшипнике скольжения 5. Производительность на-
соса регулируется изменением угла наклона диска 2 при помощи тяги 1.
Ограничение угла наклона диска, а следовательно, и максимальной
118
Фиг. 54. Принципиальная и конструктивная схемы аксиального насоса с наклонным расположением цилиндров.
производительности, насоса осуществляется винтом 4. Для улучшения
контакта плунжеров с наклонным диском и создания благоприятных
условий их нагружения опорная (беговая) поверхность диска выполне-
на в виде конуса, вершина которого расположена в точке а качания
диска 2.
Нетрудно видеть, что центробежная сила в этой схеме будет спо-
собствовать поддержанию контакта плунжеров с наклонным диском,
разгружая тем самым пружины. Практика показывает, что при угле
наклона цилиндра к оси блока 12—15° перемещение плунжеров можно
осуществить небольшим давлением жидкости насоса подкачки или от-
носительно слабыми пружинами, помещенными в цилиндры.
Наклонное расположение цилиндров упрощает также компоновку
насоса и создает более благоприятные условия для его работы. Однако
для насосов с параллельным расположением (см. фиг. 49 и 52) в отли-
чие от насосов с наклонным расположением цилиндров (см. фиг. 54)
характерно более равномерное, при всех прочих равных условиях, изме-
нение скорости плунжера в зависимости от угла поворота цилиндрового
ротора, хотя величина хода плунжеров в насосах с параллельным рас-
положением цилиндров будет меньшей. При наклонном расположении
цилиндров ход плунжеров увеличивается, однако он будет менее равно-
мерным по углу поворота цилиндрового блока.
. Центробежную силу R инерции плунжера можно вычислить по вы-
ражению (см. фиг. 54, а)
/?=znpw2=/n(p0-p%sintp) (О2,
где р — переменное расстоянние между осью вращения цилиндрового
блока и центром тяжести плунжера; для верхнего мертвого по’
ложения цилиндра (см. фиг. 54, а) значение р будет минималь-
ным и для нижнего —максимальным;
Ро ~ расстояние от оси вращения цилиндрового блока до центра тя-
жести плунжера при данном угле 7 наклона диска и верхнем
мертвом положении цилиндра;
т— масса плунжера (с присоединенной массой жидкости и пружиной
внутри плунжера);
со —угловая скорость вращения цилиндрового блока;
ф — угол наклона цилиндра к оси цилиндрового блока;
х —текущий ход (перемещение) плунжера [см. выражение (228)].
Силу R можно разложить на силу, нормальную к оси цилиндра R^
и аксиальную 7?о.
Из схемы фиг. 54, а видно, что величина составляющей Rq центро-
бежной силы поршня зависит от угла ф. Пренебрегая трением поршня,
можно написать sinФ.
При ф =90°, Rq~R будем иметь насос с радиальным расположением
цилиндров (см. фиг. 36) и при ф = 0, /?о = 0 — рассмотренный выше
аксиальный насос (см. фиг. 52).
Теоретическую производительность подобного насоса можно рас-
считать по общей формуле (217) путем подстановки в нее соответствую-
щего значения h хода поршня [см. также выражение (240)].
Значение h ходя, плунжера может быть найдено в случае плоской
(опорной) поверхности наклонного диска (фиг. 54, а) по .уравнению
hz=z tg ф tg т
соэф 1 — tg2<ptg2Y
и в случае конусной опорной поверхности наклонного диска (см. фиг,
54, б) — по уравнению
А = 22] sin ф tg 7.
120
Величина Li для последнего случая является расстоянием между
точкой пересечения осей цилиндров и вершиной конуса, образующего
поверхность шайбы, и одновременно служит также центром поворота
шайбы.
Допуская приближенно, что контакт головок плунжеров с наклон-
ным диском происходит в точках, находящихся на оси плунжеров и рас-
положенных по окружности диаметром D (см. фиг. 54, а) теоретическую
Фиг. 55. Аксиально-поршневой насос с неподвижным цилиндровым
блоком.
производительность можно рассчитать с достаточной точностью по фор-
муле
Dzn sin д
cos с-р — y) cos (p 4- 7)
CM3j MUH,
где D — расстояние между точками контакта плунжера с наклонным
диском при верхнем и нижнем мертвом положении цилиндра;
значение его зависит, при всех прочих равных условиях, от
расстояния L между точкой О пересечения осей цилиндров
и осью наклонного диска (см. фиг. 54, а).
Распространены также насосы с неподвижным цилиндровым бло-
ком и вращающимся наклонным диском (фиг. 55). Цилиндровый блок 3
такого насоса жестко связан с корпусом, а наклонный диск 2 вращается
; вместе с валом 4. Этот вал при вращении приводит в колебательное
j движение плоский распределительный золотник 5, посаженный на
! 121
I
I
эксцентричный палец 6 вала, который последовательно соединяет цилин-
дры насоса с полостями всасывания 7 и нагнетания 8.
Благодаря относительно небольшому перемещению распределитель-
ный золотник 5 менее, чем торец описанного выше неподвижного распре-
делительного устройства (см. фиг. 49), подвержен износу. Для
уменьшения сил инерции золотник 5 изготовляется с минимальными
размерами.
Описанная кинематическая схема имеет преимущества в примене-
нии к гидромоторам, так как благодаря малому весу вращающихся
деталей моторы с подобной кинематикой отличаются малой инерцион-
ностью.
В рассматриваемой схеме, как и в предыдущих, каждый цилиндр
в нейтральном положении золотника, т. е. в положении, соответствую-
щем мертвому положению плунжера 1, перекрывается золотником. Углы
перекрытия как для наружной, так и для внутренней полости выбира-
ются равными
фвн = фнар = 3°.
При использовании этой схемы в конструкции насоса необходимо
обеспечить ведение его поршней, что осуществляется либо пружинами,
помещенными под поршни, либо давлением жидкости, подаваемой от
вспомогательного насоса (насоса подкачки), размещаемого в корпусе
основного насоса. При этом производительность насоса подкачки
должна быть такой, чтобы обеспечивалось питание основного насоса.
В гидравлических схемах, где жидкость из нерабочих полостей гидро-
мотора отводится во всасывающую полость основного насоса, насос
подкачки лишь подает те утечки жидкости, которые не попадают в слив-
ную магистраль, а также обеспечивает в полости питания основного
насоса требуемый подпор (давление). В других схемах, где жидкость,
отводимая от гидравлического мотора, направляется не в насос, а в ре-
зервуар, производительность насоса подкачки должна быть больше про-
изводительности основного насоса на величину возможных утечек
в гидравлической системе.
Давление, развиваемое насосом подкачки, должно быть больше
суммы всех возможных сопротивлений (потерь давления) на пути от
насоса подкачки к цилиндрам основного насоса плюс давление, необхо-
димое для обеспечения надежного ведения его поршней.
Очевидно, что основными видами сопротивления, преодолеваемыми
при движении поршней в этих насосах, будут силы инерции [см. фор-
мулу (237)] и силы трения поршня (см. стр. 209). При недостаточном
давлении подкачки нарушается связь поршней с наклонным диском
и они либо потеряют полностью контакт с ним, либо будут отрываться
от него в положениях, соответствующих максимальным ускорениям, что
может вызвать нарушение в работе или даже разрушение насоса.
Если возвратное перемещение поршня осуществляется под воздей-
ствием пружины (см. фиг. 52), усилие сжатия ее должно быть больше
указанной ниже [см. выражение (254)] суммы сил сопротивления; кроме
того, в этом случае необходимо будет учесть сопротивление, обуслов-
ленное развивающимся в цилиндрах вакуумом:
Л1р > ^отн + Др + Лак> (254)
где IF0TH — максимальное значение силы инерции, вычисляемое по фор-
муле (237);
Ртр — сила трения поршня в цилиндре;
Рвак — усилие от вакуума в цилиндре; при расчетах принимаем ма~
ксимальное его значение, исходя из условия абсолютного
вакуума. Очевидно, что в этом случае сопротивление от ва-
куума, выраженное в килограммах, будет численно равно
площади поршня, выраженной в сл2.
122
На фиг. 56—57 изображены схема и конструкция насоса, в котором
распределение осуществляется цилиндрическими распределительными
золотниками 4, приводимыми в движение с помощью кулачковых дис-
ков 1, сидящих на валу насоса. Ведение поршней 3 насоса осущест-
вляется с помощью пружин 2, помещенных в цилиндры. Схема действия
распределительных золотников показана на фиг. 56.
12 3 4
Фиг. Б6. Схема аксиального поршневого
насоса с золотнико-
вым распределением.
Преимуществом насосов с подобным распределением являются
простота и надежность герметизации распределительного узла, благо-
даря чему они пригодны для работы при относительно высоких давле-
ниях — около 400—500 кг/см2.
На фиг. 58 приведены характеристики подобного агрегата при рабо-
те в качестве гидромотора. Вес этого мотора мощностью 15,8 л, с. при
давлении 280 кг!см2 составляет 8 кг. Мотор развивает в диапазоне ско-
ростей от 300 до 2500 об/мин крутящий момент 500 кгсм.
123
На фиг. 59 изображен насос, поршни которого связаны с наклонным
диском с помощью шаровых шатунов. Блок цилиндров 7 и при-
водной валик 4 этого насоса соединяются двойным шарниром 6.
Поршни 1 связаны с приводным звеном 5 при помощи шатунов 2 с ша-
ровым соединением 3 на концах. Подвод жидкости к цилиндрам и отвод.
Фиг. 57. Аксиальный насос с золотниковым распределением.
ее из них осуществляется через окна 8 упорно распределительной
крышки 9 корпуса. Угол между осями ведущего вала и цилиндрового
блока равен 30°.
Указанный насос обычно применяется в гидравлических системах,
работающих при давлениях, не превышающих 200 кг!см2.
На фиг. 60 изображены насосы, в которых распределение жидкости
осуществляется с помощью сферического диска Л окна которого соеди-
няют, как и в предыдущих схемах, цилиндры насоса с трубопроводами
Давление в кг/см2
' Фиг. 58. Характеристики гидравлического мотора.
всасывания и нагнетания. Эти насосы отличаются от описанных выше
в основном тем, что контактные повеохности цилиндрового блока 2
(см. фиг. 60, а) и опорного диска 1 выполнены по сфере. Преимущество
подобного сферического распределительного устройства по сравнению
с плоским заключается в том, что уменьшается опасность отжатия
124
блока цилиндров от упорно-распределительного диска, которое в плос-
ком распределении может произойти при нарушении перпендикуляр-
ности этих плоскостей к оси вращения. Кроме того, связь цилиндрового
блока 2 с ведущим валом 4 в этом агрегате осуществляется непосредст-
венно через поршни 3 с шатунами без каких-либо дополнительных шар-
ниров и др.
Рассматриваемые насосы изготовляются как нерегулируемого, так'
и регулируемого типа. Последняя конструкция (см. фиг. 60, б) отличает-
ся от конструкции нерегулируемого типа тем, что цилиндровый блок,
заключенный в люльке 6, может поворачиваться на цапфах 5 на угол
до 30° в обе стороны от среднего'Положения. При этом подвод и отвод
жидкости осуществляется через цапфы 5 и каналы в люльке 6.
Фиг. 59. Насос с аксиальным расположением цилиндров.
Цилиндровые блоки насосов выполнены из стали с нитрированной
поверхностью, поршни-—из бериллиевой бронзы, а упорно-распредели-
тельные диски — из плотного антифрикционного чугуна. Диаметр
поршня 7ч-10 мм. Смазка шаровых шарниров шатунов осуществляется
через осевые сверления.
Испытания этого насоса, на вазелиновом масле (вязкость 2,5° Е)
показали, что утечка жидкости при давлении 150 кг/см2 практически от-
сутствует.
Насосы с цапфовым и клапанным распределе-
нием жидкости. Широкое применение получили насосы и гидро-
моторы пространственного типа с радиальным (цапфовым) (фиг. 61,
62, а) и клапанным (см. фиг. 62,6) распределением жидкости.
В агрегате, изображенном на фиг. 61, а, привод цилиндрового блока
осуществляется через пару конических шестерен 1, которые полностью
разгружают поршни от боковых усилий, и в агрегате, изображенном на
фиг. 61, б, — через шатуны поршней, а также с помощью жесткой спи-
ральной пружины 3. Для воспринятая аксиальных сил в обеих схемах
применены упорные подшипники 2.
В поршневом насосе, показанном на фиг. 62, а, применен радиаль-
ный шариковый насос подкачки. Стальные шарики 2, которые в данном
насосе служат поршнями, при вращении цилиндрового блока переме-
щаются под действием центробежной силы и прижимаются к поверх-
ности статора 1, ось которого смещена относительно оси цилиндрового
125
блока. Вследствие эксцентричности шарики, связанные с кольцом 1
центробежными силами, перемещаясь в своих цилиндрах, осуществляют
подобно поршням всасывание и нагнетание жидкости.
Клапанное распределение применяется в насосах с неподвижным
цилиндровым блоком (см. фиг. 62, б); ведущий скошенный диск (шай-
Фиг. 60. Аксиальные насосы со сферическим распределительным
диском.
ба) 4 этого насоса, воздействующий при вращении вала на ролики 5
поршней 6, жестко связан (или представляет одно целое) с приводным
валом 3. Насос имеет четыре цилиндра, в которые помещены поршни 6,
находящиеся под действием пружин 7.
Каждый цилиндр насоса на линии нагнетания имеет по одному
шариковому клапану Я через которые жидкость при ходе поршней вниз
вытесняется в нагнетательную линию. Всасывание (заполнение цилин-
дров жидкостью) происходит через окна 8 в боковых стенках цилиндра,
126
выполненные на таком расстоянии от конца цилиндра, что поршни
открывают их лишь во второй половине своего хода всасывания (при
движении поршней вверх), после чего и начинается засасывание
жидкости.
Рассмотренные выше (см. стр. 97) преимущества и недостатки
насоса радиального типа с подобным питанием (см. фиг. 42) относятся
и к последней схеме.
Фиг. 61. Аксиальные насосы с цапфовым распределением.
Для заполнения цилиндров жидкостью во время хода всасывания
окно 8 выполняется большого размера, однако следует иметь в виду, что
рабочий ход поршня уменьшается на величину осевого размера окна,
так как нагнетание при рабочем ходе начинается лишь с того момента,-
когда поршень при обратном ходе, пройдя путь, равный высоте окна 8,
полностью перекроет его. До этого жидкость, если даже она успела
полностью заполнить цилиндр, будет вытесняться поршнем во всасыва-
ющую линию.
127
Расчетная производительность подобного насоса определится по
формуле
Qreop=~ h1Zn, (255)
где hY — рабочий ход поршня после отсечки (перекрытия) им окна вса-
сывания 8 до крайнего левого положения. Очевидно, что ве-
личина рабочего хода поршня h\ будет меньше величины пол-
ного хода на ширину окна или на величину хода поршня после
начала открытия поршнем окна 8 до конца всасывания.
Фиг. 62. Аксиальные насосы с цапфовым (а) и клапанным (б) распре-
делением.
Обозначив этот мертвый ход через h2i можем написать, что рабочий
ход
Подставив в формулу (255) значение получим
= (257)
где d, D, 7 и г — те же величины, что и в формуле (240).
На фиг. 63, а изображен насос, рассчитанный на давление 300 кг/с-М2.'
Жидкость засасывается в цилиндры из внутренней полости корпуса на-
1 Вестник машиностроения, № 9, 1960.
128
coca через осевые отверстия в плунжерах 3, на концах которых смонти-
рованы всасывающие клапаны 2; при рабочем ходе плунжеров 3
жидкость вытесняется через нагнетательные клапаны 1 в кольцевой
коллектор, откуда через выпускной патрубок, являющийся частью блока
цилиндров, поступает в трубопровод. Для отвода утечек предусмотрено
дренажное отверстие.
При освоении подобного насоса трудность заключалась в обеспече-
нии требуемой долговечности подшипников 5, выборе рационального
контакта плунжеров с наклонным диском 4 и устранении заедания
плунжеров в цилиндрах.
Фиг. 63. Насос аксиального типа с клапанным распределением.
В результате экспериментов первоначальная конструкция с усечен-
ным шариком (см. фиг. 63, б) была заменена конструкцией со сфериче-
ской головкой большого диаметра (см. фиг. 63, в). Ввиду того, что кон-
такт этой головки с опорной плоскостью происходит в точке, смещенной
относительно оси плунжера, возникают силы, поворачивающие плунжер
относительно его оси, благодаря чему улучшаются условия смазки
и уменьшается износ трущихся поверхностей. Кроме того, эта усовер-
шенствованная конструкция позволила уменьшить свободный вылет а
плунжера, а следовательно, уменьшить действующий на плунжер опро-
кидывающий момент. Испытания насоса при давлении 300 кг/см2 в те-
чение 2000 час. показали его надежность.
На фиг. 64 изображена конструкция аксиального насоса, в каждом
из цилиндров которого помещено по два поршня 3 и 7. Цилиндровый
блок 6 приводится во вращение от приводного вала 10. Поршни, расши-
ряясь пружинами 12, прижимаются бронзовыми башмаками 8 к кулач-
ковым дискам 2 и 9, которые имеют по два выступа и по две впадины,
в соответствии с чем поршни за один оборот цилиндрового блока совер-
шают два рабочих хода.
Распределительная цапфа 15, неподвижно укрепленная в корпусе 14
насоса, имеет по два окна нагнетания 4 и всасывания 11, каждая пара
которых соединена каналом 13 с напорной или всасывающей маги-
стралью. При вращении цилиндрового блока эти окна через отверстия 5,
9 1246 129
которые имеет каждый цилиндр, попеременно соединяются с соответ-
ствующими цилиндрами, обеспечивая при этом заполнение цилиндров
нагнетаемой жидкостью и отвод ее.
При установке кулачковых дисков в положение, при котором высту-
пы одного диска 2 находятся против выступов другого диска 9, поршни
каждого цилиндра совершают взаимно-противоположные движения,
причем величина их хода, а следовательно, и рабочий объем насоса
в данном случае будут максимальными.
13 12 п
Фиг. 64. Насос с кулачковыми дисками.
При этом производительность насоса определится из выражения
— zhn + 2 zhn = Kdtzhn,
(258)
где d — диаметр цилиндра;
z — число цилиндров;
А—-высота выступа (кулачка) дисков;
п — число оборотов вала.
При составлении этого выражения учтено, что поршни за каждый
оборот вала совершают два рабочих хода.
При смещении диска 2 относительно диска 9 на угол, при котором
выступы одного диска располагаются против впадин другого диска, дви-
жение парных поршней имеет общее направление, т. е. один поршень
в точности повторяет движение второго (при сохранении постоянного
расстояния между внутренними торцами поршней). В этом случае ход
нагнетания одного поршня совпадает по времени с ходом всасывания
парного ему поршня, а следовательно, производительность насоса при
условии, что выступы дисков имеют равные размеры, будет равна нулю.
При промежуточных между описанными положениях дисков 2 и 9 насос
будет иметь промежуточную производительность между нулевой и ма-
ксимальной. Смещение кулачков осуществляется поворотом диска 2 при
помощи зубчатой рейки L
Насос рассчитан для давления 200 кг/см2 и обладает высоким
к. п. д. и большим сроком службы.
Регулирование производительности насоса может быть автоматизи-
ровано; для этого применяется обычная схема, состоящая из силового
цилиндра, поршень которого, связанный с рейкой, находится с одной
стороны под действием пружины, а с другой — под действием давления
жидкости в рабочей магистрали насоса. При повышении давления сверх
установленной величины поршень, сжимая пружину, перемещается
и с помощью рейки поворачивает диск 2.
130
ПЛАСТИНЧАТЫЕ (ЛОПАСТНЫЕ) НАСОСЫ
Из пластинчатых насосов, получивших в практике название лопа-
стных, в самолетных гидравлических силовых системах применяются
насосы двойного действия с разгруженными подшипниками
(фиг. 65—66).
Насос состоит из корпуса Я в который помещены боковые диски 2,
и статора 4 с внутренним отверстием фасонной формы. На валу насоса
Фиг. 65. Лопастной (пластинчатый) насос двойного действия.
Фиг. 66. Принципиальная схема
лопастного насоса двойного дейст-
вия.
находится ротор 1 с наклонными к радиусам прорезями, в которых по-
мещаются лопасти (пластинки) 3. В каждом из боковых дисков 2 имеет-
ся по четыре окна, из которых окна 6 и 8 соединены каналами с поло-
стью всасывания и окна 5 и 7 — с полостью нагнетания.
При вращении ротора 1 лопасти 3 под действием центробежной
силы и давления жидкости, подводимой в пазы ротора из нагнетатель-
ной полости насоса, прижимаются к внутренней фасонной поверхности
статора 4, которая изготовлена так, что участки кривой, расположенные
между окнами 5, 6, 7 и 8, являются дугами кругов, описанных из центра
О лопастного ротора, а участки, приходя-
щиеся на окна 5, 6, 7 и 8, выполнены по
сопрягающим кривым. Благодаря указан-
ной концентричности участков кривых
статора относительно центра вращения
ротора устраняется компрессия жидкости
при проходе этих участков лопастями и
колебания подачи. Величина подачи рав-
на удвоенному произведению окружной
скорости центра рабочей площади лопас-
ти на величину этой площади.
Из схемы, приведенной на фиг. 66,
видно, что каждая лопасть за один оборот
ротора нагнетает жидкость два раза. Вви-
ду того, что рабочее давление жидкости
действует на диаметрально противоположные стороны ротора (со сторо-
ны окон 5 и 7), подшипники ротора разгружены от сил давления
жидкости.
Плотность контакта между лопастями и статором обеспечивается
давлением жидкости, подводимой в пазы ротора под лопасти. Боковое
уплотнение достигается тем, что бронзовые боковые диски 3 могут быть
прижаты к ротору с требуемой плотностью.
9*
131
По принципу действия этот насос можно сравнить с поршневым
насосом с прямоугольным изогнутым по дуге цилиндром, в котором
роль поршня выполняет рабочая часть лопатки высотой h.
Лопатка при перемещении по концентричным участкам между
окнами 8—7 или 6—5 вытесняет объем, Q', по величине равный произве-
дению площади рабочей части лопатки f на окружную скорость U ее
центра давления:
Q' = Uf=Uhb. (259)
Подставив значения
получим
и= ыр = ш Г2^Г1 и h----~r2 — гг,
Q' = “ (г2 - Г1) b = (г2 - г2),
(260)
где Л —высота рабочей части лопатки; Л = г2 —
г2 и Tj —большая и малая полуоси статора;
b — ширина лопатки.
Подставив значение со и учитывая, что одновременно происходит
вытеснение жидкости двумя лопатками, получим приближенное выра-
жение для вычисления расхода (производительности) насоса:
Q = (йЬ (г2 — Г?) = 2кПЬ (г2 — г?).
(261)
Величину крутящего момента описанного лопастного гидромотора
можно рассчитать по формуле
Л4=2р/р.
Подставив значения
f=bh=^b(r2 — rl) и р =
получим
М= pb(r2 — r2).
* ' Zf 1 '
(262)
(263)
Ввиду того, что рабочие участки между окнами 5, 6, 7 и 8 в этом
насосе описаны из центра О вращения лопастного ротора, величины г2
и Г1 на рабочих участках будут постоянны, а следовательно, постоянной
будет и величина крутящего момента мотора.
При выборе разности радиусов рабочих участков статора, опреде-
ляющей величину рабочей высоты лопастей h = r2—исходят из того,
что увеличение ее приводит к повышению момента от давления жидко-
сти, защемляющего лопасть в прорези ротора, и уменьшение —к пони-
жению производительности и объемного к. п. д. насоса. Для насосов
небольшой производительности величина h может быть равной или
меньше 0,4 полной высоты лопасти. Число лопастей обычно 12; угол на-
клона лопастей а = 6-ь 13°; толщина лопастей 24-2,5 лш; ширина статора
и ротора 204-40 мм; число оборотов 20004-3000 об/мин.
Средняя скорость течения жидкости во всасывающих окнах, как
правило, не превышает 1,5 м/сек. Форма кривых статора, сопрягающих
концентричные участки, должна быть такой, чтобы лопатки имели по-
стоянное ускорение.
Чтобы уменьшить защемление лопаток в пазах при рабочих ходах,
лопасти в насосе этого типа наклонены к радиусу, однако этот наклон
предопределяет односторонность направления вращения ротора.
Описанный насос пригоден для давления 75 кг/см2. При таком дав-
лении объемный к. п. д. насоса в зависимости от расхода колеблется
132
приблизительно в пределах 0,84—0,93 и механический — в пределах
0,6—0,85.
Ротор 1 и статор 4 изготовляются из легированной стали с цианиро-
ванием; лопасти 3 — из быстрорежущей стали твердостью HRC 63—65;
боковые диски 2 — из бронзы; корпус и крышки — из чугуна.
Следует отметить, что надежность и срок службы насоса в значи-
тельной мере зависит от материала лопастей. Как было указано, лопасть
прижимается к статору значительным усилием, которое приводит к тому,
что жидкость, находящаяся между лопастью и статором, выдавливается,
в результате чего возникает сухое трение и нагревание трущейся поверх-
ности лопасти. Так как лопасти находятся в масле, то нагревание рас-
пространяется только на тонкий слой в месте контакта со статором.
Однако, если температура этого слоя выше температуры отпуска стали,
то может произойти поверхностный отпуск концов лопастей, скользящих
по статору, и быстрый износ последних. Опыты показали, что лопасти
из углеродистой стали независимо от твердости закалки изнашиваются
в течение нескольких часов работы.
Применение лопастей из материалов, имеющих высокую темпера-
туру отпуска, удлиняет срок службы лопастей; так, например, при при-
менении быстрорежущей стали, имеющей высокую температуру отпуска,
износа лопастей практически не наблюдается.
ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ
Шестеренные насосы с шестернями внешнего зацепления являются
наиболее простыми из* всех типов насосов и имеют бесспорные преиму-
щества. Указанные насосы применяются в таких гидравлических
системах, где не требуется регулирования расхода жидкости; макси-
мальное давление, развиваемое этими насосами, обычно не превышает
200 кг/см2, при этом производительность их составляет 400-^500 л/мин.
Шестеренные насосы, применяемые для перекачки жидкости при низком
давлении, выпускаются производительностью до 5000 л!мин. В отдель-
ных случаях используются шестеренные насосы с регулируемой произ-
водительностью; регулирование осуществляется путем осевого смеще-
ния одной шестерни относительно другой, т. е- изменением рабочей
ширины шестерен (длины зуба).
Шестеренные насосы отличаются простотой изготовления и эксплуа-
тации, малыми габаритами и весом, долговечностью и компактно-
стью и др.
Они допускают относительно высокие числа оборотов, дохо-
дящие до 10 000 об/мин, а также допускают кратковременные перегрузки
по давлению, величина и длительность которых определяются лишь
размерами подшипников.
Производительность шестеренного насоса
Шестеренный насос состоит из пары сцепляющихся между собой
шестерен, помещенных в плотно обхватывающий их корпус с каналами
в местах начала зацепления и выхода из него (фиг. 67).
При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев,
переносится в камеру нагнетания f, которая образована корпусом на-
соса и зубьями k и a, d и е. Зубья k и а при вращении шестерни вытес-
няют больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, осво-
бождаемом зубьями d и е, находящимися в зацеплении. Объем, равный
разности объемов, описываемых этими* двумя парами зубьев, вытесняет-
ся в нагнетательную полость насоса (камеру /).
Для рассмотрения явления мгновенной подачи насоса будет спра-
ведлива схема на фиг. 67, б, в которой представлены лишь зубья, обра-
133
зующие в данное мгновение объем рабочей камеры насоса. Из этой
схемы видно, что при вращении шестерен в направлении, показанном
стрелками, объем камеры, образованной корпусом и зубьями k и a, d
и е, будет уменьшаться и часть жидкости, заполняющей эту камеру,
вытеснится в нагнетательную полость насоса f.
Очевидно, что в нагнетательную полость насоса вытеснится не вся
жидкость, заполняющая впадины зубьев, а часть ее из камеры нагне-
тания f будет перенесена впадинами в полость всасывания; в частности,
в эту полость переносится жидкость, заполняющая радиальный зазор
между дном впадины одной шестерни и окружностью головок зацепля-
ющейся с ней шестерни; переносимый объем является вредным про-
странством насоса. Кроме того, в зависимости от характеристик зацеп-
- >
Фиг. 67. Схема действия шестеренного насоса.
ления и качества конструкции во всасывающую полость переносится
известный объем жидкости, запертой во впадинах зубьев, находящихся
в зацеплении. Следовательно, геометрическую производительность ха-
рактеризует разность между суммарным значением объема межзубовых
впадин шестерен и объемом жидкости, переносимой в камеру всасыва-
ния в результате образования отсеченного межзубового пространства.
Для расчета производительности предложен ряд эмпирических
и теоретических формул, однако все они дают погрешность, значение
которой при расчетах по теоретическим формулам часто превышает
погрешность расчета по эмпирическим. Ввиду того, что по шестеренным
насосам имеются специальные пособия (см. [6]), в которых подробно
изложены вопросы теории этих насосов, в данной книге для расчета
производительности применены только эмпирические формулы.
Для предварительного определения модуля зацепления т при
окружной скорости шестерни 17=10—20 м)сек и отношении Ь/т
(где b — ширина шестерни в мм) в пределах 64-10 можно пользоваться
выражением ____
т=(0,24 н-0,44)/0^, (264)
где (?Эф — действительная (эффективная) производительность в л/мин с
учетом объемного к. п. д.; iqo6 = 0,85;
т — модуль зацепления в мм.
Для приближенных расчетов производительности насоса с шестер-
нями равных размеров можно применить эмпирическую формулу, полу-
134
ченную при допущении, что насос за каждый оборот подает количество
жидкости, равное сумме объемов впадин обеих шестерен за вычетом
объемов радиальных зазоров, а также при условии, что объем впадины
равен объему зуба. При этом допущении подача насоса за один оборот
будет равна объему, описываемому рабочей поверхностью зуба высо-
той 2т, т. е.
q = KDR2mb.
Следовательно, подача насоса в 1 мин. составит
*
Q — qn = 2тфптЬп см31мин, (265)
где £>н —диаметр начальной окружности ведущей шестерни в см;
т и 6 —соответственно модуль зацепления и ширина шестерни в см;
п — число оборотов ведущей шестерни в 1 мин.
Для насосов с числом зубьев 2 = 64-12 объем впадины превышает
объем зуба, ввиду чего значение -л- в формуле (265) заменяют коэффи-
циентом 3,5. Тогда формула для расчета производительности подобного
насоса примет вид
G = 7DHmbn см3/мин. (266)
Приведенная формула, обеспечивающая достаточно точное совпаде-
ние расчетных и опытных данных в пределах 34-4%, может быть реко-
мендована для применения.
Выражение (266) используется также в ином виде:
Qrcs (Dr — s) bn ,
=—— —— л\мин, (267)
где s —расстояние между центрами шестерен в см;
DT — диаметр окружности головок в см;
Ь — ширина шестерен в см.
Если число зубьев ведомой шестерни не равно числу зубьев веду-
щей, то при расчетах следует исходить из числа зубьев и оборотов веду-
щей шестерни.
Применяется также более точная формула, учитывающая влияние
числа зубьев и угла зацепления:
Q = k2nDnnibn, (268)
где -----поправочный коэффициент, зависящий от числа
/‘'вл Н" зуб
зубьев и угла защемления;
F3y6 и /^„ — площади торцовой поверхности зуба и впадины.
Для насоса с числом зубьев 2=84-12 применима эмпирическая фор-
мула
Q=2^Dumb (1.L00 + 0_>Qlj89wcos 6>n , (269)
2
где 6 и г —соответственно угол зацепления и число зубьев шестерни.
Формула справедлива лишь для насосов, в которых выполнены на
стороне нагнетания разгрузочные выемки.
Для вычисления расхода применяются также формулы
21Ьп
т cos О
Q = 2к&л — АЙ — т* cos 6),
(270)
(271)
где / — длина линии зацепления;
и /?н —радиусы окружностей головок и ножек.
135
При условии, что линейные размеры параметров, вошедших в фор-
мулы (268), (269), (270) и (271), выражены в см и скорости —
в об/мин, расходы, вычисленные по этим формулам, будут иметь размер-
ность см31мин.
Следует указать, что формула (270) справедлива лишь для случая,
когда продолжительность зацепления равна единице. Для реальных
значений указанного параметра эта формула дает завышенную произво-
дительность. Хорошее совпадение с данными опытов показывает фор-
мула (271), по которой производится расчет для коррегированного за-
цепления.
Фиг. 68. Сравнительные габариты шестеренных насосов равной
производительности в зависимости от числа зубьев.
Для уменьшения габаритов насоса число зубьев желательно выби-
рать как можно меньшим. Это наглядно видно из фиг. 68, на которой
приведено соотношение размеров насосов одной и той же производи-
тельности при различных числах (соответственно при различных моду-
лях) зубьев 2=7; 12 и 18.
При уменьшении числа зубьев уменьшается также возможность
запирания жидкости в впадинах, однако при этом понижается их проч-
ность вследствие подрезания ножек, а также ухудшаются зацепление
и режим работы насоса и, в частности, увеличивается амплитуда
пульсаций расхода. Дефекты, связанные с зацеплением зубьев шесте-
рен, обычно устраняются увеличением угла зацепления.
Потери мощности в шестеренном насосе
Потери мощности в шестеренном насосе или моторе складываются
из потерь механического сопротивления и объемных потерь (утечек)
жидкости. Эти потери определяют значения объемного и механического
к. п. д., которые для стандартного насоса средней мощности составляют
Поб-0,75-0,9 и Лмех=0,7—0,85.
Утечки жидкости происходят через радиальный зазор между дуго-
вой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью
шестерни, а также через торцовый зазор между боковыми стенками
корпуса и торцами шестерен. Кроме этого, при дефектах профиля зубьев
утечки жидкости могут происходить по линии контакта зубьев, находя-
щихся в зацеплении, а также по более сложным каналам. Основным
каналом утечек является торцовый зазор, утечки через который состав-
ляют ~75н-80% суммарных утечек в насосе.
Испытания типового шестеренного насоса показали, что при увели-
чении торцового зазора на 0,1 мм объемный к. п. д. понижается на
136
~20%, тогда как при увеличении диаметрального зазора на 0,1 мм ука-
занный коэффициент снижается всего лишь на ~0,25%. Это обуслов-
лено тем, что уплотнение по торцам обеспечивается узким кольцевым
пояском, образуемым диаметром впадин зубьев шестерен и диаметром
цапфы или кольцевой выточки в боковых втулках.
Величину утечек жидкости в шестеренном насосе вычислить расчет-
ным путем не представляется возможным из-за большой сложности
определения фактических размеров и характера зазоров.
Возможные каналы утечек жидкости в шестеренном насосе схема-
тически показаны на фиг. 67, а стрелками. Степень плотности штриховки
камер этого насоса характеризует величину действующих в них дав-
лений.
Потоки утечек жидкости в шестеренных насосе и моторе отличают-
ся лишь знаком градиента давления: в гидромоторе он совпадает с на-
правлением окружной скорости, а в насосе он обратен. В том случае,
когда градиент давления действует в том же направлении, что и вектор
t скорости, потоки жидкости, обусловленные перепадом давления и пере-
। косным движением шестерен, будут складываться, а в том случае,
когда направление градиента давления противоположно вектору скоро-
сти, потоки будут вычитаться.
Г Жидкость, протекающая по пути радиального зазора, последова-
тельно проходит через все впадины зубьев, отделяющих полость нагне-
тания от полости всасывания (см. фиг. 67, а), ввиду чего давление
во впадинах изменяется в зависимости от удаленности их от полостей
нагнетания и всасывания. Характер изменения давления для концен-
тричного положения шестерен в колодцах будет линейным и для иного
j положения — степенным; для практических расчетов можно исходить
I из линейности изменения давления между полостями нагнетания и вса-
I сывания. Очевидно, что течению жидкости по радиальному зазору на-
В coca препятствует движение внешней поверхности зубьев шестерен,
Б противоположное по направлению движению жидкости.
К Значение минимального радиального зазора определяется в основ-
В ном возможной величиной зазора в подшипниках и их несоосности,
В а также величиной эксцентричности поверхностей шестерен.
В Учитывая возможность неблагоприятного совпадения производствен-
В ных допусков., радиальный зазор следует выбирать относительно боль-
Вшим (до 0,03-^0,05 мм на одну сторону).
В Утечки жидкости через торцовые зазоры в основном происходят
В в радиальном направлении — из межзубовых впадин в колодцы подшип-
«ников, соединенные с полостью всасывания, и лишь в незначительной
В мере —поперек зубьев (см. фиг. 67). Нетрудно видеть, что при течении
В.в радиальном направлении жидкость преодолевает лишь сопротивление
В щели, образуемой узким пояском шириной х, ограниченным окружно-
Встью впадин шестерен и цапфами последних. Ввиду этого величину пере-
Вкрытия между окружностью ножек и внутренним отверстием под вал
«необходимо выбирать максимальной. При рациональной конструкции
^Внасоса и качественном производственном его выполнении торцовый
^Взазор может быть выдержан с точностью до нескольких сотых милли-
^Вметра. В конструкции насоса, представленного на фиг. 69, этот зазор
^обеспечивается совместной шлифовкой шестерен 1 и проставки 2. В этом
^Вслучае величина торцового зазора определяется толщиной уплотнитель-
Врых прокладок 3, устанавливаемых между корпусом и крышками. Эти
Иррокладки должны быть несжимаемыми, иначе при затяжке болтов
Изменится величина торцового зазора. Удовлетворительно работают
ИЬрокладки из алюминиевой фольги, колебания толщины которых не пре-
^Ввышают ±10%. При выборе минимального зазора необходимо также
^учитывать тепловое расширение корпуса и шестерен.
137
На фиг. 70 показаны кривые изменения утечки с изменением диа-
метрального зазора при постоянном торцовом, равном 0,0254 мм
(см. фиг. 70, а), и торцового зазора при постоянном диаметральном
(см. фиг. 70,6), равном 0,114 мм\ испытания проведены при давлении
р~170 кг/см2, числе оборотов п=1800 об/мин и различных темпера-
турах.
Величина как радиального, так и торцового зазора зависит от сте-
пени несоосности противолежащих подшипников насоса, которая опре-
деляет возможность сборки насоса и величину объемного к. п. д.
Фиг. 69. Корпус шестеренного насоса с проставкой.
На фиг. 71, а показано положение шестерни насоса в колодце корпуса;
шестерня центрирована и может перемещаться между боковыми крыш-
ками в пределах зазора х, что составляет х/2 на сторону. Поскольку
расход (утечки) жидкости через зазор пропорционален кубу его вели-
чины, при изменении зазора от х/2 до х расход жидкости составляет
д;3
V— 3—z -3, т. е. увеличивается в 4 раза.
На фиг. 71, б показано положение шестерни при эксцентричном рас-
положении подшипников, в результате чего образуется клиновидный
торцовый зазор (перекос шестерни), который на одной стороне равен х
и на второй нулю. При этом на одной стороне насоса утечек не наблю-
дается, однако на противоположной они изменяются как х3, что в четыре
раза превышает общую величину утечек по сравнению с утечками в на-
сосе с симметричным расположением шестерен. Очевидно, что в сече-
нии плоскостью, перпендикулярной плоскости чертежа, клиновидности
торцового зазора не будет и расход жидкости изменяется в функции х3/4.
В результате общая величина радиальных и поперечных утечек
при эксцентрично расположенных относительно колодцев шестернях
вдвое превышает утечки при концентричном их положении.
С увеличением вязкости жидкости утечки уменьшаются, а величина
объемного к. п. д. насоса повышается. Однако это наблюдается до тех
138
пор, пока уменьшение непосредственных утечек через зазоры при даль-
нейшем повышении вязкости не будет достаточным для компенсации
увеличения условных утечек, связанных с объемными потерями на
всасывании.
На объемный к. п. д. шестеренного насоса оказывает влияние раз-
ность коэффициентов теплового расширения деталей, изготовленных из
различных металлов. Это имеет особое значение для самолетных гидро-
систем, корпусы насосов которых изготовляются из алюминиевых спла-
вов, а шестерни — из стали; кроме того, следует иметь в виду, что насо-
сы самолетных гидросистем
работают в широком диапа-
зоне температур окружаю-
щей среды.
На величине утечек бу-
дет также сказываться из-
менение зазоров вследствие
деформации деталей насоса
Фиг. 71. Положения ше-
стерен насоса в корпусе,
*
к
^2* 1
0,02 0,03 ОМ 0,05 ОМ
Торцодый зазор 6 мм
°0,01
Фиг. 70. Зависимость утечек в шестеренном
насосе от величин диаметрального (а) и тор-
цового (б). зазоров при различных темпера-
турах жидкости.
под давлением жидкости. Очевидно, что достаточную жесткость корпуса
легче сохранить в насосах малых размеров, чем больших.
Потери на всасывании. Потери на всасывании шестерен-
ного насоса (см. также стр. 67) определяются в основном степенью за-
полнения жидкостью его рабочих камер (впадин между зубьями), кото-
рое происходит во время соединения их с полостью всасывания. Непол-
ное заполнение приводит к понижению производительности насоса,
а также к понижению его объемного и общего к. п. д., способствует
эмульсированию жидкости, ухудшает режим работы насоса и увеличи-
вает его износ. Последнее объясняется тем, что неполностью заполнен-
ные впадины при вращении шестерен переносятся из полости всасыва-
ния в полость нагнетания и здесь, каждый раз, как только такие
впадины соединятся с полостью нагнетания, возникает обратный поток
жидкости, вызывающий пульсирующую нагрузку на шестерни и их под-
шипники и пульсирующее давление в гидравлической сети.
Опыты показывают, что вследствие обратного потока и сопровож-
дающего его гидравлического удара давление жидкости в рабочей каме-
ре насоса при соединении ее с нагнетательной магистралью может повы-
139
ситься до величины, значительно превышающей рабочее давление (см,
фиг. 12 и стр. 30). Если на такое повышенное давление конструкция
насоса не рассчитана, то может произойти поломка или быстрый выход
его из строя, главным образом из-за разрушения подшипников.
Очевидно, что обратный поток происходит также и при полном за-
полнении впадин жидкостью вследствие ее сжатия. Однако ввиду
высокого модуля упругости жидкости высоких ударных давлений при
этом не наблюдается.
Пульсирующее давление в сети нежелательно и потому, что оно
может привести к вибрациям агрегатов системы, а также к разрушению
шлангов и нарушению герметичности соединений.
Для того чтобы смягчить гидравлический удар, необходимо обеспе-
чить постепенное заполнение жидкостью камер и сжатие ее до величины
рабочего давления до прихода их в рабочую полость. Для этого на ци-
линдрической поверхности колодцев со стороны камеры нагнетания
прорезают узкие (0,5—0,6 мм) щели b (см. фиг. 67, а), через которые
жидкость под давлением до прихода в полость нагнетания поступит
во впадину. Очевидно, что при постепенном заполнении жидкостью ка-
меры насоса давление в ней также постепенно повышается и сила удара
обратного потока уменьшится.
Для надежного заполнения впадин шестерен жидкостью необходимо
соответствующее давление в полости всасывания насоса. Для жидко-
стей, применяемых в самолетных гидросистемах, минимальное абсолют-
ное давление в полости всасывания должно составлять ~300 мм рт. ст.,
что достигается превышением уровня жидкости в баке над насосом,
а также рациональным выполнением каналов всасывания или повыше-
нием давления в баке выше атмосферного.
Следует отметить, что лучшую всасывающую способность имеет
насос с минимальным вредным пространством. Поэтому радиальный
зазор между окружностью впадин одной шестерни и окружностью голо-
вок парной шестерни должен быть минимальным. Вредное пространство,
особенно при высоких давлениях и наличии в жидкости воздуха, также
понижает объемный к. п. д. насоса (см. стр. 27).
Площади каналов всасывания и подводящих труб должны быть
такими, чтобы скорости движения жидкости в них не превышали
2 4-3 м/сек.
Надежность заполнения впадин шестеренного насоса зависит также
от рациональной формы и размера канала, подводящего жидкость
к впадинам. Очевидно, чем большей будет продолжительность соедине-
ния этого канала со впадинами, тем большей будет надежность заполне-
ния их жидкостью.
Подвод жидкости к впадине должен происходить на всей ее длине
и на возможно большем угле поворота шестерен.
Длину s дуги камеры всасывания, при которой обеспечивается надеж-
ное заполнение впадин, можно определить по выражению
0, lmnDr
TV
где Др— разность давлений на входе в камеру всасывания и в наиболее
удаленной точке межзубовой впадины;
ср — коэффициент скорости, равный ~ 0,5;
п —число оборотов ведущей шестерни;
т~ модуль зацепления;
£)г —диаметр окружности головок шестерен;
v — коэффициент кинематической вязкости жидкости;
—ускорение силы тяжести.
140
Всасывающие (каналы не должны иметь ступеней в сечениях и кру-
тых поворотов и должны быть рассчитаны на бескавитационную работу
(см. стр. 11 и 68).
Возникновению кавитационного режима в работе шестеренного на-
соса будет также способствовать развивающиеся при вращении шесте-
рен центробежные силы жидкости во впадинах. Очевидно, жидкость,
поступив во впадину вращающейся шестерни, приобретет скорость по-
следней, вследствие чего появится сила, стремящаяся выбросить ее из
впадины. В тех впадинах, которые уже перекрыты стенками колодца,
жидкость будет лишь поджиматься этой силой к поверхности колодца,
а в полости всасывания эта сила препятствует заполнению впадин
жидкостью.
Фиг. 72. Схема действия центробежных сил.
Известно, что давление в радиальном направлении, обусловленное
центробежной силой, растет по закону параболы (фиг. 72, а), причем
давление р в точке на радиусе окружности головок гг (см. фиг. 72, б)
определится из уравнения
или
где Ur и ЛД —окружные скорости соответственно на внешней поверхности
шестерни (на окружности головок) и на окружности ножек;
гг и гн —радиусы окружностей головок и ножек;
г/г=шгг и =
<0 —угловая скорость шестерен;
'[ — объемный вес жидкости в кг/см3;
g —ускорение силы тяжести в см/сек2.
Давление рц в точке на радиусе окружности головок, развиваемое
центробежной силой жидкости, находят по выражению
или
(275)
где п — число оборотов шестерен;
m — модуль зацепления шестерен;
г — число зубьев ведущей шестерни.
141
Вследствие центробежной силы абсолютное давление слоев жидко-
сти во впадине может при известной величине со значительно понизить-
ся, что приведет к выделению воздуха и паров жидкости, в результате
чего заполнение впадин жидкостью ухудшится или полностью прекра-
тится.
Для уменьшения вредного влияния центробежных сил на работу
насоса жидкость к впадинам рекомендуется, если это возможно, подво-
дить не через каналы, расположенные на периферии, а через каналы
в осях шестерен; в этом случае значение центробежного эффекта будет
положительным.
Очевидно, что бескавитационная работа шестеренного насоса воз-
можна лишь в том случае, если давление жидкости во всасывающей по-
лости рве превышает сумму давлений от центробежных сил инерции рц
жидкости, находящейся во впадине, и некоторого минимального запаса
давления ро тш, величина которого должна несколько превышать давле-
ние упругости насыщенных паров жидкости pt при максимальной
температуре (см. стр. 12):
Рве Рц “Ь Ро min’
Рве Рц Ро min’
(276)
где
Ро min Pt Н” ^Ркав’
ДРкав “ кавитационный запас; для распространенных случаев при-
менения шестеренных насосов этот запас выбирается равным
0,2.-4—0,3 кг/см2.
Условие бескавитационной работы насоса с учетом потерь напора
во всасывающей линии выразится уравнением
Ра it Рмаг Рвх Рц Ро min’
(277)
где
ра — абсолютное давление атмосферы на рассматриваемой
высоте полета в кг/см2;
А —разность между минимальным уровнем жидкости в баке
и отметкой оси насоса в см\
— суммарное потери давления во всасывающей маги-
страли, создаваемые различными агрегатами и компо-
нентами гидросистемы, в кг/см2*,
2
и т
рвх———------потери на входе во всасывающую камеру насоса
в кг/см2-,
рц —потери, обусловленные центробежной силой жидкости,
в кг/см2\
— коэффициент потерь отдельных участков магистрали;
zzzскорость жидкости на участках магистрали в см[сек'т
пвх —скорость жидкости во всасывающей (входной) полости
насоса в см1сек.
4
Подставив в это уравнение значения входящих в него параметров,
получим
В том случае, если это условие не будет обеспечено, необходимо при-
менять наддув баков или специальные насосы подкачки.
142
Обозначим величину избыточного давления наддува через рнад.
Гогда приведенное выражение примет вид
Л ± + Лад ~ 57 [ У + Мвх + (Г? - гн) <°2 >Роmln’ (279)
де Рнад — давление наддува бака в кг/см?.
Расчеты показывают, что при окружных скоростях на внешней по-
sepxHocTH шестерен до С7Г=8 м/сек влияние центробежного напора на
эежим работы насоса незначительно. При более высоких скоростях
зеличиной центробежного напора пренебрегать нельзя. Например, в на-
юсе с числом зубьев шестерен z=12 и модулем зацепления т=2,5 мм
этот напор при работе на масле с объемным весом у =0,85 г/см3 состав-
ляет:
Окружная скорость
на внешней поверх-
ности головок
зубьев U м\сек
20
Центробежный
напор рц кг 1см2
0,144 0,224 0,510 0,896
Следовательно, при окружных скоростях
на радиусе головок зубьев £7 = 20 м/сек насос
без подкачки или наддува бака не может рабо-
тать даже на высоте уровня моря. Поэтому ок-
ружные скорости на радиусе головок зубьев
при внешнем подводе жидкости обычно не пре-
вышают 6—8 м/сек. Предельная окружная ско-
рость шестерен зависит также от вязкости жид-
кости, уменьшаясь с увеличением вязкости и
увеличиваясь с уменьшением последней. Эта
зависимость обусловлена изменением сопро-
тивления потоку жидкости при заполнении ею
впадин зубьев.
Практические данные по зависимости до-
пустимой окружной скорости шестерен от вяз-
кости жидкости приведены ниже:
Фиг. 73. Схема повыше-
ния напора во всасы-
вающей полости насоса.
Вязкость жидкости в °Е 2 6 10 20
Допустимая окруж- ная скорость голо- вок зубьев в м]сек 6 5 4,5 3,5
Режим заполнения межзубных впадин шестеренного насоса можно
улучшить путем рационального выполнения входного канала в виде
диффузора (см. фиг. 73) с сужением b и последующим расширением а.
Входная часть диффузора в поперечном направлении плавно расши-
ряется до размера ширины шестерен.
Для улучшения питания насоса жидкостью можно использовать
энергию потока сливной магистрали по схеме, рассмотренной на фиг. 28.
143
Нагрузка, действующая на подшипники шестеренного насоса
Наиболее нагруженной частью шестеренного насоса являются его
подшипники, на которые действуют радиальные силы давления жидко-
сти на шестерни и механические силы, обусловленные реакцией от вра-
щающего момента.
В начальной стадии конструирования часто допускают, что нагруз-
ка Lv на шестерни от давления жидкости представляет собой произве-
дение проекции боковой площади шестерни на величину перепада дав-
ления жидкости LT~bdAp. Это допущение дает некоторое завышение
величины нагрузки по сравнению с действительной, поскольку для насо-
сов стандартных размеров на поверхность шестерни действует какое-то
среднее давление, и так как оно
действует на дуге около 270° по
окружности, нагрузка на шестер-
ни частично уравновешивается.
Нетрудно видеть (см. фиг. 67),
что давление жидкости на часть
поверхности шестерни, непосред-
ственно соединяющуюся с рабо-
чей полостью насоса, равно разно-
сти давлений в полостях нагнета-
ния и всасывания; давление жид-
кости на цилиндрическую поверх-
ность шестерни уменьшается от
максимальной величины, равной
давлению жидкости в полости
нагнетания, до величины давле-
ния в полости всасывания. При
концентричном положении шесте-
рен относительно колодцев корпу-
са эта зависимость будет линей-
ной (кривая с, см. фиг. 74) и при
эксцентричном — степенной (кри-
вые d или е). Так как радиаль-
ный зазор вследствие отжатия
шестерен давлением жидкости
сужается по ходу потока, пони-
жение давления практически про-
исходит по кривой d. Диаграмма
на фиг. 74 составлена исходя из условий, что часть Xi длины окруж-
ности головок постоянно находится в полости нагнетания и часть х2 —
в полости всасывания.
Из приведенного следует, что среднее давление во впадинах будет
меньше рабочего давления и в пределе может оказаться равным ему,
но не превысит его. Однако испытания показали, что давление в от-
дельных точках этого зазора может превышать рабочее давление на
10—20%, в особенности, если оно низкое (до 20 кг/сж2). Подобное пре-
вышение вызвано нагнетающим эффектом, обусловленным вязким
сопротивлением масляной пленки в зазоре, вследствие которого в точ-
ках, расположенных вблизи рабочей зоны, может возникнуть давление,
превышающее рабочее.
Если пренебречь тем, что составляющая усилия, действующего на
шестерню, не проходит через ее ось, то нагрузка на ось шестерни от
давления жидкости при линейном падении давления в радиальном за-
зоре для типовых насосов будет равна
£г = 0,75 Aрf=Q,7bbd (р1—р2), (280)
где £г —нагрузка на валик шестерни от давления жидкости в кг\
Ллина окружности голобок
—-------------ndf---------------г-4
Фиг. 74. Графики сил давления жидкости
на шестерни насосов.
144
диаметр шестерни мм;
Фиг. 75. График нагрузки шестер-
ни насоса давлением жидкости.
/ — площадь проекции поверхности шестерни в слг2; f = bd;
b и d — ширина и диаметр окружности головок шестерни в см;
кр — перепад давления в кг/см2: ^P~Pi—Pv
рх и р2—давление жидкости соответственно в полости нагнетания
и всасывания в кг/см2.
Очевидно, что при понижении давления по кривой d нагрузка от
давления жидкости будет превышать значение, вычисленное по выра-
жению (280).
На фиг. 75 приведен график нагрузки шестерни для насоса с под-
шипниками скольжения; теоретическая производительность насоса
40 л!мин при и=1800 об/мин; внешний
ширина шестерни &=22 мм;. число
зубьев zi=12; давление жидкости р =
=70 кг/см2.
Следует заметить, что для данного
насоса вектор нагрузки проходит не
под прямым углом к вертикальной оси,
а отклоняется к горизонтальной цент-
ровой линии по всасывающей стороне
на 22°30'. Эти условия типичны для
высоких давлений, что подтверждается
наблюдениями за характером износа
втулки.
Для условий, приведенных на фиг.
75, величина нагрузки от давления
жидкости оказывается равной
£г-0,813д^=0,813Др/. (281)
Прибавлении 45 кг}см2 вектор на-
грузки*;для этого насоса будет на-
клонен^на 18° и равен
Zr —0,82 Др/.
Когда давление нагнетания приближается к нулю, вектор нагрузки
приближается к горизонтальной линии центров, а его значение — к ве-
личине давления нагнетания, умноженной на площадь проекции боковой
поверхности шестерни.
Следует отметить, что величина гидравлической нагрузки £г на
подшипники, выражаемая через произведение давления и площади
проекции боковой поверхности шестерни, при увеличении давления от-
клоняется от центровой линии, как показано на фиг. 75. Это необходимо
учитывать при выполнении смазочных канавок подшипников сколь-
жения.
Схема действия механических сил, обусловленных вращающим
моментом, представлена на фиг. 76, а. Результирующая этих сил
где LT ,
4 “ LT tg a;
M — крутящий момент;
/?— радиус;
a— угол зацепления.
На фиг. 76,6 показаны результирующие LR силы, обусловленные
механической (ZM) и гидравлической (Zr) нагрузками, для ведомой и
; ведущей шестерен при условии, что гидравлическая нагрузка вычислена
г 10 1246 . 145
по выражению LT=bd&p. Очевидно, в этом случае вектор гидравличе-
ской нагрузки направлен под прямым углом к вертикальной оси.
Как видно, сила реакции от вращающего момента увеличивает
радиальную нагрузку на подшипники ведомой шестерни и уменьшает
ее на подшипники ведущих шестерен, что объясняется противополож-
ным направлением сил LM на этих шестернях.
Для создания одинаковых по нагрузке условий работы подшипники
ведомой шестерни часто выполняются более мощными по сравнению
с подшипниками ведущей шестерни. Для подшипников скольжения
площадь вкладыша (втулки) подшипника ведомой шестерни выбирается
примерно на'154-20% больше площади вкладыша подшипника ведущей
шестерни.
Фиг. 76. Графики результирующих нагрузок на шестерни насоса.
Очевидно, результирующая механической и гидравлической нагру-
зок с учетом фактического давления жидкости на шестерни будет по
сравнению с принятыми выше условиями (см. фиг. 76, б) меньшей по
величине и направлена к вертикальной оси под некоторым углом.
На фиг. 76, в показаны силы, действующие на подшипники рассмат-
риваемого насоса. Векторы Lr выражают нагрузку радиального давле-
ния жидкости и £м — механическую нагрузку от крутящего момента;
векторы L# являются результирующей нагрузкой.
Приведенные графики показывают, что равнодействующая L# на-
грузок на подшипники ведомой шестерни отличается по величине и на-
правлению от равнодействующей для ведущей шестерни; для рассматри-
ваемого насоса эти равнодействующие соответственно составляют 720
и 520 кг.
Величина равнодействующей радиальных сил для ведомой шестер-
ни с учетом сил реакции от вращающего момента может достигнуть
в общем случае 85% силы, создаваемой действием разности дав-
ления в полостях нагнетания и всасывания на всю площадь радиальной
проекции шестерни:
= 0,85ЛрМ. (282)
Величина равнодействующей этих сил для ведущей шестерни зави-
сит от отношения высоты зуба к диаметру шестерни и для распростра-
ненного в практике числа зубьев можно принять равной 75% силы,
создаваемой действием разности перепада давлений в полостях нагне-
тания и всасывания на площадь проекции шестерни:
^ = 0,75ДрМ. (283)
Рассмотренная нагрузка вызывает деформацию валов шестерни,
увеличивает односторонние зазоры и соответственно утечки жидкости,
а также увеличивает потери мощности на трение, ускоряет износ дета-
лей агрегата и обусловливает применение мощных подшипников.
146
Из приведенного следует, что при конструировании шестеренных
насосов высоких давлений необходимо максимально сокращать пло-
щадь поперечной (боковой) проекции шестерни, т. е. уменьшать шири-
ну b и диаметр d шестерен.
Для уменьшения нагрузки на подшипники канал в корпусе, по кото-
рому происходит вытеснение (нагнетание) жидкости, должен быть пре-
дельно узким и удлиненным на всю ширину шестерни. С этой же целью
целесообразно увеличивать модуль зацепления при одновременном
уменьшении числа зубьев. Ширина шестерни (длина зуба) обычно не
превышает десяти модулей.
Практикой установлено, что отношение ширины шестерен к ее диа-
метру в насосах высоких давлений составляет:
для насосов с подшипниками качения а — — =0,5—0,6;
d
для насосов с подшипниками скольжения а = ~ = 0,44-0,5.
d
При меньших значениях этого отношения недопустимо понижается
объемный к. п. д, насоса.
Увеличение ширины шестерни ограничено ввиду трудности обеспе-
чения герметичности в месте контакта сцепляющихся зубьев.
Расчет опорных цапф (подшипников). Удельная на-
грузка (давление) на опорную поверхность подшипников скольжения
рассчитывается по формуле
k— -
где Lr — нагрузка на шестерню в кг [рассчитывается по форму-
лам (280), (281)];
Ьй и — длина и диаметр цапфы в см.
Опыт показывает, что допустимая удельная нагрузка на подшипни-
ки из свинцовистооловянистой бронзы составляет:
^доп^80“100 кг/см2 при работе на масле;
&доп<204-25 кг/см2 при работе на керосине.
Однако подобная нагрузка допустима лишь в том случае, если про-
изведение этой нагрузки на окружную скорость цапфы U не будет пре-
вышать значения
W=^kU^ 150-н 200,
где k — в кг/см2 и U — в м/сек.
Смазка подшипников скольжения в большинстве насосов осущест-
вляется нагнетанием части объема жидкости, защемленной во впадинах
между зубьями, или с помощью радиальной канавки.
Если удельное давление или произведение kU превышает допусти-
мые значения, подшипники скольжения должны быть заменены подшип-
никами качения; в насосах самолетных гидравлических систем приме-
няют преимущественно игольчатые подшипники. Однако игольчатые
и роликовые подшипники не имеют особых преимуществ перед подшип-
никами скольжения, причем в шестеренном насосе часто подшипники
скольжения значительно лучше работают, чем роликовые или иголь-
чатые.
При расчете приводных валиков следует иметь в виду, что вслед-
ствие пульсации потока (давления) действительная нагрузка может
значительно превышать нагрузку, вычисленную по среднему крутящему
моменту. Поэтому валики насоса, а также шестерни приводного меха-
низма должны обладать большей (на 204-25%) прочностью, чем это
требуется расчетной величиной, если исходить из среднего крутящего
10*
147
момента. Валики должны быть также рассчитаны на жесткость, с тем
чтобы деформация их вместе с подшипниками была меньше соответ-
ствующих радиальных зазоров между шестернями и корпусом насоса.
Компрессия жидкости во впадинах шестерен
При известных условиях часть жидкости может запираться во впа-
динах между зубьями, в результате чего во впадинах возникнет высокая
компрессия жидкости, которая вызовет дополнительную нагрузку на
подшипники и приведет к потере мощности и нагреву жидкости, а так-
же к усталостным разрушениям вала и подшипников. Если п и z — соот-
Фиг. 77. Схемы запирания жидкости во впадинах шестерен.
ветственно число оборотов и зубьев ведущей шестерни, то частота удар-
ных нагрузок на валу насоса, обусловленных компрессией, равна 2гп.
Компрессия жидкости во впадинах может возникнуть вследствие
беззазорного зацепления, при котором происходит плотное запирание
жидкости во впадине входящим в нее зубом (фиг. 77, а и 78, а), а также
вследствие одновременного зацепления двух или нескольких пар зубьев
(см. фиг. 78, б).
При компрессии, возникающей вследствие беззазорного зацепления
(см. фиг. 77, а и 78, а), объем запертого пространства (на фиг. 77, а от-
мечено точечной штриховкой) будет наименьшим при положении зуба,
симметричном относительно межцентровой линии (см. фиг. 78, в). Сте-
Фиг. 78. Схемы запирания жидкости во впадинах шестерен
цеплении.
при беззазорном за-
пень плотности затвора зависит от герметичности контакта в точках с
и d. Если верхняя шестерня ведущая, то точка с, в которой происходит
силовой контакт зубьев, является основным затворам (отмечено зачер-
ненным кружком) и точка d, расположенная на стороне нерабочих про-
филей, — вторичным затвором (отмечено незачерненным кружком).
Плотность вторичного затвора зависит от величины зазора s между
зубьями по нормали к профилю зуба (см. фиг. 77,6). Следовательно,
148
чем меньше величина этого зазора, тем вероятней возможность компрес-
сии жидкости.
При беззазорном зацеплении жидкость запирается во впадине
в момент, когда центр последней находится под углом а------— (см.
z
фиг. 78,6) от межцентровой линии (оси). При дальнейшем вращении
шестерен этот объем уменьшится, и в положении, когда геометрический
центр площади зазора совпадет с осевой линией, соединяющей центры
шестерен, достигнет наименьшей величины (см. фиг. 78, в и г).
Очевидно, что уменьшение объема запертой камеры вызовет ком-
прессию находящейся в ней жидкости, которая будет выдавливаться
через зазоры, если в насосе не предусмотрены специальные разгрузоч-
ные каналы.
Для отвода запертой жидкости обычно служат разгрузочные кана-
лы (окна) k в боковых стенках корпуса насоса (фиг. 79). В насосах,
Фиг. 79. Схема разгрузочных ка-
навок для устранения компрессии
жидкости во впадинах зубьев.
Фиг. 80. График расхода шестеренного насоса
с шестернями с числом зубьев 2=12.
предназначенных для работы при низком давлении, эти каналы можно
располагать таким образом, чтобы камеры, образованные сцепляющи-
мися зубьями, сообщались с полостью нагнетания до тех пор, пока
объем их не достигнет наименьшего значения (см. фиг. 78, в и г). В на-
сосах, работающих при высоком давлении, расстояние между каналами
должно быть таким, чтобы они не могли быть соединены впадиной
зубьев. Это практически будет достигнуто, если величина перемычки b
между каналами (см. фиг. 79) равна величине шага зацепления. Шири-
на канавки h~ 1,5—2m; длина a=l,2m; глубина e=0,5m, где tn — мо-
дуль зацепления.
Очевидно, в таких насосах камера высокого давления будет отде-
лена от камеры всасывания лишь контактной поверхностью шириной,
равной приблизительно толщине одного зуба.
На фиг. 80 показаны кривые подачи насоса, в котором разгрузоч-
ные канавки перекрываются в момент прихода центра впадины к цен-
тральной оси. Кривая А представляет собой теоретический график по-
дачи в предположении абсолютной герметичности вторичного затвора
жидкости, а кривая В — в предположении, что вторичный затвор отсут-
ствует.
Как видно из графика, отсутствие вторичного затвора отражается
на чередующихся волнах пульсации подачи. В этом случае кривая В
отклоняется вниз от кривой А, поскольку жидкость, отведенная в раз-
149
грузочные каналы, поступает обратно во впадину ведущей шестерни
уже после того, как эта впадина перейдет за центральную ось. Если
дуга зацепления составляет величину, меньшую значения Зтг/z, то пер-
вичный затвор зубьев прекращается раньше, чем впадина ведущей
шестерни разъединится с разгрузочным каналом. При этом возникает
обратный поток жидкости, вызывающий снижение кривой В.
На фиг. 81, д представлено положение, соответствующее прекращению
первичного затвора, причем впадина ведущей шестерни находится под
2тс
углом------а от центральной оси.
Z
В случае, если разобщение разгрузочного канала с впадиной про-
исходит до прихода последней к центральной оси, то кривая принимает
форму, изображенную на фиг. 80 пунктирной линией С.
Для предотвращения потерь энергии, связанных с дросселирова-
нием через вторичный затвор жидкости, запертой во впадине, зазор по
нбрмали к профилю целесообразно увеличить настолько, чтобы вторич-
ный затвор был практически устранен (см. фиг. 77,6 и 81).
Фиг. 81. Схемы запирания жидкости во впадинах шестерен при зацеплении
с зазором по нормали к профилю зуба.
В этом случае разгрузочные каналы следует располагать так, чтобы
они выходили из соединения с впадиной ведущей шестерни в положе-
нии, соответствующем углу ?г/2г до центральной линии, и с впадиной
ведомой шестерни — в положении, соответствующем этому же углу пос-
ле центральной оси.
При известной величине зазора s (см. фиг. 77, б) впадина ведомой
шестерни и следующая за нею впадина ведущей шестерни сливаются
в общую замкнутую полость (см. фиг. 77, в и 78, г), которая достигает
минимального объема, когда эти впадины находятся под углами ±
£ &
к центральной оси, т. е. когда геометрический центр замкнутой площа-
ди совпадет с осевой линией (см. фиг. 81, а).
Жидкость, заполняющую запертую камеру, можно вывести во вса-
сывающую или в нагнетательную полость. При первом способе раз-
грузки полезная производительность насоса будет меньшей, чем при
втором. Расчеты и испытания показывают, что объемный к. п. д. насоса,
у которого разгрузочная канавка соединена с всасывающей^ полостью,
уменьшается при шести зубьях на относительно небольшой процент,
однако при двенадцати зубьях объемный к. п. д. уменьшается пример-
но на 7%.
На работе насоса отрицательно сказываются как компрессия
жидкости во впадине при входе зубьев в зацепление, так и вакуум в ней
при выходе зубьев из зацепления, что сопровождается выделением из
жидкости паров и воздуха (см. стр. Ии 25).
На фиг. 82 представлена кривая, характеризующая величину за-
пертого объема жидкости шестеренного насоса производительностью
150
190 л!мин, где а — угол поворота шестерен от положения, соответствую-
щего началу компрессии. Запертый объем жидкости для данного насоса
составляет примерно 60 л/мин или 32%
общей производительности насоса. Оче-
видно, что если бы не был предусмотрен
отвод запертой жидкости, то она вытес-
нялась бы через зазоры, что, естествен-
но, привело бы к резкому повышению
давления в блокированной камере.
Пульсация потока жидкости
, Пульсация потока жидкости, пода-
ваемой шестеренным насосом, в котором
отсутствует компрессия жидкости во
впадинах, за один оборот, происходит
с частотой, равной числу зубьев ведущей
шестерни, т. е. пульсация подачи повто-
ряется при повороте шестерни на угол,
соответствующий одному шагу, а ампли-
туда пульсации зависит от угла зацеп-
ления и числа зубьев.
Амплитуду колебаний подачи пер-
вой гармоники, равную разности между
наибольшими и наименьшими значениями
Фиг. 82. Кривая, характери-
зующая запирание жидкости
во впадинах шестерен насоса
в функции угла поворота- ше-
стерен.
мгновенной объемной подачи,
можно для прямозубых шестерен определить по выражению
А = —
г2 О
Среднее значение потока
шестерня г~10 Шестерня г=12
0
где е —коэффициент перекрытия;
z —число зубьев;
ад —угловая скорость ведущей шестерни;
Ь — длина зуба (ширина шестерни);
^-радиус основной окружности шестерни.
Пульсация расхода (потока) жидкости вызывает пульсацию давле-
ния, причем амплитуды пульсации давления могут вследствие того,
что жидкость обладает
высоким модулем упруго-
сти, значительно превос-
ходить амплитуды пуль-
сации расхода. Пульсация
отрицательно сказывает-
ся на работе агрегатов и
гидросистемы.
Шестерни с большим
числом зубьев дают, при
всех прочих одинаковых
условиях, более равномер-
ный поток жидкости. Од-
нако при большом числе
зубьев затруднен отвод
жидкости, запертой во
впадинах.
На фиг. 83 приведены
расчетные графики коле-
баний подачи и давлений для насоса с шестернями с числом зубьев 10
и 12. Кривые построены для случая, когда объем нагнетательной линии
Полегание давления при п=Л000ой/мин Д*
0,1 0,2 0,3
оборота
подачи и давления
линии шестеренного
0 Од 0,2 0,3 о
Доли одного
Фиг. 83. Графики колебания
жидкости в нагнетательной
насоса.
151
равен производительности насоса в 1 сек.; модуль упругости жидкости
равен 23 200 кг/см2 (что соответствует модулю воды).
Следует иметь в виду, что при питании гидросистемы от двух или
нескольких шестеренных насосов пульсация расхода и давления вслед-
ствие периодических совпадений пик подач отдельных насосов могут
значительно превышать величину пульсации, наблюдающуюся при
одном насосе.
Коэффициент неравномерности потока шестеренного насоса с ци-
линдрическим эвольвентным зацеплением можно определить из выра-
. жения
Фиг. 84. Схема разгрузки
шестерен от сил давления
жидкости.
с= 1,25-^,
Z
где с — коэффициент неравномерности (пуль-
сации) потока, равный отношению
амплитуды пульсации к среднему зна-
чению расхода;
6 —угол зацепления;
z — число зубьев ведущей шестерни.
Так, например, для шестерни с 14 зубьями
коэффициент неравномерности при угле за-
цепления 6=20° составит
с Ь?5-'0’88=о ,08=8 %.
14
Неравномерность потока жидкости можно
уменьшить, если шестерни составить из двух
или нескольких частей, смещенных одна отно-
сительно другой на угол, соответствующий по-
ловине шага зацепления. При использовании спиральных или шеврон-
ных зубьев также устраняется неравномерность потока.
Разгрузка подшипников шестерен от усилий
давления жидкости. Для разгрузки подшипников шестерен от
усилий давления жидкости применяют схемы с гидравлическим противо-
давлением (см. фиг. 84). Для этой цели полости нагнетания и всасыва-
ния насоса соединяются каналами с камерами А\—Лг и Bi—В2
(фиг. 84), расположенными диаметрально противоположно к этим поло-
стям. Поскольку на шестерни в этой схеме действуют усилия давления
жидкости со стороны как камеры нагнетания В, так и камер Вг и В2,
подшипники шестерен при соответствующих размерах этих камер будут
разгружены от усилий. При перемене направления вращения шестерен
камерой нагнетания станет камера А и разгрузочными — камеры Л]
и Л2.
Подобная разгрузка особенно целесообразна в агрегатах, исполь-
зуемых в качестве гидромоторов.
Насосы с косозубыми и шевронными шестерня-
м и. Прямозубое зацепление характеризуется прямолинейным контак-
том боковых поверхностей зубьев по всей их ширине (длине зуба), со-
храняющим неизменную величину в процессе зацепления. При неточно
изготовленных профилях это приводит к толчкообразному движению
ведомой шестерни, шуму и быстрому износу рабочих поверхностей.
Кроме того; в прямозубом зацеплении ограничена возможность увели-
чения коэффициента перекрытия, значение которого не превышает 2.
Эти недостатки устранены в косозубых шестернях. Зацепление
зубьев в этих шестернях и выход из зацепления происходит не сразу
по всей их ширине, а постепенно, благодаря чему уменьшается влияние
погрешностей в профиле зуба и достигается плавная и бесшумная
работа.
152
Угол наклона зубьев косозубых шестерен выбирают исходя из тре-
бования сохранения уплотняющего контакта по всей ширине зацепля-
ющихся зубьев в течение всего периода их касания. Этот угол обычно
не превышает 7—10°.
Недостатком насосов с косозубыми шестернями является наличие
при работе осевого усилия. Этот недостаток устранен в насосах с шев-
ронными шестернями.
Угол наклона зубьев шевронных шестерен достигает 204-25°. При
таких величинах наклона зубьев заметно возрастает значение коэффи-
циента перекрытия.
Насосы с шевронными шестернями допускают более высокие ско-
рости и обеспечивают более высокий срок службы, чем насосы с прямо-
зубыми шестернями. Кроме того, в этих насосах отсутствует защемле-
ние (запирание) жидкости во впадинах.
Для обеспечения высокого объемного к. п. д. зацепление должно
быть максимально плотным (беззазорным). Минимальным должен
быть радиальный зазор между головкой и дном впадин сопряженных
зубьев. В практических условиях при т = 5,5 мм боковой зазор в зацеп-
лении составляет 0,03 мм и радиальный 0,02 мм.
Конструкции шестеренных насосов, применяемых в самолетах
На фиг. 85 показано сечение распространенного в самолетах шесте-
ренного насоса с подшипниками скольжения. Шестерни 9 помещены
в бронзовых втулках 6 и S, запрессованных в корпус 7 и крышку из
алюминиевого сплава. Приводной вал 3 смонтирован в переходнике 4.
В ведущей шестерне поме-
щен шариковый запорный кла-
пан 1, который создает в поло-
сти перед уплотнительной ка-
мерой небольшое противодав-
ление жидкости, препятствую-
щее проникновению в насос
воздуха.
Вал 3 связан с верхней
шестерней 9 при помощи муф-
ты^ левая деталь 5 которой
служит торцовым уплотнением
выходного валика.
На фиг. 86 изображены
конструктивные варианты ше-
стеренных насосов, рассчитан-
ные для работы на давлении
100 кг!смР.
Насос с автомати-
ческим регулирован и-
7
Фиг. 85. Шестеренный насос с подшипни-
ками скольжения.
ем величины зазоров по торцам шестерен. В современ-
ных шестеренных насосах, предназначенных для работы при высоких
давлениях, применяют устройства для автоматического уплотнения ше-
стерен по их торцам (см. фиг. 87). Для этой цели служат две подвижные
плавающие втулки 3 и 7, которые давлением жидкости прижимаются к
торцовым поверхностям шестерен 4 и 6. При работе насоса с нулевым
давлением втулки поджимаются к шестерням пружинами /.
Жидкость к торцам втулок 3 и 7 подводится из нагнетательной по-
лости насоса через канал S; шейки втулок уплотнены резиновыми коль-
цами.
Указанный насос отличается большим сроком службы и высо-
ким объемным к, п. д.; для насосов средней мощности (Q = 60 л/мин
153
и р— 120ч-150 кг/см2) величина 0,924-0,96. Особенностью этих на-
сосов является также малая зависимость объемного к. п. д. от срока
службы. Так, например, испытания на износ показывают, что вр многих
случаях объемный к. п. д. насоса после 500 час. работы несколько
(на 2—3%) увеличивается. В подобных насосах утечки в основном про-
исходят не через торцовый зазор, а по линии контакта зацепляющихся
зубьев.
Утечки жидкости отводятся по каналу 5 во всасывающую полрсть
насоса; клапан 2 создает незначительное противодавление и тем самым
препятствует проникновению в насос воздуха.
Фиг. 86. Типовые конструкции шестеренных насосов.
Подвижные втулки обычно изготовляются из оловянистосвинцови-
стой бронзы БрОС10-20; шестерни — из азотируемой стали, закаленной
после азотирования до поверхностной твердости HRC 62—64.
Испытания насосов подобной конструкции показывают, что они
удовлетворительно работают при давлениях 200 кг/см2\ объемный к. п. д.
при номинальных числах оборотов равен ~90ч-94% и механиче-
ский ~85%.
В последних моделях шестеренных насосов некоторых иностранных
фирм втулки выполнены из антифрикционного алюминиевого сплава,
что снижает вес насоса примерно на 20%.
В описанной выше конструкции насоса плавающие втулки одно-
временно служат подшипниками скольжения для цапф шестерен.
Вследствие высоких давлений жидкости подшипники подобных насосов
быстро изнашиваются по сравнению с другими деталями насоса. По-
154
СП
Си
8. 7 6
Фиг. 87. Схема насоса с плавающими торцовыми втулками и подшипниками скольжения.
этому в некоторых конструкциях насосов этого типа применяют игольча-
тые подшипники (фиг. 88); плавающие втулки в этих насосах предназна-
чены лишь для герметизации торцовых стыков шестерен и корпуса.
Плавающие втулки 3 и 7 (см. фиг. 87) должны быть рассчитаны
так, чтобы они поджимались к торцам шестерен с усилием, обеспечива-
ющим надежное уплотнение. Однако усилие не должно быть излишне
высоким, так как это увеличивает трение и понижает механический
к. п. д. насоса, а также может вызвать надиры на торцовых поверхно-
стях шестерен и втулок. Следовательно, при расчете скользящей пары
плавающих втулок необходимо исходить из тех же условий, что и при
Фиг. 88. Шестеренный насос с плавающими
втулками и игольчатыми подшипниками.
расчете подшипников сколь-
жения.
Усилие, с которым втулки
прижимаются к торцу шестерни,
равно
^ = 'Рпр+ДЛ = Рпр +
Н I-------Р>
где Dr и d—диаметры буртика
(или диаметр голо-
вок шестерни), и
внешней поверхно-
сти втулки (см.
фиг. 87);
Рпр —усилие затяжки
пружины 1.
Усилию Р будет противодей-
ствовать усилие давления жидко-
сти на втулку со стороны шестер-
ни. Расчет этого усилия услож-
няется тем, что лишь часть по-
верхности втулки омывается жид-
костью под рабочим давлением,
на большей части она омывается жидкостью, заключенной во впадинах
зубьев., ji на остальной части (в полости всасывания)—жидкостью, на-
ходящейся под отрицательным давлением (вакуумом). Распределение
давлений по впадинам схематически было показано на фиг. 67, на кото-
рой густота штриховки характеризует величины давлений в соответст-
вующих камерах. Расчет действующих сил усложняется также и тем, что
распределение давления в зазоре, образованном поверхностями втулки
и шестерни, зависит от качества поверхностей и правильности геометри-
ческих форм втулок и шестерен. Проникновению жидкости в зазоры,
способствует также относительное движение поверхностей шестерен.
Ввиду этого площадь плавающей втулки, на которую действует
жидкость со стороны шестерни и с противоположной стороны, можно
рассчитать лишь на основании экспериментальных данных. Отношение
условной площади fs, на которую действует жидкость в направлении
отжима втулки, к площади fi действия в направлении прижима должна
быть не менее
1,2 ч-1,3,
/1
(285)
K(D?-D2B)
где /2 =----------;
4
156
DT — диаметр окружности головок шестерен (в схеме, изображенной
на фиг. 87, он равен диаметру втулок 3 и 7);
Л)в —диаметр окружности ножек (впадин) шестерни;
d — внешний диаметр шейки втулки 3 и 7 (см. фиг. 87).
Усилие затяжки пружины 1 должно обеспечивать начальный кон-
такт (прижим) плавающих втулок с шестернями при нулевом давлении.
Это усилие выбирается практически равным
кг.
В некоторых конструкциях насосов втулки выполнены так, что рав-
нодействующая давления жидкости, прижимающая их к торцам шесте-
рен, смещена относительно оси в сторону рабочей камеры насоса, бла-
годаря чему уменьшаются перекос и неравномерность прижима втулок
к торцам шестерен.
Гидравлические моторы шестеренного типа
Шестеренный насос в практике часто используется в качестве гид-
равлического мотора.
Из схемы, представленной на фиг. 89, видно, что жидкость, подво-
димая в полость а шестеренного насоса от источника давления, действуя
на зубья шестерен, развивает крутящий мо-
мент, величина которого равна произведению
площади рабочей части профиля зуба на рас-
стояние центра давления этой площади до оси
шестерен и на рабочее давление жидкости. (т/л / \
В данном случае мгновенными рабочими пло- [-----------h—H/z
щадями будут служить части профилей сцеп-
ляющихся зубьев, лежащие выше точки зацеп-
ления с. Поскольку точка зацепления пары -----------—
зубьев при повороте шестерен изменяет свое
положение на линии зацепления, также будут //да
изменяться и величины рабочих площадей— JzzT •
при нулевой площади одной шестерни (coot- ’ У ////j
ветствует положению точки зацепления на кон-
це периферии профиля зуба) рабочая площадь
другой шестерни будет максимальной и равна
произведению длины зуба на 2m (соответст-
вует положению точки зацепления у корня
зуба). В связи с этим будет изменяться и
Фиг. 89. Схема, иллюстри-
рующая принцип действия
шестеренного гидромотора.
развиваемый агрегатом крутящий момент, ха-
рактер изменения которого будет подобен характеру изменения подачи
насоса (см. фиг. 83).
Величину теоретического (индикаторного) крутящего момента ше-
стеренного мотора можно определить по уравнению
716,2-—
(286)
п
Величина эффективного крутящего момента мотора равна произве-
дению М и механического к. п. д. (т)мех.м):
7WM = 7WiiMex м.
(287)
При изготовлении шестеренных моторов следует иметь в виду, что
не должно быть зазоров в подшипниках осей шестерен и необходим ра-
диальный зазор между корпусом и шестернями (в особенности со сторо-
ны, противоположной рабочей полости мотора) при нагружении шесте-
157
(288)
рен давлением, иначе шестерни будут касаться корпуса, что вызовет
увеличение трения и уменьшение полезного момента.
В шестеренных моторах целесообразно выполнять разгрузку под-
шипников от усилий давления жидкости на шестерни, как это показано
на фиг. 84, что устраняет возможное заклинивание шестерен при пуске
мотора под нагрузкой.
Теоретическое число оборотов шестеренного мотора зависит от ко-
личества подводимой к нему жидкости:
= об/мин,
7м
где QnllT —объем жидкости, подводимой к мотору от источника питания,,
в см3/мин;
7М —рабочий объем мотора в см3/об.
Шестеренные моторы удовлетворительно работают в диапазоне
числа оборотов от 100 до 10 000 об/мин. Следует отметить, что при ма-
лых числах оборотов и изменении нагрузки стабильность оборотов
шестеренных моторов будет меньшей, чем поршневых моторов. Кроме
того, пульсация момента вращения шестеренных моторов больше, чем
поршневых, что ограничивает область их применения.
Вопросы конструирования шестеренных насосов
Шестерни насосов, применяющихся в самолетных гидросистемах^
обычно выполняются заодно целое с осями. Подобная конструкция обла-
дает преимуществом при изготовлении шестерен малого размера, в ко-
торых размещение шпоночного или иного соединения шестерни с вали-
ком представляет известные трудности.
Герметизация выходных валиков насосов осуществляется одним
или двумя уплотнительными кольцами; при применении двух колец
пространство между ними соединяется обычно с баком дренажным
каналом. Так как подобный способ представляет некоторые неудоб-
ства, утечки часто отводятся во всасывающую полость насоса через вну-
тренние сверления в корпусе.
В отдельных конструкциях в корпусе насоса размещается также
шариковый предохранительный клапан (см. фиг. 86). Однако тепло,
выделяемое при работе клапана, аккумулируется в небольшом объеме
жидкости, заполняющей насос, что приводит при длительной работе
клапана к перегреву насоса и жидкости.
Важным является правильный выбор подшипников. В авиационных
насосах применяются главным образом подшипники качения, в частно-
сти игольчатые подшипники, имеющие ряд преимуществ перед ролико-
выми и шариковыми, одним из которых является относительная просто-
та компоновки насоса.
Для уменьшения количества стыков проставка, показанная на
фиг. 90, б, выполнена в виде восьмерки в соответствии с конфигурацией
колодцев, в которых размещаются шестерни. Однако это усложняет
производство, так как для точной регулировки торцового зазора необ-
ходимо строго выдерживать три размерных допуска на детали вместо
одного.
Для изготовления шестерен применяется легированная цементи-
руемая и азотируемая сталь с твердостью закалки HRC 62—66. После
закалки рабочие поверхности шестерен (профили, торцы, внешняя по-
верхность) шлифуются. Для улучшения условий работы одну из шесте-
рен можно выполнить из бронзы.
При выборе материалов для изготовления деталей насоса необхо-
димо учитывать температурное их расширение, которое при неправиль-
158
ном выборе может привести к заеданию шестерен насоса или к образо-
ванию недопустимых зазоров в соединениях.
При установлении производственных посадок и зазоров в сочленен-
ных деталях насоса следует также учитывать разницу между темпера-
°)
Фиг. 90. Шестеренный
*)
насос с проставками.
турами жидкости и окружающей среды, так как при большой раз-
нице различными будут и температуры корпуса и внутренних деталей
насоса, омываемых маслом, что может
щихся частей.
Число зубьев ведомой и ведущей
шестерен обычно одинаково, однако
для уменьшения износа профиля число
зубьев одной из шестерен увеличивают
на один зуб.
В насосах самолетных гидросистем
обычно применяются шестерни с ци-
линдрическими зубьями; в отдельных
случаях для увеличения к. п. д. насоса
и устранения пульсации потока исполь-
зуются шестерни со спиральными и с
шевронными зубьями.
Для разгрузки болтов, которыми
соединяются части насоса, от сил дав-
ления жидкости, а также для улучше-
ния герметичности стыков рекомен-
дуется на боковых крышках выполнять
разгрузочную канавку а (фиг. 91), со-
единенную с полостью всасывания б.
Глубина канавки 1—1,5 мм, ширина
1—1,5 мм.
привести к защемлению движу-
Фиг. 91. Крышка насоса с канавкой
для разгрузки стяжных болтов.
Многоступенчатые и многошестеренные насосы
Для повышения давления жидкости применяют многоступенчатые
шестеренные насосы. Путем последовательного и последовательно-
параллельного соединения в одном агрегате нескольких пар шестерен
можно получить насос высокого давления с большим числом ступеней
159
Фиг. 92. Конструкция и схема трехступенчатого шестеренного
насоса.
Фиг. 93. Спаренный шестеренный насос.
160
расхода. На фиг. 92 представлены конструкция и схема трехступенча-
того насоса. Производительность каждой предыдущей ступени этого
насоса выше расхода последующей ступени. Для отвода излишка жидко-
сти каждая ступень имеет переливной клапан, отрегулированный на
соответствующее давление.
Применением двух- и трехступенчатого насоса давление можно
соответственно удвоить и утроить, однако при этом понижается общий
к. п. д. агрегата, так как первые ступени должны быть рассчитаны на
превышение потребной производительности для питания последующих
ступеней.
Фиг. 94. Трехшестеренный насос.
На фиг. 93 изображен насос, особенностью которого является ори-
гинальное размещение роликовых подшипников ведомых шестерен.
Такое размещение возможно лишь в шестернях, имеющих достаточные
размеры.
Для повышения производительности и уменьшения габаритов
применяются насосы с тремя и более шестернями. В частности,
распространение получил трехшестеренный насос (фиг. 94), производи-
тельность которого в два раза выше, при одинаковых размерах шесте-
рен, по сравнению с двухшестеренным насосом. Ведущей шестерней
является средняя шестерня. Подшипники ведущей шестерни такого на-
соса разгружены от усилий давления жидкости на шестерню, а привод-
ной валик нагружен удвоенным крутящим моментом.
РАЗГРУЗКА НАСОСА
В большинстве самолетных гидросистем между операциями имеют-
ся паузы в потреблении энергии. Для экономии энергии и улучшения
условий работы насос на время этих пауз необходимо выключать или
разгружать, переводя его на режим работы холостого хода.
Выключение насоса наиболее просто осуществляется в случае при-
вода его от индивидуального электродвигателя, который после выпол-
нения рабочей операции выключается (обесточивается) при помощи реле
давления. ' - 1
На фиг. 95 изображено реле давления, примененное в системе убор-
ки и выпуска шасси. Реле состоит из предохранительных клапанов 1
11 1246
161
конусного типа, плавающего поршенька 2 и электровыключателей 3,
Действие реле основано на том, что после окончания выпуска или убор-
ки шасси давление в гидравлической системе повышается, в результате
чего срабатывает соответствующий предохранительный клапан,
и жидкость, поступив под плавающий поршенек 2, перемещает его. При
своем движении поршенек 2 при помощи скосов выдавливает шарик 4,
Фиг. 95. Двойное гидроэлектрореле.
находящийся в канавке поршенька 2, и тем самым разрывает электро-
цепь питания электродвигателя привода насоса, выключая двигатель.
Одновременно с этим в конце хода поршенька 2 в его канавку западает
второй шарик 4, который переключает электроцепь в положение реверса
электродвигателя.
На фиг. 96 показана схема реле давления, применяемая в системе
автоматической зарядки гидропневматического аккумулятора.
Фиг. 96. Схема реле давления системы автоматической подзарядки
гидропневматического аккумулятора.
Реле состоит из двух цилиндров 5 и 1 и выключателя 4, разрываю-
щего цепь электродвигателя привода насоса.
На левой схеме изображено положение частей реле, когда выклю-
чатель 4 замкнут и насос 9 питает аккумулятор S. В этом случае пор-
шень цилиндра 5 под давлением жидкости, поступающей в левую его
полость, перемещается вправо и жидкость правой полости вытесняется
в полость а нижнего цилиндра и далее через осевой канал стержневого
162
клапана 7 в полость б, соединенную с магистралью слива. Одновременно
жидкость из магистрали высокого давления поступает в полости в и г
и действует на заплечик клапана 7, удерживая его в левом положении,
и на поршень 2 цилиндра 1, находящийся под действием пружины 3.
При повышении давления в аккумуляторе 8 до требуемой величины
пружина 5 сожмется и шток поршня 2 закроет шариком осевое отвер-
стие стержневого клапана 7 и сместит этот клапан вправо, открывая
проход жидкости из полости в в полость а и оттуда в правую полость
цилиндра 5. После этого давления в левой и правой полостях цилин-
дра 5 выравняются, однако сила, действующая на поршень справа, бу-
дет превышать силу, действующую слева, так как живое сечение поршня
с правой стороны больше, чем с левой на величину площади сечения
штока. Благодаря этому поршень перемещается влево и в конце своего
хода нажимает штоком" на выключатель 4, размыкая цепь электродви-
гателя 6 привода насоса.
После того как в процессе разрядки давление в аккумуляторе 8
понизится до известной величины, реле вновь включит электродвига-
тель 6.
Механическое отключение насоса применяется также и при приводе
его от авиационного двигателя. Эта система аналогична рассмотренной
выше с электроприводным насосом. Для включения и выключения насо-
са между валиком насоса и приводом авиационного двигателя устанав-
ливается фрикционная коническая муфта сцепления, которая управ-
ляется вручную боуденовским тросом, а также электрическими, гидрав-
лическими или пневматическими устройствами.
В современных самолетах получили распространение системы с раз-
грузкой насоса в периоды между рабочими операциями, осуществляе-
мой путем перевода насоса на режим холостого хода.
Для этой цели применяются клапаны автоматической разгрузки,
которые после того как давление в аккумуляторе достигнет требуемой
величины, автоматически отсоединяют насос от аккумулятора и соеди-
няют его с баком. В этом случае насос работает под давлением, вызы-
ваемым лишь сопротивлением жидкости в той части магистрали, по ко-
торой циркулирует жидкость. После того как давление жидкости
в аккумуляторе в результате расходования ее потребителями понизится
до нижнего предела, клапан автоматически отсоединяет насос от бака
и включает на подзарядку аккумулятора.
Конструктивные схема и разрез автоматического клапана разгруз-
ки, примененного в гидравлической схеме с гидропневматическим
аккумулятором 11, представлены на фиг. 97.
Насос 6 подает жидкость к распределителю 5, откуда она поступает
в ту или иную полость силового цилиндра 2. Одновременно с этим
жидкость от насоса 6 поступает в аккумулятор 11 и к цилиндру 4 клапа-
на разгрузки насоса. Указанный клапан состоит из поршня 10, находя-
щегося под действием пружины 9 и шарикового клапана 3.
После окончания цикла давление в рабочей магистрали и в акку-
муляторе 11 повышается, и жидкость, действующая на поршень 10,
преодолевая усилие пружины 9 и давление жидкости на шариковый
клапан 3, перемещает поршень, который толкателем 7 приподнимает
шариковый клапан 5; при этом рабочая' полость насоса соединяется
с резервуаром 1. Поршень 10 и клапан 3 будут находиться в этом по-
ложении до тех пор, пока давление в аккумуляторе 11 не упадет до ве-
личины, при которой пружина 9 сможет переместить поршень 10 впра-
во; клапан 3 в этом случае сядет в свое гнездо и отсоединит рабочую
полость насоса от резервуара.
Для того чтобы жидкость от аккумулятора 11 не поступала в по-
лость насоса, применен обратный клапан S.
11* 163
Расчет этого клапана выполняется по следующей схеме. Давлению
жидкости на поршень 10 до открытия клапана противодействует давле-
ние жидкости на шарик 3 плюс усилие пружины 9 (см. фиг. 97, а):
(289)
или
Лр = AZ -л/. (290)
где рак —давление жидкости в аккумуляторе в кг]см2;
/>н —давление жидкости насоса в кг/см2;
F — площади поршня 70 клапана в см2;
/ —площадк проходного отверстия, перекрываемого шариком, в см2;
Р -усилие предварительного сжатия пружины в кг.
Фиг. 97. Схема (а) и конструкция (б) клапана раз-
грузки насоса.
Давление жидкости, при котором клапан 3 откроется,
А к
4РПР
или
Ак
т.(Р2__^2) ’
(291)
где D и d — диаметры поршня и отверстия, перекрываемого шари-
ком, в см.
Давления под шариком и над ним после открытия клапана вырав-
ниваются, т. е.
а следовательно,
D F=P
гак* л пр*
164
Давление жидкости в аккумуляторе, при котором клапан закроется,
или
(292)
(293)
От насоса
Фиг. 98. Схема клапана разгрузки на-
соса.
Соответствующим подбором размеров диаметров D и d и усилия
пружины Рщ/м^жно получить нужные значения давлений, определяю-
щие момент начала открытия и закрытия клапана.
Схема клапана разгрузки другого типа представлена на фиг. 98.
Насос системы соединен с входным каналом 1 и аккумулятор — с кана-
лом 5. При повышении давления в
аккумуляторе до величины, при ко-
торой усилие, действующее на торец
вспомогательного золотника Id, пре-
одолеет усилие затяжки пружины 8
и действие фиксатора 9, вспомога-
тельный золотник переместится в
верхнее положение. При этом жид-
кость из аккумулятора по каналам 6
и 7 поступит в верхнюю полость 3
основного золотника 13 и, сжав пру-
жину 14, переместит его вниз, соеди-
нив насос со сливным каналом 12;
обратный клапан 4 перекроет поток
жидкости из аккумулятора. В этом
положении клапан находится до тех
пор, пока давление в аккумуляторе
вследствие утечек жидкости в систе-
ме или ее потребления не понизится
до некоторой величины, не способ-
ной удержать пружину 8 вспомога-
тельного золотника 11 в сжатом со-
стоянии. Золотник 11 под действием
этой пружины опустится вниз и от-
соединит верхнюю полость 3 золот-
ника от магистрали аккумулятора, соединив затем через каналы, 7 и 10
со сливной магистралью (баком). В это время золотник 13 под действием
пружины 14 переместится вверх и перекроет канал 2, соединяющий насос
с каналом 12, ведущим в бак. При этом жидкость от насоса через за-
порный клапан 4, поступает в аккумулятор гидросистемы.
На фиг. 99 изображены принципиальная и конструктивная схемы
клапана для автоматического переключения насоса на режим холосто-
го хода.
После того, как давление в рабочей полости 5, соединенной с на-
сосом, достигнет установленного максимального значения, предохрани-
тельный клапан 7 переместится вправо и соединит эту полость с кана-
лом 6, ведущим в бак.
Разгрузка насоса осуществляется так же, как и в предыдущих схе-
мах. Когда давление в аккумуляторе, подсоединенном к полости /,
достигнет установленной величины, жидкость переместит плунжер 10
вправо. При этом полость 1, соединенная с аккумулятором через про-
точку этого плунжера и канал 2, соединится с левой полостью цилин-
дра 4, Поршень 3 под действием жидкости переместится вправо и своим
хвостовиком переместит вправо клапан 7, соединив линию насоса с ка-
налом 6, связанным с баком.
165
После того как давление в полости 1 понизится до нижнего преде-
ла, пружина 9 переместит плунжер 10 влево. При этом левая полость
цилиндра 4 отсоединится от полости 1 и соединится с каналом 6, в ре-
зультате чего пружина 8 переместит клапан 7 влево, отсоединив по-
лость 5 от сливного канала 6.
От гидро -
помпы
11 Ю 6
Фиг. 99. Конструкция и схемы клапана разгрузки насоса прямого
действия.
Следует указать, что подобные клапаны при известных условиях
могут «зависнуть», т. е. подвижные части его окажутся в промежуточном
положении, при котором насос не будет разгружен. В такое состояние
клапан обычно вступает при медленной зарядке аккумулятора, имеющей
место при малой производительности насоса или при большом потреб-
лении (расходе) жидкости из аккумулятора. В этом случае давление
в аккумуляторе повышается медленно, а следовательно, плунжер 10 пе-
ремещается вправо также медленно. После того как канал И плунже-
ра 10 соединится с каналом 2, к поршню 3 через образовавшуюся узкую
щель, соединяющую каналы 11 и 2; поступит жидкость из аккумулятора,
в результате чего он медленно переместится вправо и, преодолевая уси-
166
лие пружины 8, с этой же скоростью переместит вправо клапан 7.
После того как этот клапан оторвется от седла, жидкость из полости 5
поступит в сливную полость 12, в которой вследствие сопротивления
в сливной магистрали повысится давление; это повышение давления
нарушит равновесие сил пружины 9 и давления жидкости на левый
торец клапана, в результате чего плунжер 10 может быть сдвинут
влево. Если при этом исходить из принятого допущения о том, что ка-
нал 11 был соединен с каналом 2 лишь через очень узкую щель, кана-
лы 11 и 2 при перемещении плунжера 10 влево могут быть разъединены
(см. фиг. 99, в)?В результате этого плунжер 10, перекрыв канал 2, удер-
живает жидкостью, запертой в левой полости цилиндра 4, поршень 3
(и клапан 7) в промежуточном положении. В этом случае клапан 7, ра-
ботающий как дроссель, создает в зависимости от того, в каком поло-
жении он зафиксирован запертой жидкостью, большее или меньшее
сопротивление проходу жидкости.
На фиг. 100 изображены конструкция и схема подобных агрегатов
двухкаскадного типа (с серводействием). Жидкость от насоса подво-
дится к каналу 1 и далее через обратный (запорный) клапан 2 и ка-
нал 4 поступает в гидросистему самолета и аккумулятор (см.
фиг. 100, а и б). При определенной величине давления в аккумуляторе
усилие давления жидкости на плунжер 8 преодолевает усилие натяже-
ния пружины 3, переместив плунжер 9 в положение, показанное на
фиг. 100, в. При таком положении плунжера 8 жидкость попадает в по-
лость левого торца плунжера 7 и перемещает его вправо. При этом пра-
вая полость поршня 6 соединится с каналом 1, вследствие чего пор-
шень 6 давлением жидкости, поступающей от штуцера 1, переместится
влево и соединит канал штуцера 1 со штуцером 5, ведущим в бак.
После того как давление в аккумуляторе понизится, пружина 3
переместит плунжер 9 вместе с плунжером 8 вправо, благодаря чему
жидкость от штуцера 1 через канал плунжера 9 поступит в правую по-
лость плунжера 7 и переместит его влево. Плунжер 7 соединит полость
правого торца плунжера 6 с каналом 10, ведущим в бак. Одновременно
с этим второй выточкой плунжер 7 соединит левую полость плунжера 6
с штуцером 1, в результате чего плунжер 6 переместится вправо и пере-
кроет канал, сообщающий штуцер 1 со сливом, т. е. переключит насос
на гидросистему (см. фиг. 100,6).
На фиг. 101 приведены конструкции клапанов разгрузки, применя-
емых в насосах некоторых иностранных самолетов.
В конструкции, показанной на фиг. 101, а, жидкость подводится
к каналу 4 от насоса и к каналу 9 от аккумулятора. В режиме разгрузки
жидкость из насоса возвращается через канал 5. Клапан 3 находится под
действием пружины и давления жидкости в камере /, в которую она
поступает из канала, имеющего жиклер 2, и перекрывает доступ жидко-
сти в канал 5, ведущий в бак. После того как давление жидкости
в аккумуляторе достигнет определенной установленной величины, плун-
жер 8 под действием этого давления преодолевает усилие пружины 6
и плунжер 7, поднявшись, соединит полость 1 со сливом, в результате
чего клапан 3, опускаясь вниз, откроет отверстие 4, через которое
жидкость поступит в канал 5, сообщающийся с баком.
В клапане, конструкция которого представлена на фиг. 101, б,
жидкость подводится к отверстию 1 от аккумулятора и к каналу 4 от
насоса. В главную магистраль она поступает через отверстие 3 и в бак —
через отверстие 2.
Схема клапана разгрузки насоса, надежно работающего в системах
мощностью 8—10 л. с. при давлении до 280 кг/см2, представлена на
фиг. 102, а. В этой схеме под давлением жидкости, создавшемся после
зарядки аккумулятора 2, открывается вспомогательный клапан 1,
167
4
В анку
168
нагруженный пружиной 3, и жидкость поступает в цилиндр 10, поршень
которого, нагруженный пружиной 5, своим хвостовиком открывает вы-
ключающий (разгрузочный) клапан 7, соединяющий линию нагнета-
ния 8 с линией слива 6.
Клапан снабжен двумя обратными (запорными) клапанами 4 и 9,
При использовании это-
го клапана в гидравличе-
ской системе мощностью до
35 л. с. и давлением
280 кг/см2 наблюдались ко-
лебания давления у входа в
клапан с 280 до 450 кг! см2,
сопровождавшиеся сильным
шумом.
В результате доработки
был создан агрегат, надеж-
но работающий при мощно-
сти 60 л. с. и давлении
280 кг!см2 (см. фиг. 102, б).
Агрегат состоит из нагру-
женной пружиной пере-
пускного клапана 20, а так-
же управляемого этим кла-
паном в зависимости от дав-
ления в системе вспомога-
тельного клапана 13; по-
следний связан через меха-
ническое ограничительное
устройство 17 и пружину 18
с поршнем 15, находящимся
под действием пружины 16.
Благодаря этой связи пор-
шень 15, реагирующий на
изменения давления в гидро-
пневматическом аккумуля-
торе 2, воздействует на кла-
пан 13, который повторяет
достаточно точно его движе-
ния.
Нижняя полость 14 ци-
линдра соединена с гидро-
пневматическим аккумуля-
тором, а полость 19 клапа-
на 13 сообщается через пе-
рекрываемое отверстие 12'
со сливным каналом 11 и
через жиклерное отверстие
в клапане 20 — с линией 21
насоса.
систему
Фиг. 101. Конструкция клапана разгрузки насоса.
При повышении давления в аккумуляторе поршень 15 перемещает-
ся вверх и ввиду механической связи 17 перемещается вверх и клапан 13,
В этом положении клапана 13 полость 19, а следовательно, и пра-
вая полость перепускного клапана 20 соединяются со сливной маги-
стралью 11, вследствие чего клапан 20 переместится вправо ^соединит
линию насоса 21 с этой магистралью. Гидропневматический аккумуля-
тор отсоединяется от линии насоса обратным клапаном 22.
При понижении давления в аккумуляторе 2 поршень 15 под дей-
ствием пружины 16 опускается и благодаря механической связи 17 дает
169
возможность клапану 13 опуститься и перекрыть канал, соединяющий
полость 19 со сливным каналом. В результате этого давление в поло-
сти 19 повысится и клапан 20 переместится влево в положение, при ко-
Фиг. 102. Схемы клапанов для выключения (раз-
грузку) насоса.
тором линия 21 насоса отсоединится от сливной магистрали 11 и насос
переключится на подачу жидкости в аккумулятор.
Системы с насосами регулируемой производительности
Расход энергии в периоды между операциями можно предотвратить
также применением регулируемых насосов, производительность кото-
рых после достижения заданного давления автоматически понижается
до величины, достаточной для компенсации утечек и поддержания
в системе требуемого давления. При этом соответственно понижается
и потребляемая мощность. Так, например, в гидростатической трансмис-
сии с автоматически регулируемым насосом мощность, потребляемая
им при неподвижном вале гидромотора, составляет всего лишь несколь-
ко процентов (до 5% при р=300 кг/см2) мощности при полной произво-
дительности (при полном ходе поршней насоса).
При понижении давления в системе, происходящем в результате
включения потребителей жидкости, насос автоматически переключается
на полную производительность.
Схема и конструкция регулируемого насоса радиального типа изо-
бражены на фиг. 103, а и б. Внешняя обойма (статор) 12 может пово-
рачиваться вокруг оси 13 при помощи рычага 11, связанного с поршнем 5
170
гидроусилительного устройства. При этом повороте изменяется эксцен-
триситет насоса, величина которого равна расстоянию между ося-
ми
В крайнем правом положении поршня 5, соответствующем макси-
мальной производительности насоса, обойма 12 удерживается пружи-
ной 1 и давлением жидкости в камере 3 на неуравновешенную торцовую
поверхность левой части поршня 5; в камеру 3 жидкость поступает из
рабочей магистрали через канал 2.
При повышении давления выше номинальной величины жидкость,
поступающая по каналу 6 из камеры 3 в камеру 7, действует на правый
торец плунжера S, и, сжимая пружину 4, перемещает его влево. При
определенном положении плунжера 8 жидкость под рабочим давлением
Фиг. 103. Конструкция и схема радиального
поршневого насоса с автоматическим ре-
гулированием производительности.
поступает через осевое сверление плунжера и канал 10 в полость 9
и, действуя на правый торец поршня 5 и перемещая его влево, преодо-
левает вследствие разности площадей правой и левой его сторон усилие
давления в камере 3 и усилие пружины 1. В результате перемещения
поршня 5 влево уменьшается величина эксцентриситета, а следователь-
но, и расход насоса.
Движение поршня 5 влево продолжается до тех пор, пока рабочее
давление не достигнет номинального значения, при котором плунжер 8
займет нейтральное положение, отсоединив правую и левую полости
цилиндра поршня 5 от магистралей давления и бака. При этом пор-
шень 5 будет находиться в некотором промежуточном положении, соот-
ветствующем потреблению в данный момент жидкости.
При понижении давления в камере 3 ниже номинальной величины
пружина 4 возвращает плунжер 8 в прежнее (правое) положение, в ко-
тором полость 9 через каналы 10 и левое осевое сверление плунжера 8
соединяется с баком, в результате чего поршень 5 под действием пру-
жины 1 и силы давления жидкости в камере 3 переместится вправо.
В том случае, когда устанавливать обойму 12 в промежуточное
положение не требуется, пружина 4, нагружающая плунжер 8, разме-
171
щается внутри поршня 5 (см. фиг. ЮЗ, б и нижнюю часть схемы
фиг. 103, а). Так как усилие пружины 4 при подобном размещении не
зависит от положения поршня 5 (а следовательно, и от положения обой-
мы 12), последний при повышении давления до величины, при которой
плунжер 8 соединит канал 6 с каналом 10, перемещается в крайнее
левое положение (до упора). Регулирующее устройство подобной схе-
мы после достижения номинального давления полностью выключает
насос (переводит его на режим нулевого расхода) в отличие от рас-
смотренной выше схемы, которая ввиду пружинной обратной связи до-
пускает работу насоса на промежуточных расходах, т. е. допускает ре-
гулирование расхода в зависимости от давления жидкости.
Фиг. 104. Аксиальный насос регулируемого расхода.
Описанный насос применяется при давлениях 2004-280 кг/см2.
Конструкция и схема регулируемого насоса аксиального типа, рас-
считанного на давление 220 кг/см2, приведены на фиг. 104 и 105. Насос
имеет вращающийся цилиндровый блок 5, связанный с приводным
валом 7 шарнирным соединением 6. Поршни 5 перемещаются с помощью
шатунов 4 с шаровыми шарнирами. Питание осуществляется через ка-
налы поворотного соединения (на фиг. 104 и 105 не показано).
Регулирование расхода жидкости достигается изменением угла
наклона люльки 2, несущей цилиндровый блок 5, с помощью цилин-
дра 11, который питается от клапанно-золотникового устройства 12,
соединенного с нагнетательной полостью насоса. При повышении дав-
ления выше установленной величины пружина 1 сжимается и плунжер
золотникового устройства 12 подводит жидкость в полость 10 цилиндра;,
поршень этого цилиндра через серьги 8 изменяет угол наклона люль-
ки 2. При понижении давления плунжер золотникового устройства 12
переместится вниз. При этом полость 10 соединится со сливной маги-
стралью, в результате чего пружина 9 возвратит люльку 2 в исходное
положение.
172
На фиг. 106 представлена схема подобного насоса аксиального
типа, но с наклонным расположением поршней. Чувствительным эле-
ментом, реагирующим на повышение давления, служит мембрана 5, дей-
ствующая при повышении давления выше заданной величины на кла-
пан 4, управляющий давлением в правой полости силового цилиндра 3,
поршень которого изменяет угол наклона диска 1. При открытии клапа-
на 4 давление в правой полости цилиндра 3, питающейся из полости
нагнетания насоса через дроссельное отверстие 2 в поршне, падает
и поршень перемещается под действием ’давления в левой полости
Фиг. 105. Схема аксиального насоса регулируемого расхода.
вправо, при этом производительность насоса понижается. При закрытии
клапана 4 давления в правой и левой полостях силового цилиндра 3
выравниваются и поршень его, перемещаясь влево под действием пру-
жины и силы давления жидкости на неуравновешенную площадь поршня
цилиндра 3, поворачивает наклонный диск 1 в положение максимально-
го угла, а следовательно, устанавливает насос на максимальную произ-
водительность.
Система дроссельного питания правой полости силового цилин-
дра 3 служит также и демпфирующим устройством против автоколе-
баний.
На фиг. 107, а приведены кривые, характеризующие расход (/)
и мощность (2) подобного аксиального насоса в функции давления.
Точка с кривой расхода соответствует началу сжатия пружины клапана
и соответственно — началу регулирования расхода насоса; при давле-
нии 220 кг/см2 расход насоса равен нулю.
Схема лопастного насоса с автоматическим регулированием произ-
водительности показана на фиг. 108. Статорное кольцо 1 насоса удер-
живается в нижнем положении, соответствующем максимальному
эксцентриситету, пружиной 3. Жидкость под давлением подводится под
поршень в камеру 4; при заданном давлении пружина сжимается и ста-
торное кольцо под действием второй пружины 2 занимает положение,
которое соответствует новому равновесию сил. Для уменьшения сил
трения при перемещении статора применены игольчатые опоры 5.
173
Использование насосов этого типа упрощает гидросистему, так как
в ней не применяются аккумулятор и клапан разгрузки насоса, ввиду
чего уменьшается вес гидросистемы и облегчается ее конструирование.
Необходимо отметить, что при работе описанных насосов в зоне пере-
менного расхода (см. наклонный участок кривой 1 на фиг. 107, а) насос
Фиг. 106. Схема аксиального насоса с автоматическим регулированием про-
изводительности.
может потерять устойчивость и вступить в режим колебания или может
способствовать колебанию какого-либо питаемого им узла.
Следует указать, что необходимость в быстром изменении положе-
ния плоскостей управления самолетом обычно возникает лишь при
малых и средних нагрузках (при посадке самолета). Поскольку высокие
нагрузки наблюдаются при низких скоростях перемещения управляемых
плоскостей (при скоростных полетах), приведенные выше характеристи-
ки насосов не будут удовлетворять в случае привода от электродвига-
теля требованиям экономии электроэнергии. Поэтому в некоторых
О Давление
Фиг. 107. График регулирования расхода насоса в функции давления.
Регулируемый насос
Нерегулируемый насос
гидравлических системах, в частности в системах управления самоле-
том с электрическим приводом насоса, применяются насосы с другими
характеристиками расхода жидкости в зависимости от давления.
Из фиг. 107, а видно, что рассмотренные выше насосы имеют харак-
теристики производительности, соответствующие кривой /; максималь-
ная приводная мощность насоса соответствует точке с Иначе говоряг
если рассматривать эту гидросистему как передаточный приводной ме*
174
ханизм, с помощью которого электродвигатель соединяется с силовым
управлением, то насос с характеристикой производительности, соответ-
ствующей кривой 3, можно уподобить передаче с постоянным отноше-
нием; электродвигатель в этой схеме должен был бы преодолевать ма-
ксимальные нагрузки на выходе при максимальной скорости.
Очевидно, что в рассматриваемом случае управления самолетом
была бы более приемлема система, в которой передаточное отношение
могло бы изменяться соответственно условиям потребления гидравличе-
Фиг. 108. Лопастной насос регулируемой производи-
тельности.
ской энергии; этим требованиям отвечал бы насос с расходом в функ-
ции давления, характеризуемым кривой 3.
В тех случаях, когда широкого регулирования расхода не требует-
ся, применяют схемы с двумя насосами — нерегулируемым и регули-
руемым. В этом случае диапазон регулирования определяется соотно-
шением расходов этих насосов: нижним пределом регулирования слу-
жит расход нерегулируемого насоса Qi и верхним — сумма расходов
обоих насосов Q1 + Q2 (см. фиг. 107,6), где Q2 — расход регулируемого
насоса.
Диапазон регулирования можно расширить применением регулиру-
емого насоса, наклонный диск которого устанавливается в положение
отрицательного угла. В данном случае (фиг. 109) регулируемый насос
при известных условиях будет работать в режиме гидравлического мо-
тора (с отрицательным расходом), возвращая мощность, получаемую
от нерегулируемого насоса, приводному двигателю. Очевидно, что при
равных расходах как нерегулируемого, так и регулируемого насоса
и равных углах возможного наклона диска последнего в обе стороны от
нейтрали регулирование можно осуществить от нуля до суммы расходов
обоих насосов.
175
Схема регулируемого поршневого насоса, предназначенного для
совместной работы с нерегулируемым насосом, показана на фиг. 109, а.
Насос имеет автоматический регулятор производительности в зависимо-
сти от изменения давления. При увеличении давления выше заданной
величины (точка а кривой 2 на фиг. 109, б) регулятор вначале уменьшает
Число
2=
оборотов в минуту
t)
Фиг. 109. Схема насоса и график регулирования его производительности,
производительность и при дальнейшем повышении давления (точка Ь
кривой 2) переводит насос в режим работы гидромотора, характери-
зуемой пунктирными кривыми 3 и 4, т. е. устанавливает его на откачку
рабочей жидкости в бак из системы, питаемой в данном случае одним
нерегулируемым насосом.
Кривые 3 и 4 характеризуют режим работы системы соответственно
при меньшем (щ) и большем (и2) числе оборотов.
Характеристика расхода регулируемого насоса в функции числа
оборотов представлена кривой /. При числе оборотов пх суммарная про-
176
изводительность регулируемого и нерегулируемого насосов превышает
потребление, вследствие чего давление в системе повышается и в дей-
ствие вступает регулятор расхода регулируемого насоса. При числе обо-
ротов «2 производительность регулируемого насоса снизится до нуля
и при дальнейшем повышении оборотов насос автоматически переводит-
ся в режим работы гидромотора, характеризуемый частью кривой 1,
показанной пунктиром.
Благодаря этому суммарный расход жидкости параллельно рабо-
тающих регулируемого и нерегулируемого насосов все время остается
равным расходу ее потребителей независимо от изменения в опреде-
ленных пределах чисел оборотов насосов.
Регулирование осуществляется следующим образом. Жидкость под
рабочим давлением подается в проточку 2 гильзы регулятора (см.
фиг. 109, а) и далее через сверления в гильзе и поршне к торцу золот-
ника 3 механизма управления производительностью. Давление жидко-
сти на золотник 3 воспринимается пружиной 1 регулятора, которая при
известной величине давления сжимается и смещает золотник влево.
За положением золотника «следит» поршень 4 регулятора, который
при помощи рычага 5 изменяет угол наклона подшипника (диска) б.
При определенном положении поршня регулятора при движении
его влево наклонный подшипник 6 устанавливается в положение отри-
цательного угла (считая положительным угол, изображенный на чер-
теже). В этом случае насос, не изменяя направления вращения, будет
работать в режиме гидромотора.
При понижении давления золотник 3, перемещаясь вправо, приве-
дет подшипник 6 через нейтральное положение и установит его при изве-
стном давлении в положение максимального расхода насоса.
Кривые изменения расхода в функции числа оборотов и давления
представлены на фиг. 109,6.
Глава III
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ПРИВОД (ТРАНСМИССИЯ)
ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДЕЙСТВИЯ
Гидравлический мотор в сочетании с насосом образует гидравличе-
ский привод (трансмиссию) ротативного действия, принципиальная схе-
ма которого нами была рассмотрена выше (см. фиг. 4, а). Этот привод
состоит из насоса и мотора и конструктивно выполняется в виде одного
агрегата, включающего насос и мотор или в виде насоса и гидромотора,
соединенных трубопроводами. В самолетных гидросистемах распростра-
нены приводы (трансмиссии) небольших (до 504-60 л. с.) мощностей,
однако в общем машиностроении (в прокатных станах, тепловозах
и др.) применяются трансмиссии мощностью 1000--1500 л, с. и выше.
Регулирование угловой скорости выхода (числа оборотов выходного
вала привода) осуществляется изменением расхода жидкости, посту-
пающей к гидравлическому мотору, при постоянном рабочем объеме
мотора или изменением его объема при постоянном расходе жидкости.
Расход жидкости в свою очередь можно изменить путем отвода части
расхода насоса в бак при постоянном его рабочем объеме (дроссельное
регулирование), либо изменением рабочего объема насоса (объемное
регулирование).
Очевидно, что первый способ регулирования применим лишь
в трансмиссиях небольших мощностей.
На фиг. ПО, а приведена схема привода с нерегулируемыми насо-
сом (Я) и гидромотором (Л4), в которой для изменения скорости вала
мотора в линии питания установлен дроссель Д, регулирующий
поток (расход) жидкости; излишек жидкости отводится через перелив-
ной клапан К в резервуар.
При регулировании скорости вала мотора излишек жидкости мож-
но отводить в бак не через переливной клапан Kt а через дроссель Д,
установленный на его линии, соединяющей магистраль давления с ба-
ком (см. фиг. 110,6). При этом изменение скорости вала достигается
изменением давления потока в дросселе Д, однако точность регулирова-
ния скорости и ее стабильность будут ниже, чем в предыдущей схеме,
от которой она отличается меньшим нагревом жидкости, что можно
видеть из сравнения схем, приведенных на фиг. ПО, а и б. В схеме, изо-
браженной на фиг. ПО, через дроссель проходит та часть жидкости,
которая должна поступить в мотор, а остальная часть перепускается
в резервуар через переливной клапан А, давление регулировки которого
равно давлению перед дросселем Д\ регулировка клапана К производит-
ся с учетом максимальной нагрузки на выходе. Очевидно, что чем мень-
ше нагрузка и скорость на выходном валу мотора, тем большими будут
перепад давления в дросселе и расход жидкости через переливной кла-
пан, а следовательно, тем больше энергии превратится в тепло.
178
В схеме, представленной на фиг. 110, б, давление в системе пропор-
ционально нагрузке и лишь при максимальной нагрузке на валу мотора
оно достигает значения, на которое отрегулирован предохранительный
клапан К. Таким образом, потери в дросселе, а следовательно, и нагрев
жидкости по последней схеме будут меньшими, чем по предыдущей.
Расчеты показывают, что температура минерального масла, прошедше-
го через дроссель, повышается при дросселировании от 100 кг/см2 до
нуля примерно на 6° С.
Регулирование скорости выхода по последней схеме может быть
автоматизировано. Одна из возможных схем подобного регулирования
представлена на фиг. ПО, г, в которой пропускное сечение маслопрово-
да, ведущего в рабочую полость гидравлического цилиндра, опреде-
ляется положением дроссельного крана 5. Однако через дроссель про-
Фиг. 110. Схемы дроссельного регулирования.
ходит только часть потока жидкости от насоса, а остальная часть сли-
вается через канал 4 в бак. Величина отводимой части потока опреде-
ляется положением плавающего дросселя Л к которому с нижней сто-
роны приложена сила, пропорциональная давлению жидкости перед
поворотным дросселем 5, а с верхней — сила, пропорциональная давле-
нию после дросселя, т. е. пропорциональная рабочему давлению в гид-
равлическом двигателе. Ввиду этого в зависимости от изменения рабо-
чей нагрузки в гидравлическом двигателе (силовом цилиндре) пор-
шень /, перемещаясь, регулирует перепуск жидкости через сливной
канал 4.
В рассматриваемой схеме, как и в предыдущей (см. фиг. 110,6),
предохранительный клапан 2 срабатывает лишь при превышении вели-
чины давления в системе, соответствующей максимальной нагрузке
двигателя.
Регулирующий дроссель Д можно установить в сливной магистра-
ли (см. фиг. ПО, в). Излишек жидкости, как и в первой схеме (см.
фиг. ПО, а), отводится через клапан К в резервуар.
Эта схема обеспечивает двустороннюю жесткость системы и при-
меняется главным образом в системах с знакопеременными нагрузками.
Очевидно, что в схемах, представленных на фиг. 110, а и 110, б,
инерционная нагрузка может ускорять в переходных режимах враще-
12*
179
ние гидромотора, так как в них ни дроссель, ни переливной клапан не
создают этому ускорению прямого противодействия (торможение).
Если дроссель установлен на сливной магистрали (см. фиг. ПО, в),
то разгон гидромотора вызовет повышение давления в ней, величина ко-
торого может превысить значение давления на входе в мотор, в резуль-
тате чего система будет тормозиться. Очевидно, если при этом крутя-
щий момент, развиваемый внешней нагрузкой, может создать в линии
между гидромотором и дросселем недопустимо высокое давление, в ней
необходимо установить предохранительный клапан.
Что касается нагрева жидкости, то обе схемы, приведенные на
фиг. НО, а и ПО, в, равноценны; схема, изображенная на фиг. ПО, в,
обычно применяется, как было указано, при знакопеременных нагруз-
ках и схема, представленная на фиг. 110, а, — для более точного регу-
лирования, чем это может обеспечить система по схеме ПО, б.
Если в качестве дросселя применить специальное регулирующее
устройство (см. ниже стр. 277 и фиг. 190), то можно получить стабиль-
ное (в пределах ошибки + 1%) число оборотов выходного вала мотора
независимо от его нагрузки и вязкости жидкости.
Рассмотренные положения справедливы также и для схем, в кото-
рых вместо дросселей применены другие измерительные (регулирую-
щие) устройства.
Подобным регулирующим (измерительным) устройством может
служить также вспомогательный мотор с регулируемым рабочим объ-
емом, выходной вал которого жестко связан с приводным валом насоса.
Очевидно, что изменением рабочего объема этого мотора можно точно
регулировать количество жидкости, поступающей к регулируемому
(основному) мотору, причем излишек энергии в этой схеме не будет
превращаться в тепло, а возвращается вспомогательным мотором на
приводной вал насоса. Эта схема применяется в тех случаях, когда тре-
буется уменьшить потери мощности и точно отрегулировать скорость
вала мотора. Приведенные выше соображения по дроссельному регули-
рованию трансмиссий относятся и к регулированию движения
поршня привода прямолинейного возвратно-поступательного типа
(см. фиг. 5).
Рассмотрим влияние расположения регулирующего дросселя на
устойчивость движения исполнительного поршня.
При движении исполнительного поршня гидравлического механиз-
ма часто, в особенности при малых скоростях, возникают вибрации
(автоколебания),основными причинами которых являются упругости и
трение в цилиндре и в приводимом им узле. Как известно, для гашения
автоколебаний во всех случаях следует увеличивать рассеивание энер-
гии в системе. Поэтому из приведенных выше двух схем размещения
регулирующего дросселя лучшей будет та, которая обеспечивает более
сильное демпфирование.
Рассмотрим зависимость степени демпфирования системы от рас-
положения регулирующего дросселя. Жидкость, подаваемая насосом
в рабочую полость силового цилиндра, содержит некоторое количество
нерастворенного воздуха. Поэтому кривая зависимости объема этой
смеси от давления носит сложный характер. В начале сжатия объем
смеси с повышением давления уменьшается практически только за счет
сжатия воздуха, содержащегося в смеси; начиная же с некоторого до-
статочно высокого давления, смесь оказывается практически несжи-
маемой.
Очевидно, что давление в рабочей полости силового цилиндра при
расположении регулирующего дросселя между насосом и этой полостью
(см. фиг. 5, а) меньше давления в той же полости при расположении
регулирующего дросселя в сливном маслопроводе (см. фиг. 5,6).
180
Допустим, что давление смеси жидкости и воздуха в рабочей поло-
сти гидравлического цилиндра при расположении регулирующего дрос-
селя в сливном маслопроводе в п раз превышает значение давления
в этой же полости при расположении регулирующего дросселя между
насосом и цилиндром. Тогда жесткость рассматриваемой системы в пер-
вом случае возрастает в и2 раз по сравнению с жесткостью системы во
втором случае, и, следовательно, частота собственных колебаний систе-
мы, пропорциональная корню квадратному из величины жесткости, бу-
дет в первом случае в п раз больше, чем во ётором. Если при располо-
жении регулирующего дросселя между насосом и цилиндром частота
колебаний равна со, то при расположении его в сливном маслопроводе
эта частота составит /гео.
Очевидно, путем введения в гидросистему соответствующего демп-
фирования минимальное значение скорости поршня, при которой возни-
кают автоколебания, можно уменьшить. Однако на процесс гидравли-
ческого сопротивления расположение регулирующего дросселя влияет
различно при одной и той же его настройке. При расположении регули-
рующего дросселя в сливном маслопроводе давление жидкости, как
установлено выше, будет в п раз больше, чем при другом расположении
этого клапана и, следоват°льно, угловой коэффициент изотермы, харак-
теризующий сжимаемость системы, будет в п2 раз больше соответству-
ющего коэффициента при ином расположении. В связи с этим устой-
чивость системы, дросселирование в которой осуществляется в сливной
линии, значительно выше, чем системы с дросселированием жидкости
на входе.
Приведенные выше выкладки относятся как к системам прямоли-
нейного, так и вращательного движения.
ОБЪЕМНОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ СКОРОСТИ ТРАНСМИССИИ
Распространена система регулирования выходной скорости транс-
миссии с использованием насоса и гидромотора, один из которых
или оба являются агрегатом с регулируемым рабочим объемом. Очевид-
но, что при таком регулировании не происходит какой-либо потери
мощности, так как насос подает то количество жидкости, которое необ-
ходимо для обеспечения требуемой скорости и мощности гидравличе-
ского мотора.
Теоретическое число оборотов гидромотора вычисляется из условий
равенства объемов, описываемых рабочими элементами насоса и мотора
за единицу времени:
Q„=QM, или qHna~ qunu. (294)
Отсюда теоретическое число оборотов мотора
«М = «н —.
Ям
(295)
где QH и QM —объемы, описываемые рабочими элементами насоса и мо-
тора в минуту;
/гн —число оборотов насоса в минуту;
qH и <7М —рабочие объемы насоса и мотора (теоретическая произво-
дительность за один оборот), вычисляемые по приведен-
ным выше формулам (217) и (240).
Уравнение (295) показывает, что число оборотов выходного вала
гидравлического привода зависит от отношения рабочих объемов насо-
са и мотора.
181
Выражения для теоретической мощности ЛАгеор и крутящего момен-
та Л1теОр на выходном валу мотора гидравлической трансмиссии имеют
вид
Njeof=k^pQ^, (296)
Чео₽=716,2 (297)
«
где Ар — перепад давления в моторе: Ap=pj—
Pi и р2~Давления жидкости у входа в мотор и на выходе из него;
k — коэффициент размерности.
Рассмотрим статическую характеристику привода аксиального типа;
все изложенное применительно к этому типу привода справедливо и для
приводов других конструкций.
На основании выражений (295) и (240) можно написать
я и —= ”н— • (298)
Qm. Ты
Из выражения (298) следует, что осуществить регулирование скоро-
сти вала мотора можно, если один из агрегатов — насос или мотор — ре-
гулируемый, т. е. если насос переменного расхода применяется вместе
с мотором постоянного расхода и наоборот. Из выражений (296) и (297)
следует, что теоретическая мощность AfTeop при постоянном перепаде
давления Ар изменяется пропорционально расходу QM. Поскольку при
регулировании объема насоса пропорционально расходу изменяется и
число оборотов мотора пм, величина момента АТТеор на валу мотора
остается постоянной при любом значении расхода, но при постоянном
перепаде давления.
При регулировании объема мотора расход насоса будет постоян-
ным, а следовательно, сохраняется постоянной и мощность привода.
С изменением числа оборотов пм при постоянной ДДгеор величина Л4теОр
изменяется обратно пропорционально им [см. выражение (297)], т. е.
в этом случае величина крутящего момента изменяется при постоянном
перепаде давления пропорционально изменению рабочего объема мо-
тора.
Следовательно, если пренебречь потерями, то регулирование приво-
да изменением рабочего объема насоса при постоянном рабочем объеме
мотора позволяет получить при постоянном давлении жидкости пере-
менную МОЩНОСТЬ УУтеор И ПОСТОЯННЫЙ КруТЯЩИЙ момент Мгеор на валу
мотора, а регулирование рабочего объема мотора при постоянном рабо-
чем объеме насоса — постоянную мощность и переменный крутящий мо-
мент на валу мотора.
Оценивая рассмотренные способы регулирования, следует отметить,
что последний способ в экономическом отношении уступает в большин-
стве случаев первому. Так как мощность на валу мотора пропорциональ-
на числу оборотов и величине рабочего его объема, от которого зависит
крутящий момент, то мотор, работая с большой скоростью при задан-
ном крутящем моменте недоиспользует свою мощность. Таким образом,
для получения малых чисел оборотов мотор должен иметь соответствен-
но большой рабочий объем, поскольку минимальная производительность
нерегулируемого насоса обусловлена заданной мощностью трансмиссии.
Причем эта производительность, а следовательно, и габариты агрегатов
должны быть такими, чтобы мотор мог развить требуемый крутящий
момент также и при максимальной скорости, которая в этой схеме может
быть достигнута лишь уменьшением хода рабочих его элементов; при
этом мощность мотора будет недоиспользована. Очевидно, чтобы осу-
182
ществить те же условия при использовании насоса переменного и мотора
постоянного расхода потребуются агрегаты с предельной производитель-
ностью, не превышающей минимальную производительность рассмотрен-
ной системы с мотором регулируемой производительности.
Следует также учесть, что механический к. п. д. мотора при малых
ходах его рабочих элементов (поршней), т. е. при недоиспользовании
мощности, будет низким, ввиду чего диапазон скоростей в схемах этого
типа обычно не превышает 4:1. В системах с насосом с регулируемой
производительностью подобного ограничения не существует. В этом слу-
чае производительность насоса может изменяться от нуля до максимума,
хотя к. п. д. будет величиной переменной. В практических условиях
регулирование насоса в пределах, обеспечивающих удовлетворительный
к. п. д., может осуществляться в диапазоне скоростей 40: 1 и более.
Следует отметить, что системы с нерегулируемым насосом и регу-
лируемым мотором целесообразно применять в тех случаях, когда тре-
буется получить характеристики скорости и крутящего момента, подоб-
ные характеристикам сериесных электродвигателей. При этом величина
производительности (рабочего объема) мотора изменяется автоматиче-
ски обратно пропорционально давлению жидкости в системе. В том слу-
чае, когда увеличивающаяся нагрузка замедляет движение мотора и
повышает давление в системе, производительность (рабочий объем) и
крутящий момент мотора с понижением скорости автоматически увели-
чиваются и, наоборот, при уменьшении нагрузки производительность
мотора с повышением скорости уменьшается. В конечном результате
при величине скорости, соответствующей приложенному крутящему мо-
менту, обеспечивается практически постоянная выходная мощность.
Комбинирование насоса и мотора переменных (регулируемых) рас-
ходов .(рабочих объемов) расширяет возможность выбора оборотов, а
также выходных характеристик моторов по крутящим моментам и мощ-
ностям. Так, например, если выходную скорость привода регулировать
изменением углов наклона дисков насоса или мотора, то теоретически
подобный привод будет иметь неограниченный диапазон чисел оборо-
тов — от бесконечно малого до бесконечно большого [см. выражение
(298)]. Бесконечно малое число оборотов гидромотора получим при бес-
конечно малом рабочем объеме насоса qn и при конечном значении этого
параметра для мотора и бесконечно большое число оборотов — при
конечном значении расхода рабочего объема насоса и бесконечно ма-
лом значении рабочего объема мотора.
Однако если выходной вал мотора нагружен большим моментом,
то регулирование может происходить лишь в определенных пределах
скоростей, вне которых угловая скорость не будет изменяться пропор-
ционально изменению установки угла регулирования расхода насоса.
Минимальной величиной рабочего объема мотора будет значение, при
котором развиваемый им крутящий момент способен преодолеть как
сопротивление трения в моторе, так и полезное сопротивление, прило-
женное к его выходному валу.
При некоторых малых значениях рабочего объема (малом угле ан
или малом эксцентриситете) вращение вала мотора может полностью
прекратиться из-за перетекания жидкости из рабочих полостей насоса
и мотора в нерабочие, а также из-за утечек ее в резервуар. Это наступит,
как было указано, при такой величине рабочего объема насоса, при ко-
торой объем, описываемый его рабочими элементами будет равен
утечкам жидкости через зазоры агрегатов привода при данном давле-
нии [см. выражение (165)] или, иначе, когда объемный к. п. д. насоса бу-
дет равен нулю.
Сказанное справедливо для любого направления вращения насоса.
Поэтому рассматриваемая гидравлическая трансмиссия будет иметь
183
какую-то «мертвую зону» в положении наклонного регулирующего
диска насоса, при проходе которой вращение мотора прекращается.
Если для нереверсивных трансмиссий эта зона не имеет практического
значения, то для реверсивных она чрезвычайно нежелательна.
Изложенное выше иллюстрируется расчетным графиком статиче-
ских характеристик привода, представленным на фиг. 111. Кривые Л1М,
jVm и соответственно выражают изменения крутящего момента, мощ-
ности и числа оборотов выходного вала привода в функции параметров
ССн/ССд max и ам/ам max. Зона а соответствует регулированию привода по на-
сосу при ам = const, и зона б — регулированию привода по мотору
при ctH = const. При совместном применении обоих методов одновремен-
но изменяются две величины — выходная скорость и крутящий момент,
развиваемый на валу мотора.
Фиг. 111. Характеристики .привода
объемного регулирования скорости.
Фиг. 112. Схема гидравлического приво-
да с насосом подкачки.
Очевидно, если скорость и рабочие объемы насоса и мотора по-
стоянны, то скорость вала мотора будет также постоянной и при герме-
тичности гидравлической системы и жесткости ее компонентов не зави-
сит от величины нагрузки, приложенной к валу мотора, а также от
числа его оборотов. При этом изменение нагрузки вызывает лишь изме-
нение давления в трубопроводе, соединяющем насос и мотор. Согласно
выражению (142) это давление пропорционально величине указанной
нагрузки:
2'гсЛ4<Геор
=--------------
9м
(299)
Если угловая скорость насоса постоянна, то перепад Ар давления оп-
ределяется отношением полного момента сопротивления на выходном
валу к рабочему объему мотора. В статическом режиме полный момент
сводится, если пренебречь трением, к моменту внешнего сопротивления,
к которому в динамическом режиме добавляется момент инерционной
нагрузки.
Закрытые системы приводов. Рассмотренные выше при-
воды (трансмиссии) относятся к так называемым открытым типам, в ко-
торых питание насосов жидкостью обеспечивается атмосферным давле-
нием. В связи с повышением высотности полетов потребовались
закрытые системы с давлением на входе в насос выше атмосферного.
Это достигается применением герметических резервуаров, в которых
искусственно создается требуемое давление, или применением вспомо-
гательных насосов подкачки.
На фиг. 112 представлена схема привода с насосом подкачки Л про-
изводительность которого примерно на 10% больше максимальной
производительности основного насоса. Для отвода излишка расхода
184
насоса подкачки применен переливной клапан 2. На линии высокого
давления помещен предохранительный клапан 5.
Для подкачки обычно применяется шестеренный насос, приводимый
во вращение от того же вала, что и основной насос. Давление жидкости
вспомогательного насоса должно
обеспечивать надежное заполне-
ние рабочих полостей основного
насоса, а в схемах насосов, в ко-
торых не предусмотрено принуди-
тельное механическое перемеще-
ние поршней, давление жидкости
должно обеспечить также и пере-
мещение поршней.
Способы реверсиро-
вания направления вра-
щения. Для изменения направ-
ления вращения мотора необхо-
димо изменить направление пото-
ков жидкости к окнам питания и
слива на противоположное. В схе-
ме привода с насосом постоянного
расхода это может быть осущест-
влено’ изменением, направления
потока жидкости от насоса к мо-
тору с помощью какого-либо рас-
пределительного устройства
(фиг. 113, а), а в схемах с регу-
лируемым насосом — изменением
направления подачи жидкости
самим насосом (фиг. 113, б). В по-
следней схеме должны быть предусмотрены запорные обратные клапа-
ны 2, автоматически отсоединяющие рабочие полости системы от ре-
Фиг. 113. Схемы реверсирования вращения
вала гидр о мотор а.
зервуара-
Для лучшего рассеивания тепла часть циркулирующей в системе
привода жидкости отводят из сливной магистрали в бак. В некоторых
приводах в бак поступает вся жидкость, отводимая из гидромотора.
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРИВОДА
Потери мощности в приводе (трансмиссии), состоящем из насоса
и мотора, равны сумме потерь мощности в этих агрегатах, а следова-
тельно, и полный к. п. д. привода равен произведению их к. п. д. (см.
стр. 78).
На фиг. 114 приведены кривые теоретических и эффективных зна-
чений мощности и крутящего момента на валу мотора при регулирова-
нии насоса (а) и мотора (б).
Как видно из приведенных графиков, механические потери мощно-
сти в моторе и потери от гидравлического сопротивления в его каналах
(заштрихованные площадки) растут с увеличением числа оборотов мо-
тора. Угловая скорость вала гидромотора с учетом утечек жидкости бу-
дет изменяться с изменением нагрузки на его валу.
При определении фактического числа оборотов мотора необходимо
учитывать утечки жидкости в агрегатах, размещенных по пути рабочего
потока жидкости от насоса к мотору, а также потери мощности в агре-
гатах, входящих в систему привода. Основными из этих потерь являются
потери мощности в трубопроводе, которые выражаются гидравлическим
к. п. д. привода. Значение этого коэффициента определяется отношением
давления жидкости в рабочей полости мотора к давлению жидкости в
185
нагнетательной полости насоса. Приняв для удобства, что давление
жидкости в рабочей полости мотора равно давлению у входа в мотор
(Рм), а давление на выходе из насоса (рн) —давлению в рабочей его
полости, получим
^гндр
При этом допущении потери на пути от точек, в которых измерены
давления, до рабочих камер насоса и мотора, войдут в механические по-
тери насоса и мотора.
0 500 1000 1500 2000 2500
Число 'оборотов гидромотора
8 of/мин
а)
Фиг. 114. Характеристики гидравлического привода при различных спосо-
бах регулирования.
В соответствии с этим полный к. п. д. привода
*^полн ^об.н*Поб.м^мех.н^мех.м^1гидр ^об.пр^мех.пр^гидр»
(300)
где ^об.пр и ^ме1.пр~ соответственно объемный и механический к. п. д.
привода.
Величина полного к. п. д. гидравлического привода определяется
отношением выходной его мощности (мощности на валу гидравлического
мотора) к приводной мощности (мощности на валу насоса).
Пользуясь уравнениями (126), (161) и (162), объемный к. п. д. при-
вода можно представить в виде выражения
Qyeop.M
^Поб.пр ^об.н^об.м ' " "7Z
хтеор.н
(301)
или, если рабочие объемы насоса и мотора равны,
Лм.эф
^об.пр ~ »
Ям.теор
где Пм.эф и пм.Теор — соответственно эффективное и теоретическое чис-
ло оборотов мотора.
Следовательно, объемный к. п. д. привода представляет собой отно-
шение теоретического расхода мотора к теоретическому расходу насоса
в единицу времени или при равных размерах насоса и мотора —
отношение фактического числа оборотов мотора к числу оборотов на-
соса.
Эффективная мощность на валу мотора
М, = А^П0Л, (302)
где АГН— мощность на валу насоса (приводная мощность).
186
В расчетах механический к. п. д. поршневого насоса или мотора
средней мощности (104-30 л. с.) можно принимать равным 904-96%
и объемный к. п. д. — 964-98% при номинальных режимах работы и дав-
лении 1504-200 кг/см2. Полный к. п. д. гидравлического привода (транс-
миссии) обычно равен 804-85%, хотя в отдельных случаях он превышает
904-92%.
кпд
Мощность привода Q к От
Фиг. 115. Характеристики гидростатических приводов
мощностью 350 и 30 кет.
На фиг. 115, а приведены кривые мощности и к. п. д. привода (гид-
равлической коробки скоростей) тепловоза мощностью 350 л. с. при дав-
лении 300 кг/см2, которые показывают, что максимальный к. п. д. дости-
гает значения 95%.
На фиг. 115, б приведены опытные характеристики распространен-
ного аксиального гидростатического привода вращательного действия
мощностью 30 кет, насос и мотор которого имеют равные размеры и угол
наклона регулирующего диска (шайбы) 18,5°; число оборотов насоса
1000 об/мин; изменение мощности достигается изменением давления
187
жидкости. Объемные потери на всасывании насоса (е) и потери трения
жидкости (d) выражаются прямоугольными площадками. Следователь-
но, эти потери не зависят от мощности привода. Механические потери
(с), потери вследствие учетек (Ь) и сжимаемости (а) жидкости зависят
от величины ее давления.
Очевидно, что в схемах, в которых регулирование осуществляется
путем отвода части жидкости в резервуар (см. фиг. НО), должен быть
введен дополнительный коэффициент т]с, характеризующий полноту ис-
пользования гидромотором энергии, подаваемой насосом:
V=l—~(303)
Чгтеор.н
где Qc — объем жидкости, отводимой в резервуар.
Как известно, все потери мощности в агрегате превращаются в теп-
ло, которое должно быть рассеяно (отдано окружающей среде). Для
охлаждения системы в агрегатах большой мощности, в особенности,
если ограничены вес и место для размещения резервуара большой ем-
кости, предусматривают специальные устройства, что не обязательно
в агрегатах малой мощности.
Количество тепла, выделяемого агрегатом или системой, пропор-
ционально величине потери мощности. Исходя из условия, согласно ко-
торому работа 1 л. с.-час эквивалентна 632 ккал, находим
£= 6327Vnpl (1 - т)пол) или £=860^2 (1-т]пол),
где —количество тепла в ккал/час;
—приводная мощность в л. с.;
Nnp3 —приводная мощность в кет;
7]П0Д —полный к. п. д. рассматриваемого агрегата или установки.
Это тепло затрачивается на нагревание масла и системы и частично
отдается через поверхности охлаждения.
Теплоемкость масла можно вычислить по выражению
С=—-L- (0,403 4-0,00081 Г) ккал/кг-град,
VI
где Г—температура в °C;
Y —объемный вес в кг/л при 15° С.
Коэффициент теплопередачи при свободно обтекаемой поверхности
корпуса резервуара принимают равным 6=13 ккал/м2 • час - град. При
принудительном охлаждении циркуляционной водой теплоотдача поверх-
ностей охлаждающих устройств составляет 95-4-150 ккал/м2 - час - град.
Теплоотдача масла зависит от его циркуляции, емкости бака Уб и расхо-
да насоса QH. При распространенном в авиации отношении Уб/Фн=1/2 и
скорости потока масла в трубах более 1,5 м/сек коэффициент теплопере-
дачи k для металлического резервуара и поверхности труб изменяется
от 8 до 10 при перепадах температур от 10 до 40°С и доходит до &=15
при перепаде температур А 7^=60° G.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРИВОДЫ (ТРАНСМИССИИ) ПОСТОЯННОЙ СКОРОСТИ
Указанные приводы применяются в тех случаях, когда тре-
буется обеспечить постоянное число оборотов на выходном валу гид-
ромотора при переменном числе оборотов на валу насоса; в частности,
применяются для вращения генераторов переменного тока самолетов
с несколькими двигателями. Трудности применения таких приводов
возникают в связи с тем, что число оборотов авиационных двигателей
самолета может изменяться в широком диапазоне в отношении 3 : 1 или
188
даже 4 : 1 в зависимости от условий полета. Более того, все двигатели
самолета не всегда работают с одинаковыми скоростями, что затруд-
няет питание общей электросети от генераторов, установленных на раз-
ных двигателях.
Практика последних лет подтвердила, что из всех возможных при-
водов этого типа наиболее рациональным является гидравлический объ-
ёмный привод. Изменение числа оборотов гидромотора осуществляется
центробежным регулятором а (фиг. 116, а), который приводится в дей-
ствие от выходного вала. Регулятор соединен с механизмом, управляю-
щим производительностью насоса таким образом, что скорость выход-
ного вала, приводящего во вращение генератор, остается постоянной.
В более сложных схемах, в которых требуется синхронизировать парал-
лельную работу генераторов на сеть с возможными колебаниями чисел
оборотов, а также нагрузки и других параметров, применяют электро-
Фиг. 116. Принципиальные схемы гидравлических приводов электро-
генераторов.
гидравлические регуляторы, в которых распределительный золотник
узла регулирования производительности насоса приводится в действие
с помощью соленоида, реагирующего на изменение силы тока, возни-
кающее вследствие изменения скорости выходного вала.
На фиг. 116, а приведена схема привода гидравлического типа,
который состоит из насоса Н, устанавливаемого на фланце авиационного
двигателя, и гидромотора М, соединенного с приводимым электрогенера-
тором.
Мотор связан с регулятором а, который воздействует на гидравличе-
ское усилительное устройство (бустер). Указанный гидроусилитель при-
водит в действие механизм, изменяющий угол наклона диска насоса,
значение которого определяет величину хода поршней, а следовательно,
производительность насоса. Так, например, при понижении числа обо-
ротов авиационного двигателя производительность насоса уменьшится
и, таким образом, уменьшится число оборотов гидромотора. При этом
регулятор, действуя на гидроусилитель, увеличит ход поршней насоса
и, повысив его производительность на один оборот, восстановит тем са-
мым число оборотов гидромотора.
При увеличении числа оборотов авиационного двигателя процесс
регулирования протекает в обратном направлении.
Привод дифференциального типа
Как известно, к. п. д. гидропривода, состоящего из регулируемого
насоса и нерегулируемого мотора, имеет максимальное значение лишь
при определенном режиме работы (определенном расходе жидкости);
при отклонении от этого режима к. п. д. уменьшается.
Учитывая это, целесообразно создать привод, в котором передача
мощности генератору происходила бы двумя путями: через прямую
189
механическую связь генератора с авиационным двигателем и через гид-
равлический привод, который передавал бы лишь часть мощности. По-
добная дифференциальная гидромеханическая передача, в которой при-
вод генератора в основном осуществляется через механическую связь
генератора с авиационным двигателем [гидравлический привод лишь
добавляет недостающую разность скоростей (чисел оборотов)], имеет
более высокий к. п. д., чем обычная гидравлическая передача.
Допустим, что число оборотов приводного вала авиационного
двигателя изменяется от 2000 до 6000 в минуту. При скорости привод-
ного вала авиационного двигателя 2000 об/мин для вращения выходного
вала со скоростью я = 6000 об/мин потребуется передать через диффе-
ренциал 4000 об/мин, а при скорости приводного вала авиационного
двигателя 6000 об/мин передача через дифференциал отсутствует.
В первом случае гидравлический привод будет иметь максималь-
ную нагрузку, а следовательно — максимальный к. п. д. При
п = 6000 об/мин нагрузка гидропривода равна нулю и мощность от
авиационного двигателя к генератору будет передаваться через меха-
ническую передачу. Понижение нагрузки гидравлического привода вы-
зывает понижение его к. п. д., который при нулевой нагрузке достигает
нулевого значения; однако, ввиду того, что одновременно с этим умень-
шится также величина мощности, передаваемой гидравлическим при-
водом, общий к. п. д, привода увеличится.
Исходя из этого можно так изменить схему привода, чтобы насос
и гидромотор работали в режимах, близких к оптимальным (наивыгод-
нейшим). Подобная схема представлена на фиг. 116,6, в которой гидро-
привод, состоящий из насоса Н и гидромотора ЛГ, через дифференциал
добавляет лишь разность скоростей (чисел оборотов), необходимую для
того, чтобы сообщить выходному валу требуемую постоянную скорость
(число оборотов). Так, например, если скорость приводного вала изме-
няется в пределах от 2000 до 6000 об/мин и для привода генератора
требуется сохранять постоянное число оборотов п = 6000 об/мин, гидрав-
лический привод должен при скорости приводного вала, равной
2000 об/мин, давать через дифференциал генератору дополнительное
число оборотов я=4000 об/мин.
При этом числе оборотов авиационного двигателя гидравлический
привод будет иметь максимальную нагрузку, для которой потребуется
максимальная производительность насоса, что соответствует макси-
мальному к. п. д. привода.
При увеличении числа оборотов приводного вала авиационного
двигателя нагрузка на гидропривод уменьшится до величины, при ко-
торой приводной вал будет вращаться со скоростью я = 6000 об/мин,
причем мощность, передаваемая гидроприводом через дифференциал,
равна нулю. Очевидно, что при приближении к нулю повышаемых или
понижаемых гидроприводом оборотов к. п. д. гидропривода будет по-
нижаться. Однако, так как гидравлический привод развивает пропор-
ционально меньшую мощность (в этом случае основная мощность пере-
дается через механическую связь), общий к. п. д. всего агрегата остается
высоким, поскольку он зависит от к. п.д. механической и гидравличе-
ской частей привода.
Предположим, что средний к. п.д. гидравлической части привода
равен 70%. Если пренебречь потерями в подшипниках и шестернях, т. е.
принять к. п.д. механической части равным 100%, можно приближенно
считать, что мощность, передаваемая гидравлической и механической
частями агрегата, будет пропорциональна числу оборотов.
При числах оборотов приводного вала, меняющихся от 2000 до
6000 в минуту, среднее число* оборотов привода составит 4000 в минуту.
При этом гидропривод подает дополнительно 2000 об/мин. Если при-
190
нять средний общий к. п. д. гидропривода, как и ранее, равным 70%
и к. п. д. механической передачи 100% , то общий к. п. д. всей системы
составит 90%. Учитывая, что потери в подшипниках и шестернях, ко-
торыми раньше пренебрегали, составляют -*40% (т. е. приняв к. п. д.
механической части равным 90%), общий к. п. д. всего агрегата будет
составлять 81%, что увеличивает к. п.д. на 11% по сравнению с к. п.д.
обычного гидравлического привода.
Большее увеличение к. п. д. гидравлического привода достигается
при использовании в рассмотренной дифференциальной передаче ревер-
сивных насоса и мотора (фиг. 117). В приведенных схемах гидропривод
Фиг. 117. Схемы гидроприводов с дифференциальным меха-
низмом планетарного типа.
используется для подачи дифференциальной скорости в том случае,
когда число оборотов приводного вала авиационного двигателя выше
или ниже заданного среднего числа его оборотов.
При числах оборотов приводного вала авиационного двигателя
ниже 4000 в минуту гидропривод будет передавать недостающие обо-
роты, с тем, чтобы число оборотов выходного вала было равно
6000 в минуту; при оборотах приводного вала выше 4000 в минуту про-
изойдет реверс насоса и гидропривод начнет понижать число оборотов
выходного вала. Таким образом, диапазон регулирования гидропривода
по последней схеме (см. фиг. 117, б) составит ±2000 об/мин вместо диа-
пазона 1+4000 об/мин по схеме на фиг. 117, а.
Очевидно, в этом случае общий к. п. д. передачи будет, при всех
прочих равных условиях, выше, чем к. п.д. привода прежней схемы.
В рассматриваемой схеме авиационный двигатель соединяется с ге-
нератором с помощью планетарного или дифференциального механизма
(см. фиг. 116,6). Гидравлический мотор, питаемый от насоса, находя-
щегося на входном валу планетарного механизма, вращаясь в ту или
191
иную сторону, ускоряет или замедляет число оборотов выходного вала
планетарного механизма. Производительность насоса, а следовательно,
и число оборотов гидравлического мотора, сообщающего дополнитель-
ную скорость выходному валу планетарного механизма, регулируется
центробежным или электрогидравлическим устройством.
Гидродифференциальная трансмиссия
Рассмотренное выше дифференцирование в передаче мощности
можно также осуществить без применения планетарных или дифферен-
циальных механизмов. Схема подобной передачи представлена
на фиг. 118.
Насос Н (регулируемая часть) и гидромотор М (нерегулируемая
часть) или вращаются как одно целое, или мотор вращается с меньшей
или большей скоростью, чем насос, или вращение мотора противопо-
ложно вращению насоса.
Фиг 118. Принципиальные схемы привода гидродифферен-
циального типа.
При нулевом угле наклона диска насоса Н (нейтральное положе-
ние) гидромотор М жестко связывается с насосом через жидкость, за-
пертую в цилиндрах насоса, ротор которого в свою очередь соединен
с авиационным двигателем; при этом циркуляции жидкости не проис-
ходит. В этом случае мощность от двигателя к генератору передается
через насос и гидромотор. «Проскальзывание» валов насоса и гидро-
мотора определится объемными утечками жидкости, запертой в цилинд-
рах насоса и мотора.
При наклоне диска в ту или иную сторону насос увеличивает или
уменьшает скорость гидромотора. В первом случае насос подает жид-
кость в рабочую полость гидромотора, благодаря чему последний бу-
дет получать, помимо основного движения вместе с насосом, еще и от-
носительное движение за счет подачи насосом жидкости в гидромотор.
Во втором случае рабочая полость гидромотора соединяется с нерабо-
чей (всасывающей) полостью насоса, ввиду чего часть жидкости из ра-
бочей полости гидромотора будет забираться насосом, т. е. мотор в этом
случае начнет работать в качестве насоса. Вследствие этого вал гид-
ромотора будет «проскальзывать» относительно вала насоса, который
в данном случае действует как гидромотор, возвращая двигателю
часть забираемой от него мощности, в результате чего число оборотов
вала гидромотора уменьшится. Величина и направление указанного
дополнительного движения гидромотора зависит от величин положи-
тельного или отрицательного угла наклона диска насоса.
192
Гидравлическая схема рассматриваемого привода приведена на
фиг. 119. Цилиндровый блок 2 насоса приводится в действие от двига-
теля через шестерни 1 и И с числом оборотов, пропорциональным
числу оборотов приводного вала 8. Производительность насоса зави-
сит от изменения угла наклона диска 4, которое осуществляется гидро-
усилителем <3. Датчиком служит золотник с электромагнитным приво-
дом 5, который, реагируя на изменение числа оборотов насоса, воздей-
ствует на гидроусилитель 3 механизма, служащего для изменения угла
наклона диска. Тахогенератор электрогидравлического регулятора при-
водится в действие от червячной шестерни 12 с числом оборотов, рав-
Фиг. 119. Схема гидравлической трансмиссии гидродифференциального
типа.
ным половине числа оборотов выходного вала 13. Насос 9 обеспечи-
вает смазку. Насос 10 служит для подкачки, а также подачи жидкости
через фильтр 6 в механизм регулирования расхода основного насоса.
В силовой линии передачи установлен переливной клапан 7 на дав-
ление 17 кг/см2, благодаря чему поддерживается в ней давление, необ-
ходимое для регулирования производительности насосной части и пе-
ремещения ее поршней.
Число оборотов выходного вала 13, связанного с приводимым в
действие электрогенератором, равно 6000 в минуту; число оборотов
входного вала 8, связанного с авиационным двигателем, переменное —
от 2400 до 9000 в минуту.
Преимуществом рассмотренной гидродифференциальной передачи
является также возможность применения высоких чисел оборотов
(до 18 000 в минуту), что позволяет значительно уменьшить вес и га-
бариты агрегата. Для этого насосная часть снабжается шестеренной
13 1246
193
парой, повышающей число ее оборотов до 18 000 об/мин; на выходном
валу насоса имеется шестеренная передача, понижающая число оборо-
тов выходного вала до числа оборотов, потребного для привода гене-
ратора.
Применение высоких чисел оборотов в сочетании с относительно
высокими давлениями жидкости (300 кг/см2) позволило значительно
уменьшить вес передачи. В частности, привод мощностью 60 л. с., ко-
торый имеет на выходном валу 6000 об/мин, при числах оборотов при-
водного вала авиационного двигателя в пределах от 1000 до 3000 в ми-
нуту и при работе на давлении 300 кг/см2, весит 22 кг, что составляет
0,37 кг на 1 л. с. Минимальное значение к. п. д. этой передачи равно
0,75 и максимальное 0,85.
Глава IV
СИЛОВЫЕ ЦИЛИНДРЫ
СИЛОВЫЕ ЦИЛИНДРЫ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ
Силовой цилиндр является двигателем прямолинейного возвратно-
поступательного* движения, преобразующим энергию жидкости в меха-
ническую энергию перемещения поршня.
На фиг. 120 приведены схемы двух основных типов цилиндров:
одностороннего силового
двустороннего силового действия (а и б) и
действия (в и г); поршни последних совер-
шают обратный ход под действием пружины
или внешних сил.
Движущее усилие Р на поршневом што-
ке цилиндра без учета потерь трения опре-
деляется по формуле
Дренаж
Фиг. 120. Схемы силовых ци-
линдров.
rJ
где р — рабочее давление (перепад давления)
жидкости в кг/см2}
/—рабочая площадь (площадь живого
сечения) поршня в см2.
Рабочей площадью (площадью живого
сечения) поршня является:
. т;£)2
/ = —-j—— для цилиндра, представ*
ленного на фиг. 120, а при
подаче жидкости в полость,
противоположную штоку,
и для цилиндра односторон-
него действия, представлен-
ного на фиг. 120, г;
z к (Z)2 __ ^2)
-—для цилиндра, представлен-
ного на фиг. 120, а, при
подаче жидкости в полость
со стороны штока и для
цилиндра, представленного
на фиг. 120, б,
d — диаметры поршня и штока
(см. фиг. 120).
Для цилиндра одностороннего действия
площадью является площадь сечения штока, равная
7C<Z2
Постоянная подала
где D и
(см. фиг. 120, в) рабочей
13*
195
Цилиндр, изображенный на фиг. 120, д, который в практике принято
называть дифференциальным, развивает при условии d = £)/]/2 равные
максимальные усилия при движении в обе стороны; рабочая площадь его
равна f—----.
Для случаев d 2 рабочей площадью является:
(£)2 _ ^2)
—-— ------—при движении поршня влево;
/ = — при движении поршня вправо.
Для случая передачи движения от рабочего поршня к приводному
звену через промежуточные звенья расчет производится по приведен-
ным формулам, но с учетом передаточных чисел этих звеньев.
Приведенное выше значение движущего усилия [см. выражение
(304)] найдено без учета потерь от трения движущихся частей.
С учетом этих потерь эффективное (фактическое) движущее уси-
лие
эф
(305)
где т]Мех—механический к. п. д. силового цилиндра, величина которого
в зависимости от различных факторов колеблется от 0,99 до
0,85; среднее значение т1мех = 0,95.
Расход жидкости, скорость движения поршня цилиндра и пло-
щадь живого сечения поршня связаны зависимостью
^об
(306)
где Q-— расход жидкости в рабочем цилиндре в см3/мин;
Un — скорость поршня в см)мин;
f — площадь живого сечения поршня в см2;
т}об — объемный к. п. д. силового цилиндра.
В цилиндрах, поршни которых уплотнены резиновыми или кожа-
ными манжетами или резиновыми кольцами, утечка жидкости практи-
чески отсутствует, поэтому объемный к. п. д. можно принять равным
единице. При уплотнении поршня металлическими кольцами объёмный
к. п. д. может составлять 0,98-4-0,99.
Следует не допускать боковых нагрузок на шток цилиндра, кото-
рые приводят к быстрому выходу из строя уплотнительного узла и из-
носу деталей цилиндра.
Испытания показали, что при боковой нагрузке срок службы уп-
лотнительного узла в зависимости от величины этой нагрузки и зазора
между штоком и его направляющей (буксой) может снизиться в не-
сколько раз.
При цаличии подобных нагрузок следует максимально улучшать
направление штока и увеличивать его заделку в цилиндре, т. е. увели-
чивать расстояние от средней части поршня до средней части опорной
буксы штока при крайнем выдвинутом положении поршня. Для ци-
линдров, ход поршня которых не превышает размера диаметра цилинд-
ра, минимальная величина заделки поршневого штока должна быть не
меньше 10% длины его хода. При увеличении отношения длины хода
поршня к диаметру цилиндра этот процент должен быть увеличен, с
тем чтобы при отношении длины хода к диаметру, равном 10, заделка
была не меньше 20%.
Величина отношения длины хода поршня к диаметру не ограничена,
однако практически это отношение для цилиндров, нагружаемых
в обоих направлениях, не превышает 4-4-6, хотя в некоторых случаях
оно достигает 10-4-12.
196
В том случае, когда требуется, чтобы цилиндр при движении в обе
стороны развивал одинаковые усилия при постоянном давлении или
одинаковую скорость при постоянном расходе жидкости, цилиндр
снабжается ложным штоком того же диаметра, что и силовой поршне-
вой шток (см. фиг. 120,6).
Внутренняя поверхность цилиндров обычно хонингуется с точ-
ностью 54-10 мк\ чистота рабочих поверхностей находится в пределах
0,24-0,4 мк среднеквадратичной высоты неровностей.
Цилиндр с устройством для демпфирования в конце хода
Силовые цилиндры зачастую используются для возвратно-поступа-
тельных перемещений тяжелых деталей со скоростями, при которых
силы инерции достигают значительных величин. В качестве примера
можно привести случай выпуска шасси большого веса. Для остановки
без удара движущейся массы нагрузки применяются специальные
демпферы (амортизаторы). Принцип действия подобного демпфера за-
ключается в запирании известного объема жидкости, которая затем
вытесняется через дроссельные каналы, создавая противодавление. За-
пертая жидкость обычно выпускается через зазоры между поршнем и
плунжером демпфера.
Фиг. 121. Силовой цилиндр с демпфером.
На фиг. 121 изображен цилиндр с демпфером, который приходит
в действие в конце хода поршня вправо. При подходе поршня 1 к пра-
вой крышке 7 цилиндра хвостовик 4 входит в отверстие 6, после чего
жидкость из правой полости цилиндра сможет удалиться при переме-
щении поршня вправо лишь через узкую кольцевую щель. При движе-
нии поршня 1 влево шариковый клапан 3 под действием образующего-
ся при этом вакуума открывается и жидкость поступает в правую по-
лость цилиндра через канал 5 и отверстие 2.
В демпфере цилиндра, изображенного на фиг. 122, а, стакан 3 бу-
дет входить в конце хода во внутреннюю полость силового поршня 1
(в камеру 2), вытесняя при этом жидкость через кольцевой зазор $
(см. фиг. 122,6), образованный внешней цилиндрической поверхно-
стью этого стакана и внутренней поверхностью отверстия в поршне 1.
Расчет демпфера. Для определения силы демпфирования
воспользуемся уравнением (Ш), согласно которому потеря напора
Др при прохождении жидкости через кольцевую щель выражается при
соосном положении плунжера и цилиндра уравнением
12{лДмср
^pz=:------- .
Объем жидкости Q, вытесняемый из камеры 2 при перемещении
поршня 1, равен
Q=^n/c> (307)
где /с — площадь стакана 3;
йп—скорость перемещения поршня 1.
197
Вытесняемая из камеры 2 жидкость будет проходить через коль-
цевую щель s со средней скоростью, определяемой из равенства
^пЛ ^ср/щ (308)
тде —средний диаметр щели в см;
/щ —площадь сечения щели в см2:
fш.
Отсюда средняя скорость жидкости в щели
(309)
Так как ширина s щели
ром, средний диаметр щели
кана rfc.
ничтожно мала по сравнению с ее диамет-
можно принять равным диаметру ста-
Фиг. 122. Конструкция и схема демпфера силового цилиндра.
Подставив значение иср в формулу (111) и считая (1щ = с1с, находим
Д/?
12fiZ.t7n/c
(310)
Следовательно, усилие демпфирования
Подставив из формулы (310) значение Др, будем иметь
l^LUnf2c
р1=-----
Заменив /с значением-----, получим
Согласно уравнению
12fx£Z7n^ ___ з
' 16^3 ~~4
(308) скорость поршня
или, подставив значения
— , получим
(311)
(312)
(313)
(314)
(315)
д
п
с
4#ср^Щ*У
п
198
Согласно принятому выше условию ^щ = ^С”^ср мо>кно написать
4ucos
U =——
«ср
диаметр кольцевой щели.
последнюю формулу значение иСр из формулы
(316)
где dcp — средний
Подставив в
получим
(ПО)
Подставив в
4Др$3 Д/js3
п 12p.£tZCp 3[л£^ср
Зр*£б/£р£^ д
Д/? ==
(317)
S3
(318)
формулу (316) значение иСр из формулы (109),
чим те же зависимости с учетом скорости (7 движения стакана:
Зр.Л (<*ср£7п — 2us)
полу-
(319)
s3
(320)
Из уравнения (311)
следует
Д/7 = —*
д
2
ср
Подставив значение
Ар в уравнение (319), находим
4РД / s \3 1
п Зтс|д£ \ dcv) /' 2s \
(321)
«ср/
Для большинства расчетов значение величины 2s/dCv меньше еди-
ницы, поэтому последнее уравнение можно упростить:
4РД / s \3
У ^ср /
(322)
Пользуясь этими же приемами, получим подобные уравнения и
для случая эксцентричного положения плунжера и цилиндра. Уравне-
ние для скорости цилиндра относительно поршня при максимальном
эксцентриситете примет следующий вид:
V
\ й^ср /
(323)
где so — величина среднего одностороннего зазора.
Очевидно, что в том случае, когда требуется обеспечить постоян-
ное замедление движения поршня, должны быть применены демпферы
с переменным сечением дроссельного отверстия, достигаемым обычно
путем применения так называемых профильных игл, наиболее про-
стым типом которых является конусная игла.
Расчет цилиндров высокого давления на прочность
При заданных параметрах цилиндра, в которые входят рабочее
давление, усилие (нагрузка) и ход поршня, можно вычислить внутрен-
ний диаметр и толщину стенок цилиндра.
199
Внутренний диаметр рассчитывается по формуле
£>=1/ 40007^ = 35 6. /
У пр у
где D — внутренний диаметр цилиндра в см;
Т — номинальное усилие в т;
р —давление рабочей жидкости в кг)см2.
Толщину стенки цилиндра можно вычислить по формуле Ляме для
расчета цилиндров, нагруженных внутренним давлением:
(324)
(325)
где Z—толщина стенки цилиндра в см;
D — внутренний диаметр цилиндра в см;
а — допускаемое напряжение растяжения для материала цилиндра
в кг/см2.
Указанную формулу применяют преимущественно при расчетах
цилиндров из хрупких материалов, например из чугуна. При расчетах
цилиндров из вязких материалов, например из стали, можно пользо-
ваться следующей формулой:
(-| о+/>(1 —2^)
2 \|/ а—/?(1 + р.)
(326)
где ц — коэффициент Пуассона (для стали ц = 0,3 и латуни р, = 0,35).
Толщину стенок при < 1,18, где ге и G —внешний и внутрен-
ний радиусы цилиндра, можно рассчитать по упрощенной формуле:
где е — толщина стенок цилиндра в см;
р —максимальное давление жидкости в кг/см2;
—внутренний диаметр цилиндра в см.
Толщину донышка цилиндра можно определить по формуле:
для плоского донышка
для сферического донышка
s = 0,405/)
р .
J
а
(327)
(328)
где s — толщина донышка в см.
Механические замки для
риксирования
поршня силового цилиндра
Для фиксирования поршня цилиндра в крайних положениях при-
меняются механические и гидравлические замки.
Из механических замков наибольшее распространение получил
шариковый замок (фиг. 123). Поршень 5 цилиндра 7 имеет два ряда
шариков 4 и 6 (по 8—12 в ряду), заключенных в обоймы. В конечных
положениях поршня 5 один из рядов шариков, распираясь гильзами
плунжеров 2, находящихся под действием пружин /, западает в соот-
ветствующую кольцевую проточку кольца 3 и фиксирует положение
поршня.
200
При подаче жидкости в противоположную полость плунжер 2 пе-
ремещается под ее действием в направлении сжатия пружины 1 и дает
возможность шарикам выйти из проточки, освобождая поршень 5.
Для надежной работы шарикового замка необходимо, чтобы фик-
сирующая гильза плунжера 2 и кольцевая проточка 6 цилиндра обла-
дали твердостью HRC 60—64. С этой целью фиксирующая проточка
выполняется не в теле цилиндра, а в кольце 3.
Для равномерной нагрузки шариков необходима перпендикуляр-
ность оси симметрии гнезда кольца 3 к оси цилиндра. Центры отвер-
стий под шарики (в гильзах поршня) должны лежать в плоскости,
Фиг. 123. Шариковый замок.
перпендикулярной к оси поршня и штока. Диаметры отверстий под
шарики необходимо выполнять с точностью посадки по классу А. Глу-
бина канавки (гнезда) под шарики должна составлять 0,25—0,30 диа-
метра шарика. Радиус окружности поперечного сечения канавки дол-
жен быть равен радиусу шарика или несколько больше его.
Чтобы шарик не касался зеркала цилиндра и тем самым не обми-
налась поверхность зеркала, на внешних кромках канавок необходимо
изготовить фаски 0,5X45°.
Запирание поршня осуществляется пружиной 1 замка, которая
должна иметь достаточный запас усилия для преодоления . трения в
манжетах, уплотняющих распорный плунжер 2.
Недостатком описанного замка является большое удельное давле-
ние шариков на опорную поверхность канавок, ввиду чего требуются
специальные материалы для изготовления соответствующих деталей
цилиндров.
На фиг. 124 приведена схема механического замка лепесткового
типа. Замок состоит из цилиндра 3 одностороннего действия, поршень 4
201
которого нагружен пружиной 5, Запирание силового поршня 1 осу-
ществляется пружинящими лепестками (языками) 2, расйираемыми
шейкой поршня 4.
1 2
Фиг. 124. Лепестковый замок.
Замок, изображенный на фиг. 125, а, выполнен в виде штыря 2,
который запирает поршень в выпущенном положении. При втягивании
штока жидкость, подаваемая по трубопроводу 1, сначала отжимает
вверх поршень 3 замка, а следовательно, поднимает и связанный с ним
штырь 2, который и освобождает шток; при движении штырь 2 увле-
кает вверх клапан 4, после чего жидкость поступает в цилиндр.
Фиг. 125. Штыревые замки.
Замок, изображенный на фиг. 125,6 отличается по конструкции
от описанного тем, что имеет клапан 5, предохраняющий замок от са-
мопроизвольного отпирания под действием давления жидкости, кото-
рое может повыситься в результате теплового ее расширения или по
другим причинам.
202
4 силового цилиндра образуют
Фиг. 126. Фрикционный замок.
Для запирания поршня в промежуточном положении применяется
фрикционный замок, схема которого изображена на фиг. 126.
Два конуса в головке поршня
вместе с внутренней поверхностью
цилиндра клиновидный зазор, в ко-
тором помещаются два ряда шари-
ков 3, находящихся под действием
пружин 1. Замок открывается с по-
мощью вспомогательного поршня 2,
свободно посаженного на основной
силовой поршень. При подаче жид-
кости в какую-либо из полостей си-
лового цилиндра поршень 2 переме-
щается в соответствующую сторону
и одним из своих хвостовиков осво-
бождает шарики.
Следует иметь в виду, что подобный замок пригоден лишь при не-
больших нагрузках, превышение которых может привести к порче
(смятию) поверхности цилиндров.
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ДВИГАТЕЛИ (СИЛОВЫЕ ЦИЛИНДРЫ)
ПОВОРОТНОГО ДВИЖЕНИЯ
Для угловых перемещений приводимых узлов в некоторых слу-
чаях применяют силовые цилиндры, получившие название квадран-
тов (фиг. 127). Уплотнение поворотной лопасти 1 осуществляется как
по торцу, так и по радиальному зазору с помощью резиновых ман-
жет 2, приклеенных к лопасти. Уплотнение вала, несущего лопасть,
выполнено с помощью манжет 3.
Двигатель типа квадранта имеет значительные преимущества
в тех случаях, когда требуется ограниченный угол поворота, который в
однолопастном двигателе может быть равен 270°. Применение этого дви-
Фиг. 127. Схема однолопастного двига-
теля (цилиндра) поворотного типа.
Величины крутящего момента М
однолопастного цилиндра поворотного
тываются по следующим формулам:
гателя упрощает кинематику
приводного механизма. Однако
изготовление квадрантов пред-
ставляет некоторую трудность, в
частности трудно обеспечить гер-
метичность в подвижном соедине-
нии лопастей с внутренней по-
верхностью корпуса. Кроме того,
при высоком давлении жидкости
происходит выпучивание плоских
поверхностей боковых крышек,
что нарушает герметичность
агрегата..
Поэтому применяются квад-
ранты небольших размеров, в
которых легче достигается тре-
буемая жесткость деталей.
и угловой скорости (о на валу
действия (см. фиг. 127) рассчи-
M^PR
(3°<П
2b (D2 — rf2)
где M— крутящий момент, развиваемый однолопастным цил
в кг /см;
р~ рабочее давление жидкости в
Ь — ширина лопасти в см;
d — диаметр вала лопасти в см;
D — диаметр цилиндра (барабана)
W — угловая скорость вала в —
сек
кг/см2;
в см;
поворотного типа.
Фкг. 128. Схемы многолопастных двигателей
Применением многолопастных двигателей (фиг. 128) можно соот-
ветственно увеличить крутящий момент, однако угол поворота при
этом уменьшается.
Фиг. 129. Крановый распределитель с пружинным поджимом.
Для многолопастного агрегата
M=-^-(D2 — cP) и ш=:--------------------------5----,
где z — число лопастей.
Глава V
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Назначение распределительных устройств — направлять поток
жидкости от насоса к рабочим полостям силовых агрегатов и отводить
ее из нерабочих полостей в резервуар.
Во многих случаях в распределительные устройства включены
предохранительные и регулирующие клапаны. Назначение пер-
вых— предохранить агрегаты и механизмы от усилий, могущих вы-
звать выход их из строя, и вторых — ограничить или регулировать до-
ступ жидкости к тому или иному агрегату.
Распределители по конструктивному выполнению разделяются на
три основных типа: крановый, золотниковый и клапанный.
*
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА КРАНОВОГО ТИПА
Наиболее простыми являются распределители кранового типа, ра-
бочие элементы (пробки) которых совершают поворотные движения.
Указанные устройства применяются
при давлениях не выше 50—75 кг!см2.
Крановые распределители выпол-
няются с конусной (фиг. 129—130) и с
цилиндрической (см. фиг. 131) проб-
ками.
В кранах с конусной пробкой плот-
ность герметизирующего контакта до-
стигается с помощью пружины (см.
фиг. 129). Недостатком пробковых
кранов этого типа является трудность
подбора усилия пружины, так как пру-
жина должна противодействовать дав-
лению жидкости, стремящейся вытолк-
нуть кран из гнезда. Очевидно, что чем
больше рабочее давление, тем большее
требуется усилие пружины, так как ко-
нусная пробка должна быть посажена
в отверстие при более высоком кон-
тактном давлении, чем рабочее давле-
ние жидкости; увеличение же контакт-
ного давления сопровождается увели-
чением момента, потребного для пово-
рота крана, в особенности при
Фиг. 130. Крановый распределитель
с гидравлическим поджимом.
нулевом и малом давлениях
жидкости.
В кране, изображенном на фиг. 130, контакт конусной пробки 1 с
поверхностью гнезда корпуса осуществляется давлением жидкости,
205
подводимой по каналам 3 и 7 к гибким стальным диафрагмам 4; дав-
ление жидкости деформирует диафрагму и через опору 5 -и регулиро-
вочный штифт 2 нагружает пробку 1, Диафрагмы 4 служат также пру-
жинами, затяжка которых регулируется штифтом 2, что обеспечивает
необходимую герметичность крана при отсутствии давления жидкости.
Диафрагмы уплотнены прокладками 6.
В кранах с цилиндрической пробкой (фиг. 131) каналы питания,
уравновешивающие давление жидкости на пробку, сквозные. Для раз-
Фиг. 131. Крановый распределитель с цилиндрической пробкой.
грузки торцов крана от давления жидкости обе полости за торцами
соединяются каналом, выполненным в корпусе крана.
Пробки и корпусы кранов обычно изготовляются из одного ме-
талла, в частности из латуни. При разных металлах может произойти
заклинивание пробки вследствие теплового расширения.
Для уменьшения трения поворотные краны часто центрируются на
подшипниках качения, например, игольчатых (см. стр. 323). При этом
может быть обеспечен постоянный концентричный зазор между пробкой
крана и гильзой, который может быть сведен до 4—6 мк. Испытания
показывают, что при давлении 200 кг/см2 момент трения таких кранов
составляет ~0,1 кг см и утечка не превышает 20 см? I мин.
ЗОЛОТНИКОВЫЕ РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
В гидравлических системах наиболее широко применяются золот-
никовые распределители. Основным преимуществом этих распредели-
телей является то, что при их применении легко осуществляется мно-
гопозиционность; они уравновешены от статических сил давления жид-
кости и при соответствующем выполнении обладают относительно
малым трением.
Рабочим элементом распределителей этого типа является цилинд-
рический плунжер с кольцевыми проточками и поясками, который пе-
ремещается в осевом направлении во втулке (цилиндре), имеющей
окна для подвода и отвода жидкости. В распределителях более слож-
206
ной конструкции, помимо осевых, использованы также и поворотные
движения плунжера вокруг оси, что повышает их позиционность.
Распределительные золотники (краны) по выполняемым функ-
циям разделяют на три основные группы: двухходовые, трехходовые и
четырехходовые. Двухходовой
ным вентилем—он должен за-
пирать поток жидкости или
свободно пропускать его от од-
ного проходного окна к друго-
му. В трехходовом золотнике
окно питания гидравлического
двигателя может соединяться
как с окном источника давле-
ния, так и с окном, ведущим в
резервуар с жидкостью, при
этом в первом случае окно ре-
зервуара отсоединяется от ок-
на питания гидравлического
двигателя и во втором—от него
отсоединяется окно источника
давления гидравлического дви-
гателя.
Трехходовые золотники
применяются главным образом
в тех случаях, когда рабочий
шток перемещается в одном из
направлений под действием
собственного веса приводимых
узлов или под действием пру-
жин.
Наибольшее распростра-
нение получили четырехходо-
вые золотники, основной функ-
цией которых является подача
жидкости под давлением в од-
ну из полостей гидравлическо-
го двигателя при одновремен-
ном отводе ее из противопо-
ложной полости в резервуар.
Различают двухпозицион-
ные и трехпозиционные золот-
ники. Если плунжер трех- и че-
тырехходового золотника не за-
держивается в среднем поло-
жении на то или иное время,
такой золотник называется
двухпозиционным, и, если за-
держивается с помощью каких-
либо устройств,—трехпозиционным; в среднем положении плунжера
полости гидравлического двигателя запираются или соединяются с ре-
зервуаром.
Существуют различные варианты конструктивного выполнения
золотниковых распределителей, принцип действия которых показан на
схемах, приведенных на фиг. 132. Жидкость от насоса подводится к
каналу 3 (см. фиг. 132, а), из которого в зависимости от положения
плунжера 5 поступает в соответствующие полости двигателя 6’. Одно-
временно с этим нерабочая полость гидравлического двигателя соеди-
няется с каналом 2А ведущим в резервуар. Пояски 4 и 1 предназна-
золотник является по существу запор-
Фиг. 132. Схемы четырехходовых золотниковых
распределителей.
207
чены для разгрузки плунжера 5 от давления в сливной линии системы.
В системах с ручным приводом обычно применяются золотники без
поясков (см. фиг. 132,6).
В следящих системах распространены золотники, выполненные по
схеме, представленной на фиг. 132, в.
Расчет основных параметров системы с цилинд-
рическим з ол отн и ко м. Величина давления жидкости, подво-
димой к золотнику, определяется суммой сопротивлений, обусловлен-
ных нагрузкой на поршень силового цилиндра (полезным сопротивле-
нием), гидравлическим сопротивлением на пути движения жидкости в
цилиндр (включающим сопротивление щелей золотника), а также гид-
равлическим сопротивлением на пути отвода жидкости из цилиндра.
Величины последних двух видов сопротивления для золотников с сим-
метричным расположением окон впуска и выпуска можно считать
равными.
Если пренебречь трением и инерцией поршня, выражение для опре-
деления напора, расходуемого на преодоление сопротивлений при дви-
жении поршня (см. фиг. 132), имеет вид
Ря=(Р»~Ро) = ^Р +у = 2др+(А-/’2)> (331)
где ра и р0—давления соответственно в нагнетающей (рабочей) и слив-
ной линиях золотника (см. фиг. 132, а);
рх и р2 — давления в рабочей и нерабочей полостях цилиндра:
Pl=Pn-tP>
Р2=Ро + ^Р>
Др —потеря напора в одной ветви золотника:
&Р=Рн~Р1=р2~Ро>
F—площадь живого сечения поршня силового цилиндра;
Р — полезное сопротивление, приложенное к поршневому штоку
силового цилиндра:
Р=Р(Р1~Р2)-
При условии, что ро=О,
РП=РЯ=2ЬР+(Р1~Р2)-
Расход жидкости для золотника, представленного на фиг. 132, а,
можно определить, применяя обычные соотношения (см. выражение
(66)]:
и
Др =
Q2T
2fWg
(332)
где f — площадь проходного окна золотника: f = wx;
w — размер проходного окна по длине окружности золотника; для
;золотников, в которых окна выполнены в виде круговых про-
точек, w — nd, где d~ диаметр плунжера;
х — смещение плунжера золотника относительно отсечных кромок
(открытие окна);
р. — коэффициент расхода, зависящий от степени открытия проход-
ных окон (щелей); для минеральных масел и рассматриваемых
щелей р. можно в практических расчетах принять постоянной,
величиной, равной 0,60-4-0,62.
208
С другой стороны, расход жидкости Q можно выразить, пренебре-
гая ее сжимаемостью и утечками, зависимостью
где U — скорость движения поршня силового цилиндра.
Используя приведенные выше соотношения, можно выразить раз-
виваемую поршнем силу, равную по величине полезному сопротивле-
нию (силе), приложенному к штоку со стороны нагрузки:
p=f(Pi-P2) = F(pH-p0)~2F^p=^F(pH-p0)~^^. (333)
J2^2g
При ро=О, получим
о , _ F Ml
Рв fWg ’
откуда
Давление рх жидкости в рабочей полости цилиндра
р,=р,-ы>=р_—.
Давление р2 жидкости в нерабочей полости цилиндра при р^=§
Таким же образом, при тех же предположениях можем опреде-
лить скорость и другие параметры поршня при условии, что эффектив-
ные площади (живые сечения) поршня различны. В этом случае ско-
рость поршня и развиваемые силы, а также перепад давления будут
различными для разных направлений движения.
Силы трения и гидравлическое «защемление» плунжеров
Одним из основных параметров плунжерной пары, определяющих
ее качество, является трение при движении плунжера.
Силы давления жидкости на детали идеальной пары, характери-
зуемой абсолютной цилиндричностью и высоким качеством обработки
поверхностей, уравновешиваются как в аксиальном, так и в радиаль-
ном направлении, а поверхности скольжения разделены граничным
слоем жидкости. Следовательно, трение плунжера такой пары будет
зависеть только от скорости его перемещения и вязкости жидкости.
Однако трение плунжера реальной пары зависит от величины давле-
ния жидкости, от правильности геометрических форм плунжера и втул-
ки и соосности их расположения. Практика показывает, что величина
трения при движении плунжера под рабочим давлением не превышает
504-100 г, если не учитывать трения в уплотнении штока и если качест-
венно изготовлена золотниковая пара; однако трение покоя (статиче-
ское трение) золотника, находящегося под давлением жидкости, мо-
жет достигать величины в несколько килограммов. Ввиду того, что
трение уплотнительных колец зависит от давления жидкости, не реко-
мендуется применять уплотнения, нагруженные высоким давлением.
Уменьшение сил трения достигается применением разгрузочных кана-
вок перед уплотнительными кольцами, соединенных со сливной поло-
стью, при этом диаметр хвостовика плунжера, на котором размещается
уплотнение, должен быть минимальным. При такой конструкции золот-
ника сила трения уменьшится до 200 г, хотя в большинстве золотников
она превышает 400—800 г.
14 1246
209
Очевидно, что сила трения подобной величины не вызывает каких-
либо затруднений при ручном управлении, однако исключает примене-
ние рассматриваемых распределителей в случае привода их от источни-
ков (датчиков) с ограниченной мощностью. Поэтому стремятся
соответствующим изменением конструкции уменьшить силы трения до
минимального значения.
На плунжер реальной пары действуют неуравновешенные ради-
альные силы давления жидкости в рабочем зазоре, прижимающие его
к той или иной стороне поверхности втулки (цилиндра), вследствие
чего для перемещения плунжера необходимо приложить усилие, тем
большее, чем выше будет перепад давления жидкости на концах за-
зора. При этом статическое трение плунжера, находящегося под дав-
лением жидкости, во много раз может превышать трение движения, в
Фиг. 133. Графики сил трения плунжера в функции времени и дав-
ления.
давление в кг/см2
зависимости от продолжительности пребывания его в покое под давле-
нием жидкости. В отдельных случаях это трение достигает такой ве-
личины, что происходит защемление плунжера во втулке. Так, например,
для смещения с места стального плунжера диаметром 16 мм (см. фиг.
132,6) с рабочими поясками шириной 12 мм, помещенного во втулку с
диаметральным зазором 0,012 мм, после пребывания в покое в течение
2 мин. под давлением жидкости (вязкостью 3° Е) 250 кг/см2 потребова-
лось приложить усилие 50 кг; для дальнейшего его перемещения при
этом давлении после страгивания с места требуемое усилие составляло
всего лишь 100 г.
На фиг. 133, а и б приведены кривые сил статического трения плун-
жера, построенные по результатам испытаний золотниковой пары;
плунжер диаметром 50 мм с поясками, каждый шириной 36 мм, поме-
щался во втулку с диаметральным зазором 0,025 мм. Для испытаний
применялось минеральное масло вязкостью 30 спз при температуре
20° С; испытанная пара состояла из цементированного цилиндра и
термически необработанного плунжера.
Следует отметить, что в начале покоя плунжера в течение некото-
рого отрезка времени 7\ или Т2 (см. фиг. 133, а) сила трения практи-
чески не повышается, т. е. трение сохраняется жидкостным. Очевидно,
что если интервалы времени между смещениями плунжера не будут
превышать или Т2, защемления плунжера не будет наблюдаться.
210
Продолжительность этого интервала времени в основном зависит
от того, насколько быстро под действием неуравновешенных радиаль-
ных сил плунжер сместится и начнет контактировать с поверхностью
втулки. Опыты показывают, что время, необходимое для вытеснения
жидкости из зазора до соприкосновения поверхностей, зависит от
величины их неровностей: чем меньшими будут неровности, тем дольше
они скрыты в граничном слое жидкости. Очевидно, что если бы поверх-
ности втулки и плунжера были обработаны с идеальной чистотой и
точностью, то они не соприкасались бы, и, таким образом, сохранилось
бы жидкостное трение.
Продолжительность гидродинамического трения зависит также от
вязкости жидкости, повышаясь с увеличением последней, и от величины
радиального зазора, увеличиваясь приблизительно в такой же степени,
в какой уменьшается этот зазор. Особо важное значение имеет зави-
симость продолжительности рассматриваемого трения от давления
жидкости (см. фиг. 133, а).
Из графиков, приведенных на фиг. 133, а, видно, что продолжитель-
ность жидкостного трения при давлении 3,5 кг/см2 примерно в два
раза больше, чем при давлении 7 кг/сж2. При использовании высоких
давлений 200—250 кг/см2 продолжительность этого трения не превы-
шает ~5—6 сек.
Следует отметить, что все те факторы, которые повышают интен-
сивность «защемления» плунжера, одновременно, как правило, умень-
шают продолжительность жидкостного трения, и наоборот.
При мгновенном снижении давления защемляющая сила обыч-
но также мгновенно снижается до некоторой промежуточной величины^
после чего медленно снижается до величины, соответствующей значе-
нию ее для начального интервала жидкостного трения. Так, например,
защемляющая сила (см. фиг. 133,а), образовавшаяся после ~ 4 мин.
пребывания плунжера под давлением жидкости 7 кг! см2, при умень-
шении давления до нуля понизилась в течение 1 мин. с 4,3 до 0,6 кг и
далее за 8 мин. — до 0,1 кг. При повторении опыта с другим плунже-
ром эта сила уменьшилась с 2,9 до 0,02 кг за 0,5 мин. При высоких пе-
репадах давления, в особенности при давлениях ^350—700 кг/см2, ли-
нейность зависимости силы трения плунжера от величины перепада
давления жидкости в зазоре нарушается. В этом случае на распреде-
ление давления в зазоре оказывают влияние увеличение вязкости жид:
кости, происходящее при повышении давления, а также недостаточная
жесткость деталей плунжерной пары, вследствие чего давление жид-
кости в зазоре может вызвать деформацию их поверхностей и изменить
величину и вид зазора, а следовательно, может нарушить закон рас-
пределения давления жидкости в этом зазоре или вызвать механиче-
ское защемление плунжера.
Происхождение неуравновешенных радиальных
сил. Неуравновешенная радиальная сила давления жидкости на плун-
жер, создающая сопротивление при аксиальном его перемещении, возни-
кает в результате неравномерного распределения давления жидкости
в кольцевом зазоре, образованном плунжером и втулкой.
Рассмотрим схему плунжерной пары, представляющую собой поя-
сок золотникового плунжера длиной /, помещенный во втулку с радиаль-
ным зазором (фиг. 134,а). С левой стороны этого пояска находится
полость высокого Pi и с правой — полость низкого р2 давления.
Для упрощения анализа можно пренебречь силами инерции и тя-
жестью плунжера и жидкости, а также допустить, что во всех случаях
поток жидкости в зазоре ламинарный.
Рассмотрим случай размещения в подобной втулке идеального ци-
линдрического плунжера, ось которого параллельна оси втулки, но сме‘-
щена относительно ее на величину е.
14*
211
я
Фиг. 134. Схемы действия на плунжер радиальных сил.
В результате эксцентричного размещения между плунжером и ци-
линдром в верхней части образуется зазор yi — s—е и в нижней — зазор
Потоки жидкости dqx и dq2 через верхний и нижний зазоры шириной
dz — rd$ графически представлены на фиг. 134, а. Так как при условии
параллельности осей плунжера и втулки площади поперечного сечения
в верхней yxdz и нижней y2dz части этих зазоров будут постоянными по
всей длине плунжера /, градиент давления как для верхнего, так и для
нижнего зазора можно принять постоянным:
где Ap=pi—Pt — перепад давления по длине зазора.
Следовательно, давление в зазорах будет понижаться от величи-
ны р\ до величины р2 линейно, т. е. кривые давлений а и b в функции х
будут прямыми линиями, соединяющими точки рх и р2.
Нетрудно видеть, что радиальное усилие dfx давления жидкости
в верхнем зазоре, стремящееся переместить плунжер вниз, равно, если
пренебречь скоростным напором потока утечек, усилию df2
давления жидкости в нижнем зазоре, стремящемуся переместить плун-
жер вверх, т. е. эти силы уравновешиваются:
dj\ = df2 = pdzdx= Рх + P2~ldz.
о
Нетрудно также видеть, что силы df\ и df2 уравновешены во всех
случаях при параллельности поверхностей плунжера и втулки, образую-
щих щель, а в случае совпадения осей плунжера и втулки уравновешены
при любой симметричной относительно оси конфигурации плунжера и
втулки. Однако при искажении цилиндричности поверхностей втулки
и плунжера эксцентричность осей плунжера и втулки вызывает нару-
шение уравновешенности радиальных сил, в результате чего возникают
силы и моменты, смещающие плунжер к той или иной стороне поверх-
ности втулки.
Рассмотрим случай эксцентричного размещения в цилиндрической
втулке конусного плунжера, основание конуса которого обращено в сто-
рону высокого давления жидкости (см. фиг. 134,6).
Величину усилия давления жидкости на единицу ширины поверх-
ности dz можно определить двойным интегрированием. Опуская мате-
матические вычисления, приводим результаты этих вычислений, из ко-
торых следует, что для любой элементарной длины щели dx высотой у
по радиусу и шириной dz по дуге окружности справедливо соотношение,
связывающее градиент давления с градиентом расхода:
dp 12р. dq
dx у3 dz ’
где р-— абсолютная вязкость жидкости;
— поток жидкости через площадь зазора шириной dz по дуге круга.
dz
После интегрирования и подстановки граничных условий
y=sx и р=~-рх ДЛЯ Л-=О;
_V=s2=s14-A и р=р2==Р\ — &Р Для х—1
находим, что давление в зазоре по длине пояска плунжера изменяется
по параболическому закону:
„ _ _ (81 + Л)2
Р — Р\-----------Г7Г
(335)
213
•ч Очевидно, что отклонение параболической зависимости от линей-
ной, показанной на фиг. 134,6 штрих-пунктирной линией, зависит как
от величины конусности h плунжера на длине /, так и от величины ми-
нимального значения S] зазора между поверхностью втулки и основа-
нием конуса, т. е. зависит от значения отношения $1/$2 величин зазоров
по концам рассматриваемого пояска плунжера (см. фиг. 134,6), при
этом чем меньше величина отношения Si/s2, тем больше кривые давле-
ний а «и b приближаются к прямой линии, и наоборот.
Величина радиальной силы, действующей на элементарную пло-
щадку dxdz поверхности плунжера, равна pdxdz. Интегрируя по х, на-
ходим величину радиальной силы df. действующей на элемент поверх-
ности плунжера шириной dz и длиной /:
d f - Г» - <31 + й)^ 1 dz
aJ-[pi (2S]+A) \az-
Произведя второе интегрирование по окружности пояска, получим
полную боковую силу.
В рассматриваемом случае интерес представляет элементарный
компонент dF этой радиальной силы, действующей в плоскости экс-
центриситета v осей плунжера и втулки; компоненты, действующие пер-
пендикулярно этой плоскости, ввиду симметрии рассматриваемой си-
стемы относительно этой плоскости будут уравновешены.
Указанный компонент силы давления жидкости на плунжер можно
выразить уравнением
j е* 1 / . s 4- Л -р в- cos 0 \ д
dF= — lr(p, — kp--------------]cos9a9,
\ . 2s + ft -p 2e cos 0/
где s —номинальный радиальный зазор co стороны основания конуса
D\ £>2
при концентричном положении плунжера во втулке: s = —i-------
(см. фиг. 134, а).
Полную величину действующей на плунжер неуравновешенной ра-
диальной силы F получим, интегрируя последнее уравнение по 9 от
нуля до 2 л:
F = (1-----25 + \. (336)
2е \ / (2s + ft)2 — W v '
Так как второй член выражения, заключенного в скобки, по абсо-
лютной величине больше единицы
у (2s + А)2 — 4<?2
то значение силы F будет отрицательным, т. е. неуравновешенная ра-
диальная сила будет действовать со стороны широкого (нижнего) за-
зора, стремясь переместить плунжер вверх и одновременно вследствие
несимметричности действующих сил разворачивая (перекашивая) его
относительно оси втулки.
Эпюра неуравновешенных радиальных сил давления жидкости, дей-
ствующих на плунжер, представлена на фиг. 134, б площадью, заклю-
ченной между кривыми а и Ь давлений соответственно для верхнего и
нижнего зазоров. Направление действия неуравновешенных радиаль-
ных сил указано стрелками.
Следовательно, при конусной щели, расширяющейся в направле-
нии движения утечек жидкости (см. фиг. 134,6), положение плунжера
во втулке будет неустойчивым и при нарушении центричности возник-
нет неуравновешенная радиальная сила, которая стремится сместить
плунжер в сторону меньшего зазора до контакта его с поверхностью
втулки; в этом случае защемляющая сила будет максимальной.
214
Очевидно, что чем большими будут эксцентричность и перекосы
плунжера, тем больше по величине и защемляющая сила. Так как воз-
можность образования больших перекосов и эксцентриситетов более
вероятна при больших радиальных зазорах между плунжером и втул-
кой, увеличение этих зазоров повышает, как правило, величину защем-
ляющей силы.
При зазоре, суживающемся в направлении движения утечек жид-
кости (см. фиг. 134, в), максимальный градиент давления наблюдается
в месте максимального сужения зазора; при этом плунжер стремится
под действием неуравновешенной силы переместиться в положение,
соосное втулке. В этом случае защемляющая сила может быть мини-
мальной, что подтверждается результатами испытаний. Измерения
деталей плунжерных пар, при испытании которых защемления плун-
жера не происходит или происходит в незначительной степени, пока-
Фиг. 135. График изменения силы трения плунжера в функции
давления.
зывают, что зазор суживается в направлении низкого давления, причем
величина сужения составляет несколько микрон.
Подобный эффект разгрузки плунжеров от сил трения был получен
также при повышении рабочего давления. Защемляющая сила после
достижения определенной величины давления стабилизируется и, умень-
шаясь при дальнейшем повышении давления, достигает при некоторой
величине давления нулевого значения.
На фиг. 135 показана зависимость силы трения покоя от давления
жидкости (кривая а), полученная при испытании двухпояскового плун-
жера диаметром 15 мм (ширина каждого пояска 10 мм).
Причиной подобного изменения сил трения является деформация
деталей плунжерной пары под действием сил давления жидкости, в ре-
зультате которой радиальный зазор независимо от начальной формы
сужается в направлении движения утечек жидкости. Следовательно,
под действием давления жидкости как бы образуется указанная выше
конусность плунжера. При этом вследствие деформации диаметр ци-
линдра увеличивается, а плунжера уменьшается. Поскольку давление
в радиальном зазоре понижается по направлению потока жидкости, то
и деформация указанных деталей для различных поперечных сечений
потока будет разной. Кроме того; в двухпоясковом плунжере
(см. фиг. 135) шейка между поясками под действием давления жидко-
сти на их заплечики растягивается, увеличиваясь в длине и уменьшаясь
£ диаметре, в результате чего граничащие с ней участки поясков полу-
215
чат дополнительные конусности, обращенные вершинами в сторону
шейки, т. е. в сторону высокого давления.
Требуемая для разгрузки плунжера от сил трения деформация де-
талей пары должна быть такой, чтобы щель приобрела указанную ко-
нусность, т. е. стала сужающейся в направлении движения утечек жид-
кости или параллельной этому движению. Следовательно, в парах
с малой погрешностью геометрических форм деталей плунжер будет
разгружаться от запирающих сил при относительно небольших давле-
ниях и с большей погрешностью — при более высоких давлениях
~250—300 кг/см2 и выше.
Для плунжерной пары, результаты испытаний которой приведены
на фиг. 135, сила трения достигает максимального значения при давле-
нии 75 кг/см2; при давлении 200 кг! см? плунжер полностью освобож-
дается от защемляющей силы.
Очевидно также, что величина давления, при котором наступит эф-
фект разгрузки плунжера от запирающих сил, зависит от конструктив-
ных особенностей и механической прочности деталей плунжерной пары.
Испытания показали, что одновременно с изменением сил трения
изменяется и сопротивление прохождению электрического тока через
масляную прослойку щели (см. кривую б на фиг. 135). При нулевом
давлении поверхности пары разделены более или менее равномерным
слоем масла, хотя здесь и возможен точечный контакт. Несмотря на то,
что показания омметра (см. кривую б) были неустойчивы, сопротивле-
ние четко зафиксировано — величина его колебалась в пределах 0,5—
3 ома. При повышении давления сопротивление масляной прослойки
стало равным нулю, что свидетельствует о контакте поверхностей пары
вследствие отжатия плунжера неуравновешенными радиальными сила-
ми давления жидкости в зазоре к одной стороне. При давлении
150 кг/см2 сопротивление вновь возникает и при увеличении до
300 кг!см2 достигает значения 11 ом.
Описанный разгружающий эффект можно получить выполнением
искусственной конусности щели при окончательной обработке золотни-
ковой пары. При этом конусность не должна быть слишком большой,
так как могут возникнуть утечки жидкости. В практических условиях
конусность выбирается не более 0,2 с, где с — величина номинального
входного зазора.
После снятия давления усилие, необходимое для смещения плун-
жера, резко возрастает по сравнению с трением в паре, не подвергав-
шейся нагружению давлением. Так, например, для смещения плунжера
без давления жидкости требуется усилие 20—30 г (см, фиг. 135), и та-
кое же усилие, или несколько меньшее, требуется для смещения плун-
жера при давлении 300 кг/см2, вызывающем деформацию деталей пары.
При выдерживании пары под указанным давлением в течение 4 час.
для страгиванйя плунжера после уменьшения давления до нуля тре-
буется усилие 17,3 кг. При увеличении длительности пребывания пары
под давлением, а также при увеличении давления указанное усилие
возрастает. Например, после выдерживания под давлением 300 кг!см?
в течение 1 часа усилие страгивания составляет ~8 кг, тогда как при
этой же выдержке под давлением 500 кг/см2 оно равно 32 кг. После
страгивания плунжера трение понижается в 2-ьЗ раза, однако пол-
ностью исчезает, т. е. восстанавливается начальная сила в 20—30 г.,
лишь после нескольких перемещений.
Причиной повышения рассматриваемого трения является в основ-
ном защемление в щели механических частичек, загрязняющих масло.
При увеличении зазора, происходящем вследствие упругой деформации
деталей пары под давлением жидкости, эти частички попадают в щель
вместе с утечками жидкости. После снижения давления до нуля зазор
216
уменьшается до первоначальной величины. В результате этого умень-
шения попавшие в щель частички, размер которых меньше размера
щели, вызывают заклинивание плунжера.
По-видимому, можно предположить, что повышение усилия, необ-
ходимого для страгивания плунжера, вызвано наслоениями полярных
молекул на поверхностях как пары, так и механических, загрязняющих
масло частичек, попавших в зазор. Очевидно, что размер этих частичек
увеличится на двойную толщину слоя молекул, в результате чего даже
те частички, начальный размер которых был меньше зазора, будут при
уменьшении зазора после снятия давления защемлены. После страги-
вания плунжера наслоение полярных молекул на поверхности механи-
ческих частичек разрушится и трение упадет.
Последнее предположение подтверждается тем, что при первом же
смещении плунжера силы трения снижаются в 2—3 раза, что вряд ли
было возможно, если бы увеличение трения вызывалось лишь защем-
лением механических частичек, для удаления которых из щели тре-
буются длительные перемещения плунжера. Зависимость рассматри-
ваемого усилия от величины давления объясняется увеличением раз-
мера зазора.
Ниже приведены схемы действующих сил, характерные для наибо-
лее типичных случаев нарушения в производстве требуемой точности и
правильности взаимного расположения плунжера и втулки при их из-
готовлении. Очевидно, что точно определить характер отклонений плун-
жерной пары от идеальной формы в производственных условиях не пред-
ставляется возможным. Поэтому рассмотренные ниже случаи приведены
лишь для качественной оценки таких отклонений, знание механизма
возникновения которых и влияния их на силы трения полезно учиты-
вать при решении практических задач.
Одним из наиболее распространенных случаев нарушения точно-
сти работы плунжерной пары является перекос плунжера во втулке
с одновременным смещением относительно ее оси (см. фиг. 134, г) в ре-
зультате несоосного действия на плунжер внешних сил, передаваемых
изогнутыми или неправильно подторцованными пружинами и др. При-
веденные на фиг. 134, г кривые давления жидкости в зазорах позволяют
заключить, что величина давления жидкости в зазоре с той стороны,
где он уменьшается по направлению потока жидкости, будет превышать
давление в зазоре с параллельными стенками (см. пунктирную линию).
При расширении зазора наблюдается обратное явление. Вследствие
этого перекошенный в цилиндрическом отверстии плунжер, имеющий
на диаметрально противоположных сторонах сужающиеся и расширяю-
щиеся зазоры, стремится под действием сил давления жидкости в за-
зорах занять положение, при котором непараллельность поверхностей
зазоров была бы устранена, т. е. ось плунжера заняла бы положение,
параллельное оси втулки.
Реальным случаем является также эксцентричное размещение в ци-
линдрическом отверстии плунжера с двусторонним конусом (фиг. 136, а),
который составлен как бы из двух конусных плунжеров с общим осно-
ванием. В соответствии с этим приведенные выше соображения
(см. фиг. 134, б и в) частично относятся и к данному случаю. Очевидно,
что в зависимости от профиля плунжера здесь будут преобладать эле-
менты схем, представленных на фиг. 134, бив.
Очевидно также, что если профили левой и правой половин плун-
жера симметричны, то радиальные силы уравновесятся, однако вслед-
ствие различного распределения сил давления жидкости в верхнем
(кривая а) и в нижнем (кривая Ь) зазорах возникнет момент, стремя-
щийся перекосить плунжер. Величина радиальных сил будет зависеть
от значения отношения зазоров Sj и на концах плунжера.
217
Подобный результат также получим, если плунжер имеет симмет-
ричную двустороннюю конусность с основаниями конусов на концах его,
однако в этом случае направление момента на плунжере противопо-
ложно конфигурации плунжера, рассмотренной выше.
Следующим по распространенности является местное сужение за-
зора, полученное вследствие образования какого-либо выступа (порога)
на части длины окружности (см. фиг. 136, б) . Очевидно, что подобный
выступ, где бы он ни находился, повышает и понижает давление соот-
ветственно в восходящем и нисходящем потоке, в результате чего плун-
жер под действием неуравновешенных радиальных сил перемещается
к втулке в направлении выступа до тех пор, пока этот выступ не всту-
пит в контакт с поверхностью втулки.
а)
Фиг. 136. Схемы действия на плунжер неуравновешенных радиальных
сил.
Пороги в зазоре, вызывающие появление указанных выше сил дав-
ления, могут образоваться вследствие загрязненности жидкости твер-
дыми телами. Мелкие частицы, отфильтровываясь в узких местах ра-
диального зазора, способствуют заращиванию этих мест, причем более
крупные частицы, задерживаясь у входа в зазор, закупоривают этот
вход и тем самым повышают эффект рассматриваемого явления.
Испытания показали, что при особо тщательной фильтрации жид-
кости усилие трения (защемления) уменьшилось примерно в два раза.
При страгивании плунжера с места пороги, образующиеся из шлама,
будут либо полностью устранены, либо нарушены, вследствие чего
действие вызванных ими неуравновешенных сил при смещении плун-
жера прекратится или уменьшится.
Влияние неточностей обработки поверхностей на величину рассмат-
риваемой силы будет тем большим, чем меньше номинальный зазор.
Интенсивность рассмотренного выше защемления зависит также от
физико-молекулярных свойств жидкости и связана с явлением заращи-
вания (облитерации) щели (см. фиг. 27): усилие, необходимое для
смещения плунжера с места, с увеличением времени пребывания плун-
жера в покое увеличивается в такой же степени, в какой при этом
уменьшается расход жидкости через щель; при полном прекращении рас-
хода жидкости через щель, т. е при полном заращивании щели, вели-
218
чина рассматриваемого усилия достигает максимального значения и в
дальнейшем практически не изменяется. Установлено, что те жидкости,
которые обладают наименьшей способностью заращивать щели, дают
минимальное сращивание поверхностей плунжера и втулки.
При полном заращивании щели произойдет сращивание фиксиро-
ванными слоями молекул поверхностей втулки и плунжера. В этом слу-
чае, чтобы сместить плунжер с места, потребуется приложить усилие
для разрушения указанной цементирующей прослойки из молекул, свя-
зывающей поверхности втулки и плунжера. Очевидно, что до заверше-
ния процесса полного заращивания щели в точках контакта плунжера
и втулки наступит местное (точечное) сращивание поверхностей, кото-
рое при смещении плунжера должно быть разрушено.
После того как плунжер будет сдвинут с места, произойдет разру-
шение этой прослойки, и усилие, необходимое для его перемещения,
понизится.
Помимо этого, заращивание щели полярными молекулами в наи-
более узких ее местах может воспроизвести явления, изображенные на
фиг. 136, б или усугубить их.
В связи с этим уместно отметить, что в молекулярной физике су-
ществует гипотеза, применимая к рассматриваемому здесь явлению,
о так называемом «латентном периоде» трения, согласно которой коэф-
фициент трения при.наличии в смазывающем составе полярных моле-
кул с карбоксинными или гидроксинными «головами» со временем
может уменьшаться с некоторой, относительно большой, величины. Это
понижение коэффициента трения для масел происходит практически
мгновенно. Исходя из этой гипотезы указанное явление можно объяс-
нить тем, что скользящее тело опускается или поднимается в смазы-
вающей жидкости до тех пор, пока нагрувка не становится равной по
величине капиллярному давлению, или что в этот период происходит
ориентация молекул смазывающего вещества в поле притяжения твер-
дого тела.
В результате рассмотренных выше процессов развиваются значи-
тельные силы трения покоя плунжера, которые могут в десятки и сотни
раз превышать силы, действующие после смещения плунжера с места.
Влияние жесткости корпуса на трение плунжера
золотниковой пары. Следует отметить, что одной из причин за-
щемления плунжера является недостаточная жесткость деталей золот-
никовой пары. Так как корпус золотника обычно имеет произвольную
в сечении форму, толщина стенок между отверстием и наружной по-
верхностью корпуса, в котором помещается плунжер, получается раз-
личной. В этом случае деформация цилиндра под действием давления
жидкости не происходит равномерно (симметрично) и форма отверстия
под плунжер может искажаться таким образом, что на одних участках
зазор увеличится, а на других — уменьшится.
Следовательно, при малом номинальном зазоре (2ч-4 мк) плун-
жер золотника под действием давления жидкости может оказаться за-
щемленным в цилиндре. При снятии давления плунжер свободно начнет
перемещаться в отверстии, причем поверхность трения, если плунжер
в защемленном состоянии не перемещался, не будет повреждена.
Пример отрицательного влияния трения на ра-
боту гидравлического агрегата. На фиг. 137 изображена
схема предохранительного клапана, плунжер 1 которого вследствие
эксцентричного действия пружины 2 перекосился во втулке. В резуль-
тате этого возникли неуравновешенные радиальные силы давления
жидкости на плунжер, характеризуемые рассмотренными выше кри-
выми и
Очевидно, что если бы силы трения плунжера отсутствовали, зави-
симость давления в функции расхода жидкости или величины открытия
219
щели клапана была бы линейной (см. пунктирную линию а на фиг. 137).
Моменту открытия клапана соответствует давление
Л
где Р — усилие сжатия пружины;
f— рабочая площадь плунжера.
При увеличении расхода жидкости через клапан плунжер 7, пере-
мещаясь вправо, сжимает пружину 2, В связи с этим полному расходу
жидкости через клапан будет соответствовать давление Р2 клапана. При
понижении расхода жидкости давление понизится по линии а до зна-
чения Ръ
Расход жидкости через клапан
(открытие клапана)
Фиг. 137. Схема предохранительного кла-
пана.
Однако ввиду наличия сил
трения плунжера и пружины ука-
занная зависимость нарушится.
В этом случае давление регу-
лировки клапана выразится урав-
нением
Р=~Л (337)
где R — сила трения подвижных
деталей клапана.
Так как сила трения R при
движении плунжера 1 в сторону
открытия клапана входит в урав-
нение со знаком «плюс» и при
движении в сторону закрытия—
со знаком «минус», кривая b дав-
ления при открытии клапана бу-
дет смещена относительно пунк-
тирной линии а вверх и кривая с
давления при закрытии клапа-
на—вниз. В результате образует-
ся зона застоя клапана (заштри-
хованная площадка) , которая бу-
дет тем большей, чем больше сила
трения подвижных деталей.
При «сращивании» поверхностей плунжера и втулки в начале от-
крытия клапана обычно наблюдается заброс давления (до точки р0)?
величина которого зависит, при всех прочих равных условиях, от дли-
тельности пребывания до этого плунжера в покое под давлением
жидкости.
При уменьшении расхода жидкости в равной мере наблюдаются
провалы давлений, причем эти провалы могут достигать в отдельных
случаях тех же величин, что и забросы давлений в начале открытия
клапана (см. точку р3 на фиг. 137).
Забросы и провалы давлений могут также наблюдаться и в любом
промежуточном положении плунжера при ступенчатом изменении рас-
хода жидкости через клапан.
Способы уменьшения неуравновешенных ради-
альных сил давления жидкости на плунжер. Наибо-
лее простым способом снижения указанных сил давления жидкости
является прорезание кольцевых канавок (фиг. 138) на поверхности
плунжера или втулки золотника. Ввиду того, что сопротивление канавки
ничтожно по сравнению с сопротивлением щели и давление в ней оди-
наково во всех точках, давление в зазоре выравнивается и тем самым
220
Фиг. 138. Схемы разгрузки плунжеров от действия неуравновешенных радиальных сил давления жидкости.
уменьшается неуравновешенность радиальных сил давления жидкости
на плунжер.
Если плунжеры имеют пояски небольшой длины, то можно приме-
нить одну канавку, которая, как показывает практика, уменьшает вели-
чину неуравновешенных радиальных сил в 1,5—2 раза. Такая канавка
разрезает плунжер (см. фиг. 138, а и в) на два самостоятельных конус-
ных плунжера длиною 1\ и /2; давление в зазорах левого плунжера по-
нижается с величины р\ до промежуточного постоянного давления рПр>
действующего в кольцевой канавке шириной /3; для правого плунжера
высокое (входное) давление понижается до величины выходного (низ-
кого) давления р2. В этом случае эпюра неуравновешенных радиальных
сил давления жидкости на плунжер будет иметь вид двух узких за-
штрихованных сегментов (см. также фиг. 134, а), каждый из которых
представляет эпюру сил для соответствующей половины плун-
жера.
Как показали опыты, прорезание одной разгрузочной канавки на
поверхности плунжера понижает трение как покоя, так и движения со
100% —при гладком плунжере (без канавок) до 40% (сила трения F
соответственно уменьшилась с 4,2 до 1,7 кг)\ при трех канавках трение
понизилось до 6,3% (сила уменьшилась с 4,2 до 0,22 кг) и при семи
канавках — до 2,7% (величина Г понизилась с 4,2 до 0,11 кг).
Для качественной оценки эффекта от применения нескольких ка-
навок на фиг. 138, б представлены кривые а и Ь соответственно давле-
ний в верхнем и нижнем зазорах перекошенного цилиндрического плун-
жера. Входное давление р\ понижается до выходного р2 ступенями. На
участке длины каждого пояска между двумя канавками давление в за-
зоре будет понижаться по тем же законам, что и в рассмотренных выше
случаях конусного плунжера (см. фиг. 134,г). Эпюра неуравновешен-
ных радиальных сил давления жидкости на этот плунжер состоит из
отдельных узких сегментов о (т. е. эпюр неуравновешенных радиальных
сил для отдельных поясков).
Так как канавки уменьшают длину уплотняющей части щели, т. е.
уменьшают длину пути утечек жидкости, то величина последних при
наличии канавок обычно превышает таковую для плунжеров без
канавок.
Однако в некоторых случаях при наличии канавок наблюдается
уменьшение утечек. Это объясняется тем, что канавки благодаря вы-
равниванию давления в зазоре по окружности плунжера способствуют
сохранению концентричного его положения во втулке. Утечки жидкости
при максимальном эксцентричном положении плунжера в 2,5 раза боль-
ше, чем при концентричном положении [см. выражение (118)].
Поэтому частичное уменьшение эксцентричности плунжера компенси-
рует уменьшение сопротивления щели, вызываемое уменьшением ее
длины вследствие прорезания канавок.
Ширину канавки следует выбирать такой, чтобы сопротивление ка-
навки потоку жидкости было незначительным по сравнению с величиной
сопротивления в зазоре между плунжером и втулкой. Так как радиаль-
ные зазоры в плунжерных парах не превышают микронных размеров,
ширина канавки может быть настолько малой, насколько это позволяет
технология их изготовления. Канавки прорезают шириной 0,3—0,5 мм
и глубиной 0,8—1,0 мм. При указанной ширине расстояние между осями
канавок может быть равно 1 мм и меньшим.
При прорезании канавок необходимо, чтобы боковые стенки канав-
ки были перпендикулярными к наружной поверхности плунжера, так
как это уменьшает возможность затягивания в зазор различных твер-
дых тел, загрязняющих жидкость.
222
Применяя канавки иных поперечных сечений, в частности угловые
и дуговые, следует обеспечить постоянную ширину канавки по окруж-
ности, чтобы предотвратить возникновение дополнительных неуравно-
вешенных боковых сил от давления жидкости в этих канавках.
Опыт показывает, что снижение трения при применении канавок
во многих случаях превышает те данные по трению, которые были при-
ведены выше. Так, например, упомянутое выше (см. стр. 210) защем-
ление плунжера диаметром 16 мм при давлении жидкости 250* кг/см2
было практически полностью устранено применением разгрузочных
канавок, прорезанных на всей длине плунжера шириной 0,3 мм с рас-
стоянием между осями канавок 1 мм. При наличии этих канавок вели-
чина усилия 50 кг, необходимого для страгивания гладкого плунжера
после ^2-минутного пребывания его под давлением 250 кг!см2, сни-
зилась до ~0,3 кг. Кроме того, утечки жидкости при работе плунжера
с канавками уменьшились ввиду центрирующего действия канавок на
плунжер.
Для уменьшения указанных сил можно также применять пары
с сужающейся по направлению утечек щелью; подобная щель обычно
достигается применением плунжера с небольшой конусностью, вершина
которой обращена в сторону высокого давления (см. фиг. 134, в). При
этом для получения разгружающего эффекта достаточна конусность
Л = 0,001—0,002 мм, которую можно получить при соответствующей
технологии окончательной обработки (притирки) плунжера или отвер-
стия втулки. Очевидно, что этот способ не применим в тех случаях,
когда возможен реверс давления.
Гидродинамические (реактивные) силы потока жидкости в золотнике
Известно, что на плунжеры гидравлических золотниковых распре-
делителей и клапанов действуют неуравновешенные аксиальные силы,
вызываемые реактивным действием потока жидкости. Это необходимо
учитывать при проектировании золотников, привод которых осуществляет-
ся от маломощных датчиков. Кроме того, указанные силы вследствие
нелинейности своих характеристик искажают линейность характеристик
гидравлических агрегатов и при известных условиях, в частности, если
плунжер золотника находится в равновесном положении под действием
силы пружины и тягового усилия электромагнита, могут ввести золот-
ник и систему в автоколебания. Подобные колебания возникают, напри-
мер, в следящих системах, если в звеньях входного контура имеются
люфты (зазоры в сочленениях).
Опыт показывает, что величина рассматриваемой реактивной силы
в основном является функцией двух переменных — перепада давления
жидкости и величины открытия окна золотника, т. е. зависит от пере-
даваемой мощности. Опыт показывает, что для типовых четырехходовых
золотников (см. фиг. 132), в которых аксиальная сила создается как
в рабочей, так и в сливной полости, на 1 л. с. мощности, теряемой в зо-
лотнике вследствие перепада в нем давления, приходится аксиальная
сила, равная 400—600 г.
Происхождение аксиальной силы. Из схемы элемента
плунжерной пары, представленной на фиг. 139, а, видно, что поток
жидкости из камеры А в камеру В через щель окна, образованную
острыми кромками е и f плунжера и втулки, направлен к оси плунжера
под углом а, величина которого для идеальной жидкости может дости-
гать значения а=69°.
223
Реактивную силу R потока жидкости, действующую под углом а
к оси плунжера, в направлении, обратном направлению скорости пото-
ка, можно определить из выражения
R=mu,
(338)
где т — секундная масса расхода жидкости через щель окна;
и —скорость потока жидкости через щель окна.
Скорость потока для идеальной жидкости можно вычислить по
уравнению
u = (339)
Фиг. 139. Схема действия (а) и кривые
жидкости.
о
реактивных сил (б) потока
Принимая во внимание, что
т = —; и 7 = ря,
g
уравнение (338) можно представить в виде
/?= (340)
где О — секундный весовой расход жидкости через щель окна;
Q — секундный объемный расход жидкости;
р —плотность жидкости;
у —вес единицы объема жидкости;
g — ускорение силы тяжести.
Аксиальная составляющая F этой силы определится из уравнения
F=Rcos а = Qu? cos а, (341)
где а —угол, образованный осями плунжера и потока жидкости.
Подставив значение Q согласно выражению (66)
получим
F—2cwx&р cos а, (342)
где да—длина щели ef по дуге круга; для плунжера с кольцевым пояс-
ком да=к«г;
Д/7 — перепад давления между камерами А и В (см. фиг. 139);
х —величина открытия окна золотника;
d — диаметр плунжера.
224
Так как угол а — величина положительная, то возникающая акси-
альная сила F стремится сместить плунжер в сторону уменьшения зна-
чения х, закрывая щель ef. Значение этой силы в функции расхода и
перепада давления Др приведены на фиг. 139, б.
Приведенное уравнение (342) справедливо и для случая реверси-
рования потока — перетекания жидкости из камеры В в камеру А.
Следовательно, действие жидкости, проходящей через щель, обра-
зованную кромками плунжера
жины, стремящейся вернуть
плунжер в нейтральное по-
ложение.
Если плунжерная пара
выполнена с радиальным за-
зором (фиг. 140, а), то урав-
нение (342) примет вид
F~ 2cwkp ]/%2 + s2 cos а.
(343)
Это уравнение показы-
вает, что с увеличением ра-
диального зазора s аксиаль-
ная сила F, при всех прочих
и окон втулки, аналогично действию пру-
равных условиях, увеличи-
вается (см. фиг. 140,6).
Величина силы F будет
зависеть от степени при-
тупления (закругления) от-
сечных кромок f плунжера и
окон е золотника.
При сохранении нуле-
вого радиального зазора
(s=0) и при том же акси-
альном смещении х плунже-
ра притупление указанных
кромок вызовет уменьшение
угла направления потока, а
следовательно, и увеличение
аксиальной силы.
Действие суммарной ре-
активной силы применитель-
но к типовому четырехходо-
вому золотнику (см. фиг.
132) с симметричным распо-
Фиг. 140. Схема действия (а) и график (б) вели-
чин реактивной силы потока в плунжерной паре
с радиальным зазором.
$=0,0076, r=0, 2~$=0,0013, г=0,0076, <?—$=0,0025, г=0,
4—s=0, г=0.
ложением поясков плунжера относительно окон втулки будет удвоенным,
поскольку реактивные силы действуют как в рабочей, так и в сливной
камере золотника. В этом случае исходное уравнение (341) для вычисле-
ния суммарной аксиальной силы примет вид
FC-2F^ 2Qup cos а — 2Q ]^ррс cos а.
(344)
Для определенной жидкости это уравнение можно представить
в виде
FC=^QJ/^ (345)
где Fc —суммарная аксиальная сила потока, действующая на плунжер;
^ — суммарный (для двух камер золотника) перепад давления;
^ — коэффициент, зависящий от качества жидкости.
15 1246
225
Для жидкостей, являющихся продуктами переработки нефти,
с плотностью ~0,85 величина коэффициента равна 0,666. При этом Q
выражается в см?1сек, рс — в кг/см2 и FG — в г.
Компенсация реактивных сил потока жидкости.
Влияние рассматриваемых аксиальных сил на динамику золотника
уменьшают приложением к нему силы противоположного направления.
Однако достигнуть полной компенсации практически не представляется
возможным.
На фиг. 141, а изображена схема элемента золотника, в котором
компенсация аксиальной силы реактивного действия потока жидкости
достигается тем, что камера, образованная плунжером 1 и втулкоц 2,
имеет профильную конфигурацию.
а)
Фиг. 141. Схема плунжерной пары с камерой профильной конфигу-
рации и кривые действующих аксиальных сил.
у—5=0,015 мм, г=0,0076 мм, 2—'$=0,015 мм, г=0, 5—$=0.01. г=0, 4—$=0, г=0.
В том случае, когда жидкость подается из камеры В в камеру А,
струя ее поступает в профильную камеру С под углом и, отражаясь
от поверхности профильного дна плунжера в зоне точки а, поступает
в камеру А под углом а2-
Принимая поперечное сечение потока постоянным и пренебрегая
завихрениями и потерями трения жидкости, аксиальную силу, действую-
щую на плунжер, можно упрощенно выразить уравнением
= Qup (cos — cos а2).
(346)
Из этого уравнения следует, что если ai = a2, аксиальная сила будет
равна нулю; если a2<ai (что обычно наблюдается), аксиальная сила
будет направлена в сторону, противоположную направлению силы, дей-
ствующей в рассмотренном выше золотнике (см. схемы, приведенные
на фиг. 139—140), т. е. будет стремиться сместить плунжер в сторону
открытия окна (увеличения значения %).
В действительности схема потока жидкости является более слож-
ной, так как вследствие вихревого движения поток, направленный
под углом аз, увеличивает указанную выше отрицательную аксиаль-
ную силу.
Ввиду сложности математического расчета действующих здесь сил,
ограничимся лишь рассмотрением качественной стороны вопроса и ре-
комендациями, основанными на результатах опыта отечественной [9]
и иностранной [11] практики.
226
Установлено, что взаимодействие движущейся жидкости с рабочи-
ми поверхностями плунжера будет зависеть от угла подхода струи
к профильной поверхности плунжера. Так, например, если (Ji = аь то
угол падения равен нулю, а величина отрицательной аксиальной силы
будет максимальной.
Испытания показали, что аксиальная сила Fc при pi = си и постоян-
ном перепаде давления Ар изменяется в зависимости от значения х.
Кривые, изображенные на фиг. 141,6, построены для различных зна-
чений радиального зазора s и радиуса скруглений кромок г.
Из приведенного графика видно, что максимальная величина акси-
альной силы и наибольшая крутизна ее характеристики в функции х
наблюдаются при максимальном радиальном зазоре s и радиусе скруг-
ления отсеченных кромок г (кривая /). Аксиальная сила для этого слу-
чая от нулевого значения [соответствует нейтральному положению
плунжера (х=0)] растет с увеличением х, достигнув в точке k макси-
мальной величины. При дальнейшем увеличении х величина силы Fc
резко понижается и при некотором значении х, равном для кривой 1
величине /и, переходит через нулевое значение и далее с увеличением х
также резко понижается.
Значение силы, равное нулю, достигается при равенстве величины
открытия окна х некоторой величине т, зависящей, как это видно из
фиг. 141,6, от величин радиального зазора s и радиуса г скругления
отсеченных кромок. Последнее наглядно подтверждается кривой 5, по-
лученной при испытании плунжера, у которого г=0 и s = 0,01 мм: зна-
чение т для этого случая уменьшится по сравнению с кривой 1 в не-
сколько раз.
Если значения радиального зазора $ и скругления кромок г при-
нять равными нулю, то величина угла си не зависит от значения х и
кривая Гс в функции х имеет вид прямой, представленной на фиг. 141, б
пунктирной линией 4,
В том случае, когда значение х открытия окна велико по сравне-
нию со значением $ и г, то сила Fc практически пропорциональна пере-
паду давления Ар. Таким образом, для идеального золотника, имею-
щего $ = 0 и г—0, она будет пропорциональна перепаду давления Ар
для всех значений х.
Указанные данные можно выразить уравнением
Лс=-^Др, (347)
где К — коэффициент, который для идеального золотника ($ = 0 и г=0)
будет постоянной величиной и для реального золотника —
функцией значения отношений x/s и х/г.
Величина коэффициента К зависит также от значений углов р2 и р3
и частично от значений конструктивных параметров /С m и Л
(фиг. 141, а). Для получения максимальной компенсации аксиальной
силы значение т должно быть наибольшим и К наименьшим.
Учитывая, что при ai = a2 аксиальная сила равна нулю, а при
ai>«2 она будет отрицательной (Ес<0), т. е. стремится сместить плун-
жер в сторону открытия окна, компенсацию рассматриваемой аксиаль-
ной силы в четырехходовом золотнике можно осуществить выполнением
профильных камер, в которых обеспечивалось бы равенство значе-
ний си = ct2 как на линии нагнетания, так и на линии слива или обеспе-
чивалось значение ai>a2 на одной из линий слива или нагнетания
уравновешиванием отрицательных аксиальных сил этих камер положи-
тельной аксиальной силой, действующей в парной камере с прямоуголь-
ными кромками.
Принципиальная схема золотника, в котором cti>a2, представлена
на фиг. 142. Аксиальный компонент отрицательной силы в профильной
15*
227
II6агате ль
d) -*— Питание
камере этого золотника превышает положительный компонент, так что
результирующая сила будет отрицательной. Эта сила, стремящаяся от-
крыть золотник, уравновешивается положительной аксиальной силой,
возникающей в средней камере с прямоугольными кромками.
Экспериментами установлено, что таким способом удается полу-
чить практически полную компенсацию аксиальных сил, исключая зону
малых открытий щели окна х. Очевидно, что и в этом случае радиаль-
ный зазор и скругление кромок способствуют созданию положитель-
ной силы, которая составляет лишь небольшую часть силы, действую-
щей в обычном золотнике.
Влияние неуравновешен-
ного компонента аксиальной
силы можно уменьшить
увеличением перепада (по-
тери) давления жидкости в
- золотнике при том же рабо-
чем давлении, т. е. увеличе-
нием отношения величины
перепада давления в золот-
нике к рабочему давлению
гидравлического двигателя
(гидромотора или цилинд-
ра). При увеличении перепа-
да давления уменьшается
изменение неуравновешен-
ной аксиальной силы от из-
менения нагрузки.
На фиг. 142, б приведе-
ны экспериментальные кри-
вые аксиальных сил в функ-
ции х для золотника (см.
фиг. 142, а) с компенсацией
аксиальной силы. Для срав-
нения пунктирными линия-
ми нанесены расчетные кри-
вые 1 и 3 при идеальном
золотнике (5 = 0; г=0) обыч-
ной конструкции с прямо-
также кривая 2 при обычном
золотнике с прямоугольными камерами, имеющем односторонний ради-
альный зазор 5 = 0,008 мм и радиус скругления отсечных кро-.
мок г = 0.
Опыты показывают, что эффект применения золотников с компен-
сацией аксиальных сил увеличивается с увеличением открытия окна.
Так, например, при давлении р=140 кг!см2 и значении х— 1,25 мм отно-
шение максимальных аксиальных сил, возникающих на обычном
плунжере и на плунжере с компенсацией, равно 50, тогда как — при
х = 0,125 мм и том же давлении это отношение равно 6. При значении
х=0,4 наиболее типичным для гидроагрегатов является отношение,
равное 18.
Применяется также более простой способ компенсации. Из урав-
нения (344) видно, что если угол а будет равен 90°, то аксиальная сила
исчезнет.
Для того чтобы уменьшить эффект аксиальных сил, жидкость под-
водится через несколько симметрично расположенных, но смещенный
одна относительно другой пар отверстий малого сечения (фиг. 143, а).
Рассмотрим действие устройства с одной парой диаметрально противо-
1000
800
,0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0J
Открытие окна X мм
Фиг. 142. Схема устройства для компенсации
аксиальных сил (а) и графики их величин
в функции открытия окна (6).
Л. 2, 3—для давления соответственно 140, 70, 35 кг/см%.
угольными камерами тех же размеров, а
228
положных отверстий. При открытии этих отверстий в процессе движе-
ния плунжера угол а истечения жидкости вначале будет близок к 69°;
с увеличением проходного сечения при открытии он будет увеличиваться
Фиг. 143.
разгрузки плунжера от реактивных
Схемы устройств для -----------
сил и графики реактивной силы потока жидкости.
и при открытых полностью отверстиях поток направляется под углом 90°;
при этом угле сила станет равной нулю (точка А на фиг. 143,6).
При нескольких отверстиях, расположенных по спирали с неболь-
в начале открытия какой-
шим перекрытием (s<d) (см. фиг.
либо пары отверстий соседняя пара
продолжает оставаться закрытой.
Поэтому сила, возникающая при от-
крытии каждой пары отверстий (см.
кривую 3 на фиг. 143, а), будет ча-
стично перекрывать силу, развиваю-
щую поток, проходящий через сосед-
ние отверстия, в результате чего по-
лучим равнодействующую кривую 2.
Кривые 1 на фиг. 143, биг ха-
рактеризуют расчетные силы для не-
уравновешенных золотников.
Эффект разгрузки будет значи-
тельно увеличен, если первую пару
отверстий расположить под углом к
оси плунжера (фиг. 144, а). В этом
случае струя, вытекающая из на-
клонных отверстий, будет действо-
вать на торцовую поверхность
плунжера и развивать силу, про-
тиводействующую рассмотренному
выше реактивному эффекту. Как
показали опыты, наибольший
S/SS//7/SS/S///,
У
О 100 200 300
(F) Расход Q см3/сек
Фиг. 144. Схема устройства для разгруз-
ки плунжера и график реактивной силы
при наклонном расположении разгрузоч-
ных отверстий.
эффект достигается при у =30°.
На фиг. 144, б приведены кривые реактивных сил, действующих
в золотнике неразгруженном (кривая 1) и разгруженном радиальными
отверстиями (кривая 2), а также разгруженном отверстиями, располо-
женными под углом у (кривая 5).
229
Золотниковые распределители с серводействием
Силы трения в золотниках, как указывалось выше, могут дости-
гать столь большой величины, что для приведения их в действие тре-
буются усилия, значительно большие, чем обычно располагают. Это
относится в первую очередь к системам автоматического управления,
командные (задающие) устройства которых не всегда обладают до-
статочной энергией для непосредственного привода распределителя.
В этом случае между чувствительным звеном (задающим устройством)
и распределительным золотником устанавливается усилительное звено,
которым служит промежуточный (вспомогательный) золотник. Подоб-
ные распределители получили название двухступенчатых или двухкас-
кадных, а также золотниковых распределителей с серводействием. Они
Фиг. 145. Схема двухступенчатого золотникового
распределителя.
применяются во всех слу-
чаях, когда требуется умень-
шить силы сопротивления
золотника и одновременно
обеспечить значительный по-
ток жидкости.
Принцип действия этих
распределителей показан на
схеме, приведенной на фиг.
145. Оператор (или задаю-
щее устройство) воздейст-
вует на вспомогательный зо-
лотник 2 малого сечения,
который питает полости
основного распределитель-
ного золотника 3, питающего
в свою очередь исполнитель-
ный гидравлический двига-
тель 1.
На фиг. 146, а изобра-
жена схема золотника с сер-
водействием, применяемая в следящих гидравлических системах. Плун-
жер 10 распределительного золотника находится под двусторонним дав-
лением жидкости (подаваемого от вспомогательного насоса невысокого
давления), которая через трубопровод 7 поступает в правую полость
вспомогательного цилиндра 5, причем поршень 6 этого цилиндра связан
с плунжером 10 распределительного золотника. Одновременно с этим
жидкость через калиброванное жиклерное отверстие (дроссель) 3 посту-
пает в левую полость цилиндра 5 распределительного золотника; правая
полость этого цилиндра соединена с баком. Ввиду того, что площадь
поршня 6 меньше площади плунжера 10, последний под действием дав-
ления жидкости будет постоянно отжиматься в правую сторону, откры-
вая при этом проход жидкости от основной рабочей магистрали 9 в пра-
вую полость силового цилиндра 4.
В цилиндрическое бтверстие плунжера 10 входит вспомогательный
золотник 11, при перемещении которого влево левая полость цилиндра 5
через радиальный и аксиальный каналы 1 и 2 вспомогательного золот-
ника и отверстия 8 в плунжере 10 соединится со сливной магистралью.
Так как дроссель 3 установлен на линии подвода жидкости в левую
полость цилиндра 5, давление в этой полости понизится, и плунжер 10
под действием давления жидкости на поршень 6 переместится влево,
соединив левую полость силового цилиндра 4 с рабочей магистралью.
При остановке вспомогательного золотника 11 плунжер 10, переме-
щаясь, перекроет каналы 1, вследствие чего давление жидкости, посту-
пающей в левую полость цилиндра 5 золотника через дроссель 3,
230
Фиг. 146. Схемы золотниковых распределителей с серводействием.
повысится до величины, способной уравновесить давление на пор-
шень б; после этого движение плунжера 10 прекратится.
Смещение вспомогательного золотника И вправо сопровождается
перекрытием каналов /, в результате чего давление в левой полости
цилиндра 5 повысится и переместит плунжер 10 вправо. Иначе говоря,
плунжер 10 распределительного золотника будет повторять движения
вспомогательного золотника 11.
Условие р-авновесия сил, действующих на плунжер, можно выразить
формулой
(348)
где /j — площадь поршня;
. z - <*в)
/2 —площадь сечения левого торца плунжера: ~;
^ — диаметр плунжера 10;
da — диаметр вспомогательного золотника 11;
р —давление жидкости в цилиндре поршня 6;
/?д —редуцированное давление в левой полости 5 цилиндра золотника
Очевидно, что при f2>fi равенство сил, действующих на плунжер 10,
наступит при условии
/*ред
Плунжер 10 будет перемещаться вправо при /?ред
и влево
при Рред<Р~-
/2
Перемещение плунжера 10 как в том, так и в другом случае будет
продолжаться до тех пор, пока редуцированное давление в полости 5,
изменяющееся при перемещениях плунжера 10 от вспомогательного
золотника И,
равенство
достигнет величины, при которой установится
не
Рред = Р
Минимальный диаметр вспомогательного золотника dB выбирается
в зависимости от технологических возможностей его изготовления;
практически он равен 2—3 мм.
Для уменьшения сил трения вспомогательного золотника 11 пита-
ние его осуществляется от источника с давлением, пониженным до
3—5 кг[см2.
Благодаря малому диаметру золотника 11 и малому давлению жид-
кости вспомогательного насоса усилие, требующееся для перемещения
этого золотника, можно уменьшить (при отсутствии сальника на вы-
ходном штоке) до ничтожной величины, равной нескольким граммам.
Благодаря этому рассмотренная схема имеет преимущества в тех слу-
чаях, когда управление осуществляется от чувствительного датчика,
в частности от датчика автопилота и др.
Дроссель 5, помимо своего основного назначения — создания пере-
пада давления в полости цилиндра 5 распределительного золотника, слу-
жит также демпфером, препятствующим частотным колебаниям плун-
жера 10.
На фиг. 146, б изображен другой вариант подобной схемы, при-
меняемой в автопилотах самолетов. Как и в рассмотренной выше схеме,
правый торец плунжера И распределительного золотника находится
под постоянным давлением жидкости в полости 10, стремящейся пере-
местить его влево. Питание этой полости осуществляется из канала 12
через жиклеры 8 ц ₽. Одновременно с этим жидкость через канал 12 и
232
дроссельное отверстие 14 поступает в полость 16 к левому торцу плун-
жера И золотника; эта полость через отверстие 15, перекрываемое
дроссельной иглой 1, соединяется со сливной линией.
Очевидно, что при изменении дросселирования на линии отвода
жидкости из полости 16 давление в этой полости будет изменяться. Так,
например, перемещением иглы 1 можно полностью открыть дроссель-
ное отверстие; при этом давление в полости 4 понизится и плунжер И
под действием давления жидкости, преодолевая усилие пружины 2, бу-
дет перемещаться влево, пока игла не перекроет отверстие 15. В этом
случае давления в левой и правой полостях золотника выравнятся и
плунжер И под действием пружины 2 будет перемещаться вправо, пока
сливное отверстие не откроется на такую величину, при которой уста-
новится равновесие сил, действующих на правый и левый торцы плун-
жера 11 золотника.
Уравнение для сил, действующих на плунжер 11 золотника,
имеет вид
М =/’рел/2+Рпр- (350)
где р —давление жидкости, действующее на правый торец плунжера
золотника;
/?ред — редуцированное давление жидкости в левой полости золот-
ника (перед жиклером 74);
/1 и Д--пл°щади сечения правого и левого торцов золотника;
Рпр — усилие пружины 2,
Очевидно, что при наличии пружины 2 площадь Л может быть равна
площади f2. В том случае, когда ££>/1, пружину можно не применять.
Чтобы избежать установки пружины 2, полость 6, находящаяся между
жиклерами 8 и 9, соединяется дополнительным жиклером 7 со сливной
магистралью (как это показано на фиг. 146,6 пунктиром). Очевидно,
что при таком соединении давление в полости 10 будет ниже давления
в канале 72. В этом случае условие равновесия сил примет вид
Ло/—/’редЛ ИЛИ Ао = Рред, (351)
где /?]0 —давление в полости 10.
Плунжер 77 будет находиться в покое, пока редуцированное дав-
ление в полости 16 золотника равно постоянному давлению в по-
лости 10.
При закрытии иглой 7 канала 75 давление жидкости в полости 75
(Рред) превысит давление жидкости в полости 10 (Рю), вследствие чего
плунжер переместится вправо:
Pwf<P^f-
Из фиг. 146, б видно, что плунжер 77 при перемещении соединяет
с нагнетательным каналом 13 канал 3 или 4, которые в свою очередь
связаны с соответствующими полостями силового цилиндра 5. Диаметр
жиклерных отверстий 14, 8 и 9 равен 0,3—0,4 мм.
Как показывают испытания, для перемещения дроссельной иглы 7
диаметром 1 мм, а следовательно, и плунжера 77 при давлении в ка-
нале 72, равном 2,5 кг/см2, требуется усилие —2 г.
Для питания вспомогательного' золотника жидкость пониженного
давления в линии 7 (см. фиг. 146, а) устанавливается специальный ре-
дукционный клапан, понижающий рабочее давление сети до этого дав-
ления, или используется вспомогательный насос подкачки. В схеме,
изображенной на фиг. 146, б, для этой цели используются утечки жид-
кости в золотнике 77, который в этом случае выполняется с начальным
зазором (отрицательным перекрытием): в среднем положении золотника
233
между его поясками и каналами 14 и 15 остается небольшая щель раз-
мером 0,02—0,05 мм. Давление утечек изменяется клапаном 17, отре-
гулированным на давление 2,5 кг)см2.
Золотники с электроприводом
Для привода вспомогательного золотника часто применяют элек-
тромагнит и электрические двигатели. В настоящее время золотники
с непосредственным ручным приводом используются в основном в ава-
рийных системах.
Принципиальная схема электромагнитного золотника изображена
на фиг. 147. Электромагнит 3 приводит в действие (перемещает влево)
плунжер 2 вспомогательного золотника (датчика), который в левом
положении (см. фиг. 147, а) подводит жидкость под левый торец
плунжера основного золотника 6, Жидкость, действуя на этот плунжер,
сжимает пружину 4 и перемещает его в правое положение, при кото-
ром жидкость, поступающая от насоса к каналу 1, направляется через
канал в гидросистему.
Фиг. 147. Схема распределительного золотника с электромагнитным управ-
лением.
При выключении электромагнита 3 плунжер 2 под действием пру-
жины 7 (см. также фиг. 147, б) переместится вправо и соединит левую
камеру плунжера основного золотника 6 через канал 8 с баком. Вслед-
ствие этого плунжер 6 под действием пружины 4 переместится в ле-
вое положение, при котором канал 5, ведущий в гидросистему, соеди-
нится с каналом 8, ведущим в бак.
Ввиду того что плунжер вспомогательного золотника 2 можно вы-
полнить диаметром ~2ч-3 мм, ддя привода его применяют маломощ-
ный электромагнит.
Схема и конструктивное выполнение двухпозиционного распреде-
лителя изображены на фиг. 148 и 149. В отличие от рассмотренной
выше схемы плунжер основного золотника 9 при выключенном элек-
тромагните 4 (см. фиг. 148, а) удерживается в крайнем левом положе-
нии действием усилий пружины 5 и давлением жидкости, поступающей
из рабочей магистрали через канал 3 в камеру 7. В этом положении
золотника жидкость из рабочей магистрали 8, соединенной с насосом,
поступает в левую полость силового цилиндра 10. При включенном
электромагните (см. фиг. 148, б) жидкость из магистрали 8, соединен-
ной с насосом, подводится в левую полость силового цилиндра 10. При
выключенном электромагните (см. фиг. 148, а) жидкость из магистрали
через проточку вспомогательного золотника 2 и канал 1 поступает в ле-
вую полость 11. Так как рабочая площадь плунжера 9 больше площа-
ди вспомогательного плунжера 6, плунжер 9 переместится вправо.
При этом рабочая магистраль 8 соединится с правой полостью силово-
го цилиндра 10.
234
СП
Фиг. 148. Схема золотника с электромагнитом и с пру-
жинным перемещением плунжера в одно из рабочих
положений.
Из приведенного следует, что пружина 5 в этом агрегате выпол-
няет подсобную роль, фиксируя плунжер 9 в крайнем левом положе-
нии в случае выхода из строя гидравлической системы при потере дав-
ления в магистрали 8, Если подобное фиксирование не требуется, то
пружина 5 становится лишней, так как плунжер перемещается в ту или
другую сторону под давлением жидкости, поступающей в зависимости
от положения вспомогательного золотника в камеру 7 или одновре-
менно и в эту камеру, и в камеру 11.
Схема и конструкция трехпозиционного распределителя с золот-
ником-датчиком и двумя электромагнитами представлены на фиг.
150—151. Плунжер вспомогательного золотника-датчика 2 (см. фиг.
150, а) устанавливается в нейтральное положение центрирующими
пружинами 3 и перемещается вправо или влево под действием электро-
11 9 7 6
Фиг. 149. Золотник с электромагнитным управлением.
магнитов 4, преодолевающих усилия этих пружин. Плунжер основного
золотника 8 при нейтральном положении плунжера вспомогательного
золотника 2 удерживается также в среднем положении пружиной 7.
При перемещении плунжера 2 в ту или иную сторону с нагнета-
тельным каналом 1 соединяется соответствующая полость цилиндра
основного золотника 8. Так, например, при перемещении плунжера 2
влево (см. фиг. 150, б) жидкость поступает в левую полость 9 основ-
ного золотника и перемещает его плунжер 8 вправо, соединяя рабочую
магистраль насоса 10 с правой полостью цилиндра 6. При перемеще-
нии плунжера 2 вправо (см. фиг. 150, в) жидкость подводится в правую
полость 5 основного золотника 8 и перемещает его плунжер влево,
соединяя рабочую полость насоса 10 с левой полостью силового ци-
линдра 6. Для аварийного ручного управления предусмотрены кнопки
/ (см. фиг. 151).
На фиг. 152 приведена схема одноступенчатого распределителя
(без вспомогательного золотника), аналогичного по конструкции вспо-
могательному золотнику, рассмотренному выше (см. фиг. 149).
Оценивая преимущества рассмотренных схем золотниковых распре-
делителей прямого действия и двухступенчатых золотников с серводей-
ствием, следует отметить, что применение двух ступеней связано
236
237
*
Фиг. 151. Золотниковый распределитель с двумя электромагнитами.
Электромагниты выключены
Вклю чен правый электромагнит
Включен левый электромагнит
Фиг. 152. Схема одноступенчатого золотникового рас-
пределителя с электромагнитным управлением.
238
с увеличением запаздывания в срабатывании; при одноступенчатом рас-
пределителе (золотнике прямого действия) обычно имеются ограничения
по расходу жидкости, а также наблюдаются высокие силы трения,
ТРЕБОВАНИЯ к конструкциям цилиндрических золотников
и к их ИЗГОТОВЛЕНИЮ
Основным требованием, предъявляемым к золотниковым распреде-
лительным устройствам, является обеспечение их герметичности. В со-
ответствии с этим зазор между плунжером и цилиндром (втулкой)
распределителя не должен превышать 2,5-^3 мк на каждые 20-?-25 мм
диаметра плунжера, а также должно быть обеспечено, если это не про-
тиворечит другим требованиям, надежное перекрытие поясками плун-
жера каналов питания; минимальная величина перекрытия должна
быть для систем неследящего типа не менее 1—2 мм при диаметре
плунжера меньше 10 мм и 2ч-3 мм при диаметре, превышающем 10 мм.
Кроме того, не рекомендуется применять ступенчатые золотники, так
как в этом случае трудно обеспечить при требующихся малых зазорах
между плунжером и корпусом необходимую соосность ступеней.
Размеры диаметра и длины плунжера золотника, а также величина
его хода выбираются с учетом обеспечения требуемого расхода жид-
кости при допустимом сопротивлении. При этом следует стремиться,
чтобы ход золотника был минимальным. При выборе диаметра исходят
также из необходимости уменьшения трения.
Так как трение плунжера золотника зависит от его диаметра, раз-
мер последнего выбирается минимальным, ввиду чего важно правиль-
но выбрать сеченйя маслопроводных каналов.
Для предотвращения защемления плунжеров золотников или об-
разования больших зазоров при изменении температуры плунжеры и
втулки золотников должны быть изготовлены из однородного материала.
Для изготовления плунжерной пары применяется цементируемая
сталь с поверхностной закалкой до HRC 60—64. Повышение твердости
уменьшает вероятность заклинивания плунжера из-за попадания в за-
зоры твердых частиц, которые, разрушаясь, не вызывают порчи рабо-
чих поверхностей плунжерной пары.
Для устранения заедания золотниковых распределителей в ре-
зультате загрязнения жидкости проточки на плунжере и окна гильзы
выполняют с острыми кромками, что способствует перерезанию неме-
таллических грязевых частиц.
Чтобы не происходило защемления плунжера золотника вследст-
вие деформации втулки при температурных усадках корпуса, который
в самолетных агрегатах, как правило, изготовляется из легких цветных
сплавов, следует увеличить жесткость втулок или обеспечить посадку
их в корпус с некоторым зазором; в этом случае втулки уплотняются
при помощи круглых колец 2 (см. фиг. 151).
Необходимо также обеспечить жесткость корпуса, с тем чтобы он
не деформировался под действием сил давления жидкости, а также
при затяжке болтов, штуцеров и др., так как деформация может вы-
звать при малых зазорах заклинивание плунжера.
Так как плунжер золотника должен быть разгружен от односто-
роннего давления жидкости, окна подвода и отвода жидкости распола-
гают симметрично по окружности втулки.
Внешнее уплотнение штока плунжера должно быть разгружено
от рабочих давлений жидкости. Это достигается соответствующей ком-
поновкой рабочих и сливных каналов или устройством перед уплотне-
нием разгрузочных канавок.
239
ПЛОСКИЕ ЗОЛОТНИКИ
При изготовлении цилиндрических золотников высокой точности
трудности возникают в основном из-за сложности механической обра-
ботки и контроля качества внутренней рабочей поверхности втулки зо-
лотника. В связи с этим представляет интерес конструкция, имеющая
доступ к этой поверхности. На фиг. 153, а показан распределитель с
плоским золотником, который прост в изготовлении и обеспечивает вы-
сокую, практически абсолютную герметичность.
Распределитель состоит из шарикового датчика с электромагнит-
ным приводом и управляемого этим датчиком плоского золотника, осу-
ществляющего подачу к двигателю основного потока жидкости.
Датчик состоит из шарика 11, помещенного внутри проставки 10,
прижатой пружиной 8 при помощи седла 9 к другому седлу 13. Управ-
ление осуществляется электромагнитом 12.
В зависимости от положения электромагнита шариковый датчик
соединяет внутреннюю полость втулки 5, находящейся под действием
пружин 6 и 7, с полостью питания (с насосом) или со сливом.
К втулке 5 давлением жидкости, поступающей в полость 16, при-
жимается золотник 3, имеющий две параллельные плоские поверхности,
одна из которых соприкасается с торцовой поверхностью переходника
15, а ко второй прижимается пружиной втулка 4, сообщающаяся с поло-
стью насоса.
Уплотнение скользящей пары золотника достигается тщательной
обработкой его рабочих поверхностей и поверхностей деталей переход-
ника и втулки, соприкасающихся с ним.
Левая часть золотника имеет цилиндрическую форму и является
направляющей для гильзы 2, прижимаемой к пробке 1 давлением жид-
кости, поступающей во’ внутреннюю расточку золотника.
На нижней рабочей поверхности золотника расположены три от-
верстия: среднее вертикальное отверстие при любом положении золот-
ника сообщается с полостью, соединенной с насосом; крайние отвер-
стия сообщаются сквозными горизонтальными сверлениями с боковы-
ми нерабочими поверхностями золотника, имеющими профрезерован-
ные каналы, соединяющиеся с баком.
При выключенном электромагните (см. фиг. 153,6) шарик 11 дав-
лением жидкости отжимается вправо и открывает проход жидкости во
внутреннюю полость втулки 5. Так как площадь дна втулки значитель-
но больше площади торцовой поверхности золотника 3, втулка под дей-
ствием избыточного давления жидкости и давления пружин переме-
щается влево до упора в корпус, смещая прижатый к нему давлением
жидкости золотник 3, который при этом располагается так, что одна
полость сообщается с насосом, а вторая — со сливом.
При включенном электромагните (см. фиг. 153, в) якорь электро-
магнита отжимает шарик 11 влево, закрывая доступ жидкости от на-
соса во внутреннюю полость втулки 5 и соединяя ее со сливом. Золот-
ник 3 под действием давления жидкости на левый торец перемещается
вправо и, сжимая пружины, смещает втулку 5 в положение, при кото-
ром питание полостей силового цилиндра жидкостью изменяется на
противоположное
При неисправности системы питания электромагнита золотник мо-
жет быть перемещен нажатием на кнопку 14 ручного управления;
в этом случае обеспечивается подача жидкости в одну из полостей
силового цилиндра. Возвращение кнопки 14 в исходное положение осу-
ществляется пружиной.
Схема подобного распределителя изображена также на фиг. 154;
распределитель можно использовать в гидравлических системах
240
11
у
Фиг. 153. Распределитель
с плоским золотником.
дистанционного управления. Он представляет собой четырехходовой,
трехпозиционный плоский золотник, который в нейтральном положении
отключает рабочие линии, соединенные с силовым цилиндром, от линии
источника давления и сливного трубопровода. Указанный золотник
применяют при рабочих давлениях до 300 кг/см2 и температурах
Н-” 100ч-—60° С; вес золотника при расходе 75 л) мин составляет
—Л кг.
Принцип действия золотника показан на схеме фиг. 154. Каждый
из двух электромагнитов 1 и 2 соединяется с шариковыми клапанами-
датчиками 12 и 3. Когда электромагниты не возбуждены, клапаны 12 и
3 прижаты к верхним седлам, и жидкость под давлением проходит че-
рез эти клапаны, оказывая одинаковое действие на внутренние 5 и 10 и
Фиг. 154. Схема распределителя с плоским зо-
лотником и серводействием.
наружные 4 и ill кольцевые
поршни. Наружные порш-
.ни И и 4 прижаты к упорам
на внутренних концах ци-
j линдров, ввиду чего плоский
золотник 9 центрируется,
блокируя рабочие выходные
окна 8 и 7. При включении
электромагнита 1 соответст-
4 вующий клапан 12 опустится
в нижнее положение, отклю-
5 чив линию давления от пор-
шней И и 10 и соединив их
со сливным трубопроводом,
идущим к гидравлическому
резервуару, так что давление
на поршнях уменьшится.
При этом давление жидко-
сти, действующее на внут-
ренний поршень 5, переведет
золотник 9 в положение, при котором жидкость под давлением будет
проходить через центральное окно 13 и далее через рабочее окно 8
к цилиндру.
Жидкость, вытесняемая из нерабочей полости цилиндра, поступает
в распределитель через второй канал 7, который в этом случае соеди-
няется через камеру (канал) 6 со сливной линией. Это продолжается
до тех пор, пока соленоид будет выключен. После включения клапан 12
возвращается в свое верхнее седло, в результате чего равновесие сил
давления восстанавливается и золотник возвращается в центральное
положение.
При включении электромагнита 2 система действует в обратном
направлении. В этом случае жидкость направляется к каналу 7, а окно
8 соединяется со сливной линией. Золотник перемещается от нейтраль-
ного в любое крайнее положение за 0,1 сек. и возвращается в ней-
тральное положение за 0,03 сек.
В системе с плоским золотником так же, как и с цилиндрическим,
действует гидродинамическая сила, стремящаяся установить золотник
в нейтральное положение (закрыть). Эта сила обычно превышает как
силы трения, так и силы инерции деталей распределителя. Если дейст-
вие этой силы не компенсировано, то оно будет препятствовать силам,
приложенным к золотнику извне, а также может вызвать неустойчи-
вость системы при люфтах.
Для компенсации этих сил в указанной системе можно применить
те же методы, что и в системе с цилиндрическим золотником, например
метод профильных поверхностей.
242
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАННЫЕ УСТРОЙСТВА
Клапанные распределители по сравнению с другими типами имеют
ряд преимуществ, в частности обеспечивают высокую (практически
полную) герметичность и чувствительность гидравлической следящей
системы (см. стр. 329), достигаемую благодаря нулевому перекрытию
проходных окон. Вместе с тем указанные распределители позволяют
осуществить малые, близкие к нулю, зазоры между клапаном и привод-
ным кулачком (например, ход т$Тги для перемещения клапанов может
быть доведен до 0,025 мм). Эти распределители просты в изготовлении
и достаточно надежны.
Принцип действия
клапана показан на
фиг. 155.
Клапаны приводятся
в действие различными
механическими и электро-
магнитными устройства-
ми, наиболее простым из
которых является качаю-
щийся рычаг (фиг. 156, а
и б).
В клапанном распре-
делителе, представленном
на фиг. 156,6, канал 2,
связанный с линией по-
требителя, соединен при
нерабочем положении ру-
коятки 1 с каналом сли-
ва 4. При повороте руко-
ятки 1 перекрывается
сперва канал слива, после
чего нажимом толкателя 5
на шарик линия потреби-
теля соединяется с кана-
лом 3, через который под-
водится под давлением
жидкость.
Распространены так-
же схемы с кулачковым
>)
Фиг. 155. Схемы конусных клапанов и диаграмм сил
давления жидкости.
приводом поворотного и
поступательного действия.
Принципиальная схема клапанного распределителя поворотного
типа изображена на фиг. 157. Распределитель имеет четыре конусных
(или шариковых) клапана 5, которые при помощи профильного кулач-
ка 6 могут быть отжаты от своих седел.
Жидкость к распределителю поступает из системы через канал 1
и в зависимости от того, какой из клапанов 5 отжат, подводится по
одному из каналов 2 к соответствующей полости силового цилиндра
(двигателя).
Распределитель имеет два дросселя 4 и 10, с помощью которых
можно регулировать скорость движения поршня силового цилиндра,
а также два запорных (обратных) 3 и 9 и два переливных (предохра-
нительных) клапана 7 и 8.
Схема и конструкция клапанного распределителя с приводными
кулачковыми валиками представлены на фиг. 158 и 159. Распредели-
тель предназначен для питания двух силовых цилиндров (двигателей).
На каждом из двух валиков 3 находятся по четыре кулачка 2, ко-
торые при повороте воздействуют на соответствующий конусный
16*
243
Фиг. 156. Схема клапанного распределителя с рычажным приводом.
Фиг. 157. Схема клапанного распределителя с кулач-
ковым приводом.
244
К двигателю f| т В о як
Фиг. 158. Схема клапанного распределителя с кулачковым валиком.
Фиг. 159. Клапанный распределитель с кулачковым
валиком.
245
клапан 1, Профиль кулачков выполнен так, что клапаны поднимаются
последовательно — сперва сливной, а затем нагнетательный. Это позво-
ляет устранить суммирование усилия на ручке управления, возникаю-
щее при одновременном поднятии этих клапанов.
Следует отметить, что клапанные распределители с кулачковыми
валиками допускают значительную неуравновешенность гидравличе-
ского давления вследствие малого эксцентриситета кулачка относи-
тельно оси валика.
На фиг. 160 изображен клапанный распределитель с приводом,
осуществляемом роликовыми пальцами 1, которые при повороте ручки
распределителя воздействуют через иглы 3 с головками 2 на шарико-
вые клапаны 5. Штуцер 7 соединен с нагнетательной полостью насоса
Фиг. 160. Клапанный распределитель с кулачковым диском.
и штуцер 6 — с одной из полостей силового цилиндра (двигателя); по-
лость 4 соединена с баком.
В этих распределителях клапаны 5 служат также обратными кла-
панами и гидравлическими замками.
Тарелки клапанов бывают самых разнообразных конструкций и
изготовляются из различных материалов. Наибольшее распростране-
ние получили металлические тарелки конусного типа и прецизионные
шарики. Такие тарелки обычно снабжаются продольными направляю-
щими ребрами. Направляющие устройства целесообразно устанавли-
вать также и в шариковых клапанах для предотвращения вибрацион-
ных ударов, приводящих к порче посадочного седла, в результате чего
нарушается герметичность клапана.
Силы, действующие на клапан распределителя.
Очевидно, что клапан откроется лишь при известном соотношении
действующих на него сил. Для того чтобы переместить клапан в на-
правлении действия неуравновешенной силы, к его хвостовику а необ-
ходимо приложить усилие, равное разности сил, действующих над и
под клапаном.
Величину статического усилия R, которую необходимо приложить
к хвостовику клапана с острой уплотняющей кромкой (см. фиг. 155, а)
для поднятия или удержания его в поднятом положении, можно вычис-
лить без учета гидродинамических сил потока жидкости (см. стр. 262),
допуская, что давление на внешний торец хвостовика а клапана не
действует:
R=p1F-p2(F-f) + Pnp + Sa, (352)
где рх и р2~~ давление соответственно в полости 7 подвода жидкости к
клапану и в полости 2 отвода жидкости в систему потре-
бителей;
5П —сила трения покоя;
246
РгР —усилие предварительной затяжки пружины;
Л —площадь контакта конусной части клапана с седлом:
/—площадь хвостовика (штока) клапана: / = ^d2/4.
Для конусного седла клапана (см. фиг. 155,6) значения сил, дейст-
вующих на клапан, будут зависеть при этих же условиях от ширины
поверхности контакта клапана и его седла.
Допуская, что на конусной поверхности контакта клапана с поверх-
ностью гнезда (в щели) давление отсутствует, к хвостовику
клапана для отрыва его от седла необходимо приложить силу
где Pi и F2 — площади окружностей контакта клапана с гнездом по
диаметрам £>i и D2 (см. фиг. 155, в).
Предположим, что после того как клапан будет оторван от седла,
усилие затяжки пружины РПр*и давление pi жидкости не изменяются и
давление в образовавшейся щели убывает по линейной зависимости от
Pi до Р2 (см. кривую d на фиг. 155, в), т. е. в щели будет действовать
среднее давление
п __ Р1 +Р2
Рср - 2
Тогда усилие необходимое для перемещения клапана, после того
как он оторвался от седла, составит
Я. =рЛ + Рпр + 5Д -р2 (F2- f) -F2), (354)
\ £ /
где 5Д — сила трения движения.
Очевидно, что закон распределения давления по длине щели кла-
пана, находящегося в покое, будет степенным, причем кривая распреде-
ления давления может быть как выпуклой (кривая 6), так и вогнутой
(кривая с, см. фиг. 155,в).
Анализ уравнения (354) показывает, что сила 7? будет больше
силы на величину — (Fi—F2), а также на разность сил трения
покоя (Sn) и движения (5Д), т. е. после того как клапан оторвется от
гнезда, усилие, необходимое для дальнейшего его перемещения, упадет.
После открытия клапана давление в полости 2 повысится до вели-
чины р'2=р2+Ар, где Ар — приращение давления в полости 2 после от-
крытия клапана. В соответствии с этим повысится также среднее давле-
ние в конусной щели:
> _ (Р1 +р2 + М
Рср--------~2 •
Подставив эти значения в формулу (354), получим
=РЛ + А’пр+5Д-(а + ДР) -/)-( Р1^22 + ^-)(F,-FJ. (355)
Следовательно, усилие, необходимое для перемещения клапана
после открытия, а также для удержания его в открытом состоянии, мо-
жет в зависимости от величины Ар значительно упасть по сравнению с
усилием, требующимся для отрыва клапана от седла в начале откры-
тия.
Способы разгрузки клапана от сил давления
жидкости. Недостатком клапанных распределителей, представлен-
ных на фиг. 155, являются большие усилия, которые требуются для
преодоления давления жидкости на поверхность клапана и усилия
247
пружин. Величина этих сил при высоких давлениях и расходах может
достигнуть нескольких десятков килограммов. Так, например, клапан
с посадкой по диаметру 8 мм при давлении 75 кг)см2 требует усилия
34 кг.
Ввиду этого разгрузка распределителей от сил давления жидкости
на их рабочие элементы имеет большое практическое значение, так
как при высоких давлениях на ручке управления могут возник-
нуть большие усилия, затрудняющие работу оператора, а также и авто-
Фиг. 161. Схема клапана
с разгрузкой от давле-
ния жидкости.
матизацию, особенно при высоких перепадах дав-
ления и при больших проходных сечениях.
Одновременный подъем двух клапанов мож-
но предотвратить соответствующим смещением
приводных кулачков,, при котором сливной кла-
пан поднимется раньше нагнетающего.
Схема клапана с частичной разгрузкой от
давления жидкости изображена на фиг. 161. Для
уравновешивания давления жидкости со стороны
выходной полости 2 в клапане выполнено отвер-
стие 3, через которое жидкость подводится в
нижнюю полость 4. Очевидно, при условии рз = 0
и допущении, что контакт с седлом происходит по
острой кромке диаметра Dx, для открытия клапа-
на необходимо к его штоку приложить силу
Я= Pif+ (р2—Р1) (F2 - ) + рор + Sr (356)
где /, и F2 — площади, соответствующие диаметрам d, Dr и D2 (см.
фиг. 161);
Рпр —усилие затяжки пружины;
5П — сила трения покоя клапана;
рх и р2 —давление жидкости в камерах 1 и 2.
В действительности контакт клапана с седлом происходит не по
линии, а по конусной поверхности, и поэтому вследствие возможной
негерметичности может появиться давление, которое будет направлено
в сторону, противоположную усилию пружины.
После того, как клапан оторвется от своего седла, распределение
сил несколько изменится вследствие повышения давления в камерах 2
и 4 и частично в щели между конусными поверхностями клапана и
гнезда. Пренебрегая последним, можем выразить изменение сил на
штоке при открытии клапана, вызванном повышением давления в ка-
мере 2, вследствие увеличения при этом сжатия пружины с величины
р2 до (ря+Др):
Р1 = ( А + / + (р2 + - А) (^2 - Л) + Рпр + Sr
(357)
Формула показывает, что усилие на штоке после открытия клапана
несколько увеличится, причем степень этого увеличения зависит от со-
отношения размеров d, и D2 (см. фиг. 161), а также от величины
приращения давления Др.
В приведенных выше расчетах не учитывалось действие на клапан
неуравновешенных гидродинамических сил потока жидкости, которое в
большинстве случаев большого практического значения не имеет. Одна-
ко при использовании подобных распределителей в системе гидроусили-
теля, чтобы не нарушилась устойчивость системы, эти силы необходимо
учитывать, так как ввиду особенности клапанного распределения пере-
крытие во всех случаях равно нулю,
ь
248
Поскольку указанные силы в первую очередь влияют на работу
предохранительного клапана, они рассматриваются в гл. V, стр. 262.
Клапаны с серводействием. Для уменьшения статиче-
ских сил, необходимых для приведения в действие распределителей,
применяются также вспомогательные клапаны малых размеров.
А7 12
Фиг. 162. Принципиальная схема клапанного распре-
делителя с серводействием.
На фиг. 162 изображена принципиальная схема клапанного рас-
пределителя, в котором приводимый от электродвигателя через редук-
тор ходовой винт 6 перемещает кулачковую пластину 5, воздействую-
щую скосами на штоки 3 и 7 вспомогательных клапанов. Вилка кулач-
ковой пластины воздействует на выключатель цепи питания электродви-
гателя, переключая цепь в крайних точках нарезки винта. Кулачок мо-
жет свободно сбегать с резьбы винта у этих крайних точек, благодаря
чему устраняется необхо-
димость применения в
электродвигателе магнит-
ных тормозов. Последую-
щее сцепление с винтом
осуществляется вследст-
вие осевого давления
пружин 4 на кулачковую
шайбу в направлении
хода винта.
Основной клапан
впуска 10 находится под
действием усилий пру-
жин 9 и 41, а также рабо-
чего давления жидкости
на его верхний (малого
сечения) и нижний (боль-
шого сечения) торцы,
причем жидкость из поло-
сти насоса к нижнему
торцу (в камеру 12) под-
водится через жиклерное
отверстие 8.
При нажатии скосом кулачковой пластины 5 на хвостовик вспомо-
гательного клапана 7 конус этого клапана оторвется от своего седла,
которым служит отверстие в нижней части основного клапана 10, и со-
единит полость 12 с полостью 13, связанной с силовым цилиндром
(двигателем). Так как сечение жиклерного отверстия 8 меньше про-
ходного сечения вспомогательного клапана, давление в полости 12 по-
низится и основной клапан 10 под действием давления рабочей жид-
кости на верхний его торец опустится вниз вслед за вспомогательным
клапаном 7.
Основной клапан выпуска 2 действует по такой же схеме с той
лишь разницей, что нижний его торец соединен жиклерным отверстием
1 с полостью 13, При нажатии скосом кулачковой пластины 5 на хво-
стовик 3 давление жидкости на нижний торец понизится и клапан 2
под действием давления жидкости в полости 13 переместится вместе с
вспомогательным клапаном 5.
На фиг. 163 изображена схема электрогидравлического клапанного
распределителя, применяемого в управлении шасси и посадочными
щитками самолета. При нажатии на кнопочный включатель приводит-
ся в действие тот или иной электромагнит 8, который через рычаг пе-
ремещает клапан 7; последний в свою очередь, перекрывая один из
каналов основных клапанов 11 и 5, перемещает их, изменяя тем са-
мым направление потока жидкости к полостям силовых цилиндров.
249
Узел основных клапанов распределителя состоит из двух цилинд-
ров с поршнями 6 и 12, расположенными на хвостовиках Клапанов, на-
груженных пружинами 10. Когда электромагниты 8 не включены, ос-
новные клапаны // и 5 перекрывают линию давления 13 и обе линии 2,
идущие к полостям силовых цилиндров. При включении одного из
электромагнитов 8 приводится в действие вспомогательный клапан 7,
в результате чего открывается соответствующий канал 9 или 14 со
1$ 11 12 13
2 1
Фиг. 163. Схема клапанного распределителя с электромаг-
нитным приводом.
стороны линии давления и закрывается канал 4 или 15 линии слива 3.
Жидкость после этого под давлением поступает в полость 16 или 17
между поршнями 6 и 12 клапанов 11 и 5 и перемещает эти поршни в
противоположные стороны. При этом открывается проход жидкости
из линии давления 13 в одну из полостей силового цилиндра, в то
время как другая полость соединяется с линией слива 3. При нажатии
на вторую кнопку включается второй электромагнит, который и при-
водит в действие второй вспомогательный клапан.
Распределитель снабжен предохранительными клапанами /.
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА (РЕЛЕ) СО СТРУЙНОЙ ТРУБКОЙ
В последние годы широкое распространение получили управляю-
щие (распределительные) устройства со струйной трубкой, которые
применяются в пневматических и гидравлических системах. Эти уст-
ройства, отличающиеся простотой и экономичностью изготовления и
малыми габаритами, не требуют точной подгонки деталей, что обуслов-
ливает высокую надежность даже при работе с загрязненными жидко-
стями. Для управления струйной трубкой требуются относительно не-
большие усилия.
На фиг. 164, а показана схема подобного устройства, распростра-
ненного в автоматических системах. Рабочий ход силового цилиндра 9
определяется (управляется) смещением струйной трубки 6. Положение
этой трубки относительно шарнира 4 задается взаимодействием пру-
жины 3 и входного импульсного сигнала, передаваемого через толка-
тель 5, в результате чего смещение сопла 7 трубки 6 пропорционально
моменту задающего импульса. Входной импульсный сигнал в боль-
шинстве схем подается от электродатчиков в виде напряжения элек-
трического тока.
250
Трубка шарнирным концом 4 соединена с источником давления
жидкости (или воздуха); жидкость при выходе из сопла 7 ударяется
о пластину 8, имеющую два расположенных рядом приемных отвер-
стия 2, соединенные с противоположными полостями силового ци-
линдра 9. В трубке энергия давления питания преобразуется в кинети-
ческую энергию струи, которая в отверстиях распределительного блока
в свою очередь преобразуется в давление в полостях цилиндра.
Если сопло струйной трубки расположено симметрично относи-
тельно этих отверстий, то давление в обеих полостях цилиндра одина-
ково и цилиндр находится в покое. При смещении трубки относительно
отверстий давление в одной полости превысит давление в другой и
цилиндр под действием разности давлений будет смещаться в сторону
смещения сопла трубки до тех пор, пока не восстановится нарушенная
симметрия положения сопла.
Фиг. 164. Схемы распределителя со струйной трубкой.
<0
Преимуществом рассмотренной системы является то, что связь
между звеньями осуществляется лишь струей жидкости, благодаря
чему на трубку не влияют рассмотренные выше неуравновешенные
силы, действующие в золотнике. Кроме того, указанное распредели-
тельное устройство отличается малой инерцией механических частей,
что увеличивает быстродействие системы.
Исследования показывают, что статические характеристики рас-
пределительного устройства со струйной трубкой в значительной мере
определяются следующими параметрами:
1) относительными размерами отверстия струйной трубки и прием-
ными отверстиями в распределительном блоке;
2) расстоянием между соплом струйной трубки и приемными от-
верстиями;
3) давлением питания струйной трубки.
Максимальная передача энергии от устройства к нагрузке обеспе-
чивается в том случае, если отношение диаметра приемных отвер-
стий в распределительном блоке к диаметру dG выходного отверстия
(сопла) трубки равно d$ldc =1,4 и давление питания трубки — макси-
мальное. Расстояние между срезом насадка сопла (торцом трубки) и
приемными отверстиями в распределительном блоке выбирается мини-
мально допустимым для пневматических устройств и для гидравличе-
ских— равным 4df d — диаметр выходного сечения сопла.
Это различие между пневматическими и гидравлическими устрой-
ствами обусловлено тем, что давление в первых при неподвижной на-
грузке и расход жидкости при нулевой нагрузке сильно уменьшаются,
251
если торец трубки удален от торца распределительного блока на
расстояние, равное приблизительно диаметру отверстия трубки.
В гидравлических устройствах статические характеристики оста-
ются практически постоянными, даже когда расстояние между торцом
трубки и приемными каналами примерно равно пяти диаметрам отвер-
стия трубки.
При уменьшении этого расстояния ниже указанной величины сте-
пень использования кинетической энергии струи в гидравлических
устройствах практически не увеличивается, однако увеличивается
удар по трубке струи жидкости, вытекающей из нерабочей полости ис-
полнительного механизма, сила которого может возрасти до недопу-
стимой величины. Кроме того, если сопло расположено слишком близ-
ко к распределительному блоку, рассматриваемое устройство теряет
одно из своих преимуществ — нечувствительность к загрязнениям жид-
кости.
Размер выходного отверстия сопла выбирается с учетом требуе-
мой мощности устройства, причем в двухкаскадных устройствах мини-
мальный размер отверстия обычно не превышает долей миллиметра.
Так, например в пневматических устройствах размер этого отверстия
иногда равен 0,044-0,05 мм,
В рассматриваемых системах применяются также схемы с серво-
золотниками, расположенными между струйной трубкой и силовым
цилиндром (см. фиг. 164,6).
Приемные отверстия 10 выполнены на поршне (плунжере) И ос-
новного распределительного золотника и соединены с каналами, веду-
щими к противоположным торцам этого поршня. При смещении труб-
ки относительно отверстий поршень 11 перемещается в том же на-
правлении до тех пор, пока несимметричность не будет устранена.
При отклонении струйной трубки от нейтрального положения, сим-
метричного по отношению к двум приемным отверстиям, вспомогатель-
ный поршень 11 в результате воздействия жидкости, вытекающей из
соответствующего канала этого поршня, перемещается в направлении
движения трубки, стремясь вновь занять положение, симметричное
относительно трубки. Таким образом, вспомогательный поршень 11
всегда «следит» за трубкой 6.
Приведенная схема аналогична схеме с сервозолотниками (см,
стр. 230), причем функции вспомогательного золотника выполняет
струйная трубка и основного распределителя — обычный цилиндриче-
ский золотник.
Устройство типа сопло — заслонка. Нетрудно видеть
(см. фиг. 164), что путем изменения сопротивления на выходе 7 из
трубки 6, при постоянном подводе жидкости к шарнирному концу 4,
изменяют давление в трубке, которое можно использовать в качестве
источника силы для перемещения распределительного золотника или
для другого импульса.
Принцип действия подобного устройства показан на фиг. 165, а..
От магистрали питания отбирается небольшой расход, который пропу-
скается через два дросселя 3 и 1, Один из дросселей 1 выполняют ре-
гулируемым и используют для управления давлением в камере 2 у тор-
ца плунжера 4 распределителя. Усилие, создаваемое давлением жид-
кости на золотник, уравновешивается пружиной 5, благодаря чему
достигается пропорциональность перемещения распределительного и
регулируемого сопротивления дросселя в золотнике, а в результате
этого — и приближенная пропорциональность расхода жидкости через
золотник.
Изменением сопротивления дросселя 1 в соответствии с ошибкой
следящей системы можно обеспечить слежение со значительным уси-
252
«пением. Для этого дроссель 1 заменяется заслонкой 7 (см. фиг. 165,6),
перекрывающей выходное отверстие сопла 8; привод заслонки 7 мож-
но осуществить с помощью электромагнитного 6 или механического
устройства.
Рассматриваемые устройства широко применяются в следящих
гидравлических системах и в особенности в системах автоматического
управления.
Условия установившегося режима. В условиях
установившегося режима (состояния) в междроссельной камере 2 дав-
<9
Фиг. 165. Схема распределителя типа сопло-заслонка.
ление ро равно усилию, развиваемому датчиком, деленному на пло-
щадь дросселирования жидкости в сопле.
При условии, что скорость перемещения заслонки 7 равна нулю
или весьма мала, можно допустить, что расходы жидкости через сопло
8 и отверстие дросселя 3 равны.
Расход жидкости через отверстие дросселя 3 можно приближенно
определить выражением
ря-ре, (358)
где фд —расход жидкости через нерегулируемый дроссель 3 в см31сек*,
—диаметр отверстия этого дросселя в см*
ра —давление питания (нагнетания) в кг/см2;
рс — давление в камере 2 сопла в кг1см2.
Расход Qc через сопло 8 зависит от сопротивления, создаваемого
заслонкой 7, и может быть определен из выражения
Qc == 384Vpz , (359)
где dc — диаметр отверстия сопла 8 в см;
jy —смещение заслонки 7 от сопла 8 в см.
253
При номинальном режиме системы заслонка должна находиться
на таком расстоянии от сопла, при котором гидравлический усилитель
имел бы наибольшую чувствительность и устойчивость. В практических
условиях зазор между торцом сопла и заслонкой в нейтральном поло-
жении обычно составляет 0,05 мм и диаметр дроссельного отверстия <?
(см. фиг. 165) 0,3-^0,4 мм. При увеличении расстояния заслонки от
сопла, т. е. при увеличении ее перемещения, струя жидкости, выходя-
щая из сопла, распыляется, что может изменить характер гидродинами-
ческого усилия струи на заслонку и вызвать потерю системой устой-
чивости, а также нарушить пропорциональность смещения золотника
относительно входных сигналов. Минимальное перемещение заслонки
обусловлено также, в случае применения электромагнитных датчиков
(приводов), стремлением уменьшить диапазон изменения развиваемой
датчиком магнитной силы, которая, как известно, изменяется обратно
пропорционально квадрату расстояния заслонки от ее среднего поло-
жения. Следовательно, с этой точки зрения желательно ограничиться
небольшими смещениями заслонки вблизи среднего ее положения.
В действительности принимают, что заслонка дросселирует при
Л Д. А 4
/ d \
Для случая, когда заслонка отошла от сопла (j^-—), расход
обусловленный лишь дросселированием в сопле, можно приближенно
определить из выражения
Qc = 768d?/pc-
Приведенные уравнения составлены для масла с удельным весом
0,85 и коэффициентов расхода#жидкости: для круглого отверстия дрос-
селя 3 Ц1=0,65 и для кольцевой щели, образованной заслонкой и соп-
лом, ц2 = 0,8:
Уравнения (358) — (360) составлены для установившегося потока
идеальной жидкости.
Следует учесть, что расход жидкости зависит не только от площади
сечения отверстия и перепада давления, но и от вязкости жидкости и
формы отверстия. Однако погрешности, вносимые принятыми допуще-
ниями, не превышают по величине других погрешностей, допускаемых
при выборе и расчете конструктивных параметров.
Из уравнения (358) и (359) можно получить выражение для дав-
ления рс в междроссельной камере 2 при установившемся режиме в
функции смещения заслонки 7:
а---------7УУ (361)
\ dcQc /
где г—отношение площадей отверстий дросселей: r = (— V;
у— смещение заслонки от сопла в см.
При y>dj§ давление в камере 2 остается постоянным.
Чтобы уменьшить запаздывание в отработке системы по времени
и ограничить инерционный эффект, максимальный ход заслонки обычно
ограничивают значением rfc/5.
При проектировании необходимо выбрать среднее давление в ка-
мере 2, которое соответствовало бы нейтральному положению плун-
жера распределителя. Подобным образом должны быть выбраны два
предельных давления соответственно двум крайним положениям плун-
жера. Для того чтобы ограничить смещение заслонки при нейтраль-
ном положении золотника, лимитируют пределы изменения давления в
254
камере. Обычно среднее давление в камере принимают равным рн/2 и
рабочую зону давлений — в интервале от 0,Зрн до 0,7рн. При этих ус-
ловиях усилие Р, необходимое для полного смещения плунжера, равно
Р— i 0,2рнУ,
(362)
где f — площадь поперечного сечения плунжера распределителя в см2.
Подставляя уравнение (361) в уравнение (359) можно получить
выражение для расхода Qc жидкости через сопло:
п 3840<уУ^
~ 1 /1Y (363)
Если среднее давление рс.ср в камере 2 равно рн/2, то расход через
сопло при нейтральном положении заслонки определится из выраже-
ния
Q:=768d? |/ (364)
где Qc — расход утечки через сопло в нейтральном положении в
см?! сек.
В динамических условиях датчик создает переменное усилие на
заслонке, которое увеличивает или уменьшает открытие дроссельного
канала сопла, нарушая тем самым равновесие расходов жидкости че-
рез сопло и отверстие дросселя 3. Вследствие этого перепад давления,
обусловленный избыточным расходом, будет смещать плунжер 4 в
направлении, противоположном действию пружины 5, № тех пор, пока
поступающий сигнал вновь не уравновесится давлением в междрос-
сельной камере 2 (см. фиг. 165).
При расчетах систем с распределителями типа сопло — заслонка
следует также учитывать действие на заслонку гидродинамического
напора струи жидкости, величина которого вычисляется по выраже-
нию (47). В ряде случаев эта сила оказывается соизмеримой с силой,
которую развивает элемент, управляющий перемещением заслонки.
Следует отметить, что вследствие инерции золотника 4 давление
в камере 2 может отличаться от давления входящего сигнала.
Заслонка 7, обладающая обычно незначительной массой, может быть
мгновенно смещена в крайние положения, в которых она будет пол-
ностью запирать или открывать сопло. Следовательно, характеристи-
ка чувствительности распределителя в основном определяется скоростью
перемещения золотника в том и другом направлении.
Поскольку математическим путем определить величину чувстви-
тельности и устойчивости системы очень сложно, для практических
расчетов можно рекомендовать данные опытов, согласно которым пло-
щадь сечения отверстия сопла 8 (см. фиг. 165) должна более чем в два
раза превышать площадь входного отверстия жиклера ЗА В действи-
тельности это отношение площадей выбирается равным г=йс/с/д = 2,16.
При ограничении изменения рс от О,3рн до 0,7рн максимальные ско-
рости перемещения золотника можно рассматривать как постоянные
и равные 2х/Т для каждого направления, где Т — время полного пере-
мещения золотника и х—максимальное смещение золотника от ней-
трального положения.
Одним из преимуществ рассматриваемой схемы распределителя
типа сопло—заслонка является высокая чувствительность и точность,
свойственные пневматическим измерительным приборам, на основе
ХБ а ш т а Т. М., Гидравлические следящие приводы, Машгиз, 1960.
255
которых построена эта схема. Указанный распределитель отличается
простотой изготовления и долговечностью благодаря бесконтактному
действию. Дефекты в работе подобных устройств возникают главным
образом из-за неустойчивости заслонки, что может привести к наруше-
нию точности действия распределителя и сервомеханизма в целом.. Ко-
лебания заслонки могут быть вызваны колебаниями давления питания,
причем неустойчивость заслонки связана с ее жесткостью, от правиль-
ности подбора которой зависит устойчивость системы этого типа.
Интересно сравнить струйное распределительное устройство
с устройством типа сопло—заслонка. Оба этих устройства просты в из-
готовлении, надежны и малочувствительны к загрязнениям жидкости,
однако чувствительны к изменениям нагрузки и обладают некоторым
постоянным расходом (утечками) жидкости, поскольку имеют в ней-
тральном положении постоянный проток. Устройство с соплом — заслон-
кой требует более высокого управляющего усилия для преодоления
противодействующего давления, чем устройство со струйной трубкой.
Кроме того, передача энергии первым устройством при том же расходе
питания составляет примерно половину передаваемой энергии вторым
устройством.
При использовании струйного устройства и устройства с соплом —
заслонкой представляется возможным в большинстве случаев обойтись
без вибрационных движений, которые обычно применяются в золотни-
ковых распределителях для устранения сил статического трения. Сле-
дует отметить, что разбрызгивание жидкости от распределительного
блока струйного усилителя вызывает возмущающие силы, действую-
щие на струйную трубку, что заменяет преднамеренно вводимую
вибрацию.
Струйные устройства обеспечивают требуемые величины передачи
энергии, что является их преимуществом по сравнению с устройством
с соплом — заслонкой.
ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ И РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ
Предохранительные клапаны предназначены для ограничения
максимального давления в гидравлической системе, т. е. для предохра-
нения системы от недопустимо высоких давлений, которые могут воз-
никнуть по той или иной причине. Подобные клапаны, получившие на-
звание переливных, применяются также и для поддержания в гидро-
системе рабочего давления в требуемых пределах, причем в отличие от
предохранительных клапанов, работающих эпизодически, переливные
действуют постоянно.
Принцип действия этих клапанов основан на уравновешивании дав-
ления жидкости, действующего на клапан, усилием пружины или соот-
ветствующим устройством (противовесом или противодавлением).
Когда давление жидкости, действующее на клапан, преодолевает уси-
лие предварительной затяжки пружины, клапан сместится со своего
седла и откроет проход для жидкости.
Наиболее простым из предохранительных клапанов является шари-
ковый (фиг. 166—167). Пружина этого клапана может быть как с по-
стоянной, так и с регулируемой затяжкой. Этот тип клапана отличается
простотой конструкции и изготовления, однако он применим лишь в слу-
чае эпизодических действий, так как при длительной работе он разби-
вает вследствие вибраций свое гнездо.
Для повышения чувствительности клапанов передача усилия пру-
жины на шарик осуществляется через самоустанавливающиеся опор-
ные шайбы и тарелки, которые уменьшают боковые составляющие силы
давления пружины. Шарики обычно помещаются в указанных опорных
256
деталях с некоторым зазором, компенсирующим неточность в соосности
направляющей детали и перекрываемого шариком отверстия.
При применении шариковых клапанов в системах с высоким давле-
нием шарик снабжается направляющей а, с тем чтобы он мог переме-
щаться лишь вдоль своей оси.
Фиг. 166. Схема
шарикового пре-
дохранительного
клапана.
Фиг. 167. Конструкции шариковых предохра-
нительных клапанов.
Заменив шарик конусной головкой, получим клапан, изображенный
на фиг. 168. Обязательным условием обеспечения герметичности подоб-
ного клапана является соблюдение строгой соосности цилиндрической и
конусной части клапана и соосности направляющего цилиндра корпуса
клапана и конусного гнезда под клапан. При эксцентриситете и угле
между осями клапана и седла или нецилиндричности мест их посадки
происходит односторонний износ (выработка) гнезда и клапана. При
этом клапан, герметичный в начале работы, при повороте относительно
оси потеряет герметичность.
Для обеспечения соосности
применяется направляющее уст-
ройство, которое в схеме клапана,
изображенной на фиг. 168, а, вы-
полняет также роль демпфера.
В клапане, представленном на
фиг. 168, б, демпфирование осуще-
ствляется жидкостью, вытесняе-
мой из камеры k.
Для работы в качестве пере-
ливных клапанов рекомендуются
клапаны плунжерного типа (фиг.
169). Величина перекрытия плун-
жером окна, через которое масло
перетекает в бак, должна быть не-
сколько больше величины ампли-
Фиг. 168. Предохранительные клапаны
конусного типа.
туды возможных колебаний плунжера. В частности, в клапане, схема ко-
торого изображена на фиг. 169, для открытия и соединения рабочей поло-
сти 1 со сливной полостью 5 плунжер 3 клапана должен подняться выше
кромок отверстий 2 сливной полости. При этом он отрывается от седла,
а следовательно, при вибрациях не будет ударяться о седло. Демпфи-
рование осуществляется с помощью канала 4, через который поступает
жидкость в верхнюю полость клапана при перемещении его плунжера 3.
17 1246
257
Для уменьшения эксцентричности действия пружины на клапан
под пружину вводят дополнительную опору (шайбу) а (фиг. 170, см.
также фиг. 167 и 180).
Фиг. 169. Переливные клапаны плунжерного типа.
Для предохранения пружин от недопустимых обжатий,
могут вызвать в ней остаточные деформации, перемещение
обычно ограничивается упором.
которые
клапана
Фиг. 170. Предохранительный (переливной) клапан.
Расчет предохранительного клапана
Расчет клапана сводится к определению площади для прохода через
щель клапана требуемого количества жидкости при заданном перепаде
давления Ар.
Скорость течения и расход жидкости через щель клапана можно
приближенно рассчитать по уравнению (66). На основании этих урав-
нений, а также принимая для небольших открытий, что площадь про-
ходной щели клапана равна f—ndt (см. фиг. 171, а), получим
др = —(——кг[см2, (365)
2g \ рЛС 7
де Q — расход жидкости через клапан в см31сек;
d — диаметр клапана в см;
t — размер проходного отверстия щели в сечении, перпендикуляр-
ном направлению потока, в см.
258
для конусного клапана (см. фиг. 171, а)
t — h sin а,
h — высота подъема клапана по его оси в см;
7—объемный вес жидкости в кг/см3;
а —угол конусности клапана;
[1— коэффициент расхода; для клапанов шарикового и конусного
типов величину коэффициента у- можно принять равной 0,52 н-
Пользуясь этими выражениями, находим высоту подъема клапана:
Л=—1/ см. (366)
piTtd sin а у 2g Др
Давление рн в начале открытия
клапана, т. е. давление, при котором
клапан оторвется от своего седла,
можно определить для клапана с ост-
рыми кромками (см. фиг. 171,6) из
уравнения равновесия:
^пр=Ри/кЛ; рн=“ кг/см2, (367)
/кл
где /кл — проекция поверхности клапа-
на, омываемой жидкостью под
давлением, в см2:
Рпр—усилие сжатия пружины
в кг.
Преобразуя формулу (366), полу-
чим следующее выражение для расче-
та площади щели клапана:
. Q _
0,885р. Др ’
Фиг. 171. Схема действия сил на по-
верхность контакта клапана с сед-
лом.
где /—искомая площадь щели клапана в мм2;
Q — расход жидкости в л/мин;
р. — коэффициент расхода: р*=0,62;
Др —перепад давления в клапане в кг1см2.
Скорость жидкости в подводящем канале предохранительного кла-
пана выбирается не более 15 м/сек, хотя в отдельных случаях она
доводится до 30 м/сек.
Размеры опорной поверхности седла должны быть такими, чтобы
удельное давление не превышало допустимой величины: для стали —
не более 800 кг/см2 и для специальных бронз — до 300 кг/см2.
Давление жидкости при открытии и закрытии
клапана. Важной характеристикой клапана является стабильность
поддерживаемого им давления при различных расходах жидкости через
клапан и отсутствие гистерезиса давления в переходных режимах.
Причинами, приводящими к нарушению стабильности давления и
появлению гистерезиса, являются в основном трение деталей клапана
и неудовлетворительная характеристика (жесткость) пружины, а так-
же нестабильность действующих на клапан сил давления жидкости.
Очевидно, что чем жестче пружина и чем выше трение, тем боль-
шей будет нестабильность давления.
17*
25?
Типовая характеристика клапана по расходу и давлению представ-
лена на фиг. 172.
Для получения стабильного давления применяют клапаны с эла-
стичными пружинами и минимальным трением, в частности клапаны,
у которых нагрузка осуществляется с помощью груза G (фиг. 173).
Давление
Давление
Давление
в ненце
закрытия
Точность регули-
рования расхода
Фиг. 172. Графики расхода предохранительного клапана в функ-
ции давления жидкости.
Очевидно, что в этой схеме перепад давления жидкости, обусловленный
грузом, независимо от высоты подъема клапана, а следовательно, не-
зависимо от расхода жидкости, будет постоянным.
Подобную характеристику клапана теоретически можно обеспечить
с помощью пружины бесконечно большой длины. При конечной длине
пружины, ограниченной часто габаритами агрегата, неизбежен разрыв
в давлениях жидкости в начале действия клапана и при полном его
открытии. Очевидно, если для прохода части жидкости, подаваемой
насосом, требуется
Фиг. 173. Схема грузово-
го предохранительного
клапана.
какое-то проходное сечение, для обеспечения
которого клапан должен быть поднят на опре-
деленную величину, то для прохода всей жидко-
сти, подаваемой насосом, проходное сечение дол-
жно быть большим, т. е. клапан должен быть
поднят на большую высоту, а следовательно,
давление жидкости в результате сжатия пружи-
ны увеличится.
Фиг. 174. Характеристики предохранительного
клапана.
На фиг. 174 изображены кривые зависимости давления от расхода
жидкости для клапана с пружинами, имеющими различные характе-
ристики. На диаграмме соответственно обозначены рн—-давление в на-
чале открытия клапана и pi и Рг— давления при проходе через клапан
максимального расхода жидкости.
260
Для пружин, характеристики которых выражены кривыми а и Ь,
разница в давлениях рн и pi соответственно составляет
&Р=Р1~РВ>
кр=р2-рн.
Для получения стабильного давления при разных расходах более
приемлема характеристика пружины, выраженная кривой Ь.
Кривая характеризует изменение давления при уменьшении рас-
хода жидкости через клапан и показывает, что нулевому расходу при
закрытии клапана соответствует давление ро, более низкое, чем давле-
ние рн, которое соответствует давлению в начале открытия клапана при
цикле повышения давления. Разница в давлениях рн—pQ обусловлена
механическим трением в клапане. При известных условиях (см. стр. 219)
эта разница в давлениях (ступенька) может быть значительной.
Разница в давлениях рн и ро может возникнуть также в результате
нестабильности сил давления жидкости, действующих на клапан. Из
фиг. 171,6 видно, что перед отрывом клапана от седла усилие пружины
уравновешивается давлением жидкости, действующим на проекцию
омываемой поверхности клапана, которой для герметичного клапана
будет площадь сечения отверстия d. После того как клапан оторвется
от своего гнезда, жидкость проникнет в щель, образованную седлом и
конусом клапана, и вследствие этого площадь, на которую будет дей-
ствовать давление жидкости, увеличится на величину проекции площади
седла. Очевидно, что давление у внутренней кромки контакта клапана
с седлом будет равно рабочему давлению pi, тогда как у внешней
кромки щели оно понизится до величины р2, равной давлению на вы-
ходе из клапана. Учитывая конусность поверхностей, образующих рас-
сматриваемую щель, изменение величины давления от pi до р2, можно
принять происходящим по закону, изображенному на фиг. 171,6 за-
штрихованными площадками.
В соответствии с этим условие равновесия сил, действующих на
клапан в момент закрытия, определится из выражения
(368)
где /гн —проекция пояска гнезда на плоскость, перпендикулярную оси:
___ X (£)2 --- (ft)
ГН ~А
/>—среднее давление, действующее на этот поясок после отрыва
клапана от седла;
D и d—соответственно диаметры большой и малой окружности конуса
(щели) гнезда (см. фиг. 171, б).
Для определения дополнительных усилий давления жидкости, дей-
ствующих на поверхности рассматриваемой щели, пользуются средним
значением давления рСр:
Pcp=0,45(pi — р2). (369)
Отсюда давление, при котором клапан закроется,
Рзлк
/кл 0 » 45/гН
(370)
261
Для клапана, изображенного на фиг. 171, а, давление, при котором
закроется клапан, составит
^*пр
/?зак=~; ' >
/к л
где
(371)
Следовательно, давление в момент закрытия этого клапана будет равно
Давлению в начале его открытия.
Очевидно, что при недостаточной герметичности клапана рассмот-
ренное выше дополнительное усилие от давления жидкости в щели гнезда
должно войти в баланс сил, действующих в момент отрыва клапана от
седла при его открытии, ввиду чего подобный клапан откроется при
величине давления ниже рассчитываемой по выражению (367). Если при
этом допустить, что среднее давление в щели гнезда клапана до его
открытия равно значению, приведенному в выражении (369), то давле-
ние в начале открытия клапана рн будет равно давлению закрытия
его Рзак и должно вычисляться по выражению (370) .
Указанный разрыв в давлениях открытия и закрытия клапана мож-
но уменьшить изменением ширины опорной поверхности гнезда; при
опорной поверхности в виде острой кромки (см. фиг. 171, а) этот раз-
рыв должен полностью исчезнуть.
Требование минимальной ширины седла обусловлено также и тем,
что при широком седле возникает трудность герметизации и возможно
попадание на седло механических частиц, загрязняющих жидкость.
Седло должно иметь вид блестящего ровного кольца шириной около
0,25 мм.
Следует отметить, что разница в давлениях при различных расхо-
дах жидкости в конусном клапане обусловлена также и тем, что с уве-
личением подъема клапана эффективная площадь, на которую дей-
ствует жидкость, уменьшается. Так, например, при закрытом клапане
(см. фиг. 171, а) жидкость будет действовать по сечению диаметра d,
тогда как при открытом клапане эффективное сечение определится диа-
метром d\.
Действие на клапан гидродинамических сил потока
жидкости
Помимо рассмотренных выше статических сил, на клапан действует
гидродинамическая сила, представляющая собой реакцию потока жид-
кости на клапан, что во многих случаях может служить причиной на-
рушения работы клапанных агрегатов. В частности, эта сила может
нарушить устойчивость следящей гидравлической системы с клапанным
распределителем, а также может нарушить устойчивость и вызвать
автоколебания предохранительных, редукционных и других агрегатов
клапанного типа.
Из схемы посадочных мест тарельчатого клапана, показанной на
фиг. 175, а, видно, что по мере открытия клапана изменяются скорости
потока жидкости через щель между клапаном и седлом, а следователь-
но, изменяется давление жидкости в этой щели.
Давление жидкости в щели клапана можно вычислить из уравне-
ния Бернулли для потока идеальной жидкости:
262
= const,
(372)
где Pep —среднее давление в щели клапана в кг/см2\
и — скорость жидкости в щели клапана в м!секя
Из выражения (372) видно, что при изменении скорости жидко-
сти и, происходящем при изменении положения клапана (размера
щели), также изменяется и давление в щели.
Допустим, что скорость потока жидкости и в результате подъема
клапана увеличивается. Тогда среднее давление рСр в щели понизится,
вследствие чего нарушится равновесие сил, действующих на клапан,
который под действием усилия пружины начнет опускаться. Это при-
ведет в свою очередь к понижению скорости и соответственно ;— к уве-
личению среднего давления в щели, что вызовет вследствие нарушения
равновесия сил открытие клапана. В результате могут возникнуть ко-
лебания клапана.
Фиг. 175. Посадочные места клапана.
г * •
в клапанах проходных окон во всех
Нетрудно видеть, что дина-
мические силы могут вызвать
в клапанных распределителях
следящих систем (см. стр. 341)
при наличии упругостей и люф-
тов в механизме привода кла-
пана колебания системы высо-
кой частоты. Опасность этих
колебаний в подобных систе-
мах особенно реальна, прини-
мая во внимание, что перекрытие
случаях равно нулю.
Очевидно, что чем выше перепад давления в клапане и чем шире
кромка (поясок), по которой клапан посажен в гнездо, т. е. чем больше
разность диаметров клапана по нижнему и верхнему сечениям (Dx—D2,
см. фиг. 155), тем большим будет гидродинамический эффект, который
при известных соотношениях величины давления и разности (Dx—D2)
может быть значительным..
Схема, изображенная на фиг. 175, б, в этом отношении имеет пре-
имущество перед схемой, показанной на фиг. 175, а.
Способы компенсаций нестабильности давле-
ния, обусловленной жесткостью пружины.- Из схемы
тарельчатого клапана, представленной на фиг. 171, а, видно, что, кроме
рассмотренных выше статических сил давления жидкости [см. выраже-
ния (353) и (355)], на клапан будет действовать в том же направлении
динамическая сила R, равная
/?= Qp (их — и sin а),
(373)
где Q — секундный расход жидкостей через клапан;
и и их— средняя скорость потока жидкости соответственно в щели клапа-
на и на подходе к ней в секунду;
/ — площадь сечения щелей (потока);
а —угол отклонения потока в щели клапана (см. фиг. 171, а);
р — плотность жидкости.
Следовательно, увеличением угла а отклонения потока жидкости
можно получить при больших расходах значительную реакцию потока
на клапан, которая может быть использована для улучшения его харак-
теристики. Для этой цели применяются клапаны с обратным конусом
(фиг. 176, а). При известном конструктивном оформлении в клапане
возникнут вследствие большого угла отклонения потока жидкости зна-
263
чительные динамические силы. Место дросселирования потока перене-
сется частично на внешнюю кромку клапана, поэтому увеличится пло-
щадь, на которую действует давление жидкости.
Таким образом, динамическая сила жидкости, воздействующая на
клапан, частично компенсирует возрастающее с подъемом клапана уси-
лие сжатия пружины. Характеристика этого клапана в значительной
степени будет зависеть от угла при вершине конуса.
Конструктивная схема клапана с одинарным обратным конусом
представлена на фиг. 177.
птпп
Злюра аз-
бы точно г о
да&ления
на клапан
Фиг. 176. Посадочные места клапанов с обратным
конусом.
Фиг. 177. Клапан с об-
ратным конусом.
Дальнейшей компенсации сил можно достигнуть применением кла-
пана с двухступенчатой конусностью посадочного места (см. фиг. 176,6).
Выбором соответствующих параметров изменяют давление между пер-
вой и второй ступенями, которое, действуя на кольцевую площадь кла-
пана между этими ступенями, будет развивать дополнительное усилие,
действующее со стороны жидкости на клапан, что улучшит стабильность
давления жидкости.
Испытания подобного клапана показали, что можно получить го-
ризонтальную характеристику клапана, т. е. практически устранить за-
висимость перепада давления от расхода жидкости.
Предохранительные клапаны с серводействием
Для уменьшения нестабильности давления жидкости служат кла-
паны, в которых нагрузочная пружина, применяемая в рассматривае-
мых выше клапанах простого действия, заменена небольшим вспомо-
гательным шариковым клапаном 6 (фиг. 178, а). Нетрудно видеть, что
при стабильности давления над поршнем 3 будет обеспечено также ста-
бильное давление жидкости независимо от расхода. Для этого полость
рабочего давления 1 клапана через жиклерное отверстие 2 соединена
с полостью 4, давление в которой, действуя на поршень 5, удерживает
совместно с пружиной 8 клапан 9 в закрытом положении. Указанный
клапан будет закрыт до тех пор, пока рабочее давление рз в полостей 4
не преодолеет действие пружины 7 и не откроет шариковый клапан б.
После открытия шарикового клапана 6 давление жидкости в полости 4
вследствие дроссельного действия жиклера 2 упадет по сравнению
с давлением в полости 1 и клапан 9 приподнимется, а давление в по-
лости 1 понизится до величины, при которой расход жидкости через
шариковый клапан будет равен тому количеству жидкости, которое
поступит в полость 4 через жиклерное отверстие.-Изменением усилия
264
предварительного сжатия пружины 7 шарикового клапана 6 можно из-
менять регулировку (настройку) основного клапана 9. Так, например,
при увеличении усилия сжатия пружины 7 шарикового клапана давле-
ние, при котором произойдет открытие этого клапана, повысится, а сле-
довательно, повысится и рабочее давление в камере 1 до величины, при
которой будет достигнуто равновесие сил, действующих на поршень 3
клапана 9,
Диаграмма, представленная на фиг. 178, б, показывает, что по до-
стижении р\ рабочее давление сохраняется постоянным независимо от
Фиг. 178. Предохранительные клапаны с серводейст-
вием.
величины расхода жидкости через предохранительный клапан (ось ор-
динат). До повышения давления до величины р, при котором начинает
действовать шариковый клапан 6 (см. фиг. 178, а), расход жидкости
отсутствует. При давлении р шариковый клапан 6 отрывается от своего
седла и начинает пропускать какое-то количество жидкости. Однако до
тех пор, пока давление не повысится до величины pi, основной клапан
будет закрыт и расход жидкости через клапан в интервале давлений
от р до pi определится лишь расходом через шариковый клапан. Сече-
ние этого клапана должно быть в 5—6 раз больше сечения жиклерного
отверстия 2.
Для дистанционного управления (отключения) клапана предусмот-
рен канал 5.
Рассмотренный клапан часто выполняется по схеме, представлен-
ной на фиг. 178, в.
Место установки клапанов. Клапаны устанавливают
ближе к тем агрегатам, для предохранения которых они предназначены.
265
Для сглаживания (срезания) мгновенно нарастающих пиков давлений
(типа давлений, развивающихся при гидравлическом ударе), устанав-
ливают предохранительные клапаны прямого действия (см. фиг. 166——
170) с минимальной величиной массы подвижных частей. Практика
показывает, что клапаны с серводействием (см. фиг. 178) не следует
применять в системах, в которых возможно мгновенное нарастание
давления. Как видно из приведенной схемы, смещение плунжера 6
этого клапана может произойти лишь после того, как будет открыт
шариковый вспомогательный клапан 2 и жидкость, заполняющая
камеру 5, устремится в бак. Очевидно, что неизбежное в этом случае
затормаживание клапана 6, хотя и не превышает сотых долей секунды,
может вызвать большой заброс давления, приводящий к разрушению
трубопровода или порче манометров и других приборов.
Колебания (вибрации) клапанов. Предохранительный
клапан представляет собой систему, находящуюся в состоянии равнове-
сия под действием силы пружины и силы давления жидкости, а следо-
вательно, он имеет определенную частоту собственных колебаний. Ввиду
этого в клапанах могут возникать в переходных режимах вследствие
инерции поршня клапана и пружины колебания (вибрации), которые
в условиях резонанса вызовут колебания во всей гидравлической систе-'
ме, а также усталостное разрушение пружин.
При внезапном увеличении расхода жидкости клапан, обладающий
инерцией, поднимается с некоторым запаздыванием. Резкое возраста-
ние давления под клапаном выводит его за пределы нового равновес-
ного положения, соответствующего новому расходу: излишне большое
открытие клапана вызывает падение давления, которое в свою очередь
приводит к излишне большому закрытию клапана. В результате
клапан вступает в автоколебания, происходящие обычно с высокой
частотой.
Источником колебаний клапанов при известных условиях могут
быть указанные выше гидродинамические силы, а также различные
внешние и внутренние возмущения, основным из которых являются
пульсация подачи жидкости насосом. Возникновению и поддержанию
этих колебаний способствует воздух, не растворенный в жидкости.
Наиболее опасным является случай, когда частота возмущающих
импульсов совпадает или кратна частоте собственных колебаний кла-
пана, определяемой массой плунжера и пружины, а также присоединен-
ным объемом жидкости, так как при этом наступят резонансные коле-
бания большой амплитуды. При испытаниях наблюдается, что ампли-
туда колебаний плунжера редукционного клапана золотникового типа,
установленного в системе шестеренного насоса, достигает величины
2,5 мм при практически постоянной частоте колебаний 310--370 гц, ко-
торая не зависит от чисел оборотов шестеренного насоса системы в ин-
тервале от 1000 до 2800 в минуту.
Рассмотренные келебания аналогичны возбужденным колебаниям
маятниковой системы. Следовательно, для устранения резонансных
явлений необходимо создать такое сопротивление при перемещении кла-
пана, сила которого была бы по возможности пропорциональна скорости
его перемещения. Такой силой обычно является сила гидравлического
сопротивления. Ввиду этого наиболее эффективным способом обеспе-
чения устойчивости или уменьшения амплитуды колебаний клапанов
служит гидравлическое демпфирование. Испытания показывают, что
клапаны с надежными демпфирующими устройствами (см. фиг. 168
и 169) сохраняют устойчивость при любых условиях возбуждения. Оче-
видно, что степень демпфирования клапанов зависит от величины дрос-
селирующего канала, размер которого подбирается экспериментально.
Клапаны с короткой жесткой пружиной менее подвержены колебаниям
266
(вибрации), чем клапаны с эластичными пружинами, хотя стабильность
давления в зависимости от расхода в них будет менее благоприятной,
чем в последних.
Дифференциальные клапаны
Для уменьшения усилий и размеров пружин, которые при больших
давлениях и расходах жидкости сильно увеличиваются, применяют диф-
ференциальные клапаны с гидравлическим уравновешиванием некото-
рой части усилия, развиваемого давлением жидкости на клапан. В боль-
шинстве случаев это уравновешивание осуществляется при помощи
дополнительного поршня 2, связанного с основным поршнем 1 клапана
(фиг. 179). Очевидно, в этом случае пружина 3 уравновешивает лишь
давление жидкости, действующее на площадь, равную разности пло-
щадей поршней 1 и 2.
Фиг. 179. Предохранительный клапан дифференциального
типа и график его работы.
Усилие предварительного сжатия пружины для этого клапана нахо-
дим из уравнения
кг, (374)
где d\ и с?2 — диаметры поршней 1 и 2 в см.
Приведенное уравнение показывает, что данная схема позволяет
применить независимо от величины расхода жидкости через клапан и ее
давления пружину столь малого усилия, насколько это допускают силы
трения плунжера. Очевидно, что чрезмерное уменьшение эффективной
площади клапана, т. е. уменьшение разности площадей поршней 1 и 2,
приведет к тому, что пружина не сможет преодолеть силы трения плун-
жера золотника, или, если пружина даже и преодолеет эти силы, то доля
трения плунжера в балансе сил, действующих на него, будет настолько
большой, что клапан не сможет удовлетворительно выполнять свою
функцию из-за большого гистерезиса трения.
Последнее нетрудно видеть из схемы, приведенной на фиг. 179, б
представляющей диаграмму зависимости величины открытия (подъема)
клапана и давления, вызванного сжатием пружины (см. также
фиг. 172).
В том случае, когда трением плунжера можно пренебречь, зависи-
мость подъема h клапана от давления жидкости (или давления от
величины подъема) [см. уравнение (366)] можно выразить линией 2Г
наклон которой дает характеристику пружин. Началу действия клапана
в этом случае соответствовало бы минимальное давление. В действи-
тельности при наличии трения начало открытия клапана произойдет
при более высоком давлении. Следовательно, чем большей будет доля
сил трения в балансе сил, действующих на клапан, тем большим ока-
’ жется гистерезис трения.
Диаграмма (см. фиг. 179, б) построена в предположении, что силы
трения покоя равны силам трения при движении. Однако, так как силы
трения покоя больше сил трения при движении, процесс протекает
несколько иначе, в частности, открытие клапана произойдет при еще
более высоком давлении. Кроме того, после начала движения плунжера
давление понизится, так как сила трения упадет, в результате чего
плунжер клапана может «проскочить» через равновесное положение.
Фиг. 180. Предохранительные клапаны дифференциаль-
ного типа.
Дальнейшее смещение плунжера клапана после его остановки в ту или
иную сторону произойдет лишь в том случае, если разность давлений
достигнет величины, способной преодолеть усилие сжатия пружины и
силы трения плунжера. Учитывая эти силы трения, зависимость подъема
клапана от величины давления, можно выразить наклонной линией 5.
В этом случае давлению при полном расходе будет соответствовать
определенная величина подъема клапана, которая в свою очередь соот-
ветствует определенному усилию сжатия пружины. Если давление, до-
стигнув этой величины, начнет уменьшаться, то клапан на некоторое
время зависнет в поднятом положении, пока пружина не преодолеет
сил трения плунжера, после чего клапан начнет опускаться (кривая 1}
и при некотором давлении полностью закроется. Заштрихованная пло-
щадка диаграммы характеризует гистерезис трения.
Варианты конструкций клапанов дифференциального типа представ-
лены на фиг. 180. Опоры а применены для уменьшения эксцентричности
действия пружины: хвостовик опоры а (см, фиг. 180, а) служит огра-
ничителем открытия клапана, введенным для защиты пружины от не-
допустимого обжатия.
При высоком расходе жидкости усилие пружины можно уменьшить,
объединив функции разгрузочного золотника и клапана по схеме, при-
268
Фиг. 181. Дифференциальный предохрани-
тельный клапан с демпфером.
веденной на фиг. 181. Плунжер 2 золотника благодаря тому, что диа-
метры его поясков 6 и 7 равны, разгружен от сил давления жидкости,
протекающей через золотник.
Пружина 1 клапанной части
золотника воспринимает лишь
усилие давления жидкости на
хвостовик 3 плунжера 2. Диа-
метр этого хвостовика может
быть любых малых размеров,
при которых обеспечивается
требуемая чувствительность
клапана. Подвод жидкости в
камеру 4 клапанной части осу-
ществляется через жиклер 5,
являющийся одновременно и
демпфером.
К рассмотренному выше типу относится клапан, схема которого
изображена на фиг. 182. Площадью, на которую действует давление
жидкости, воспринимаемое пружиной клапана, является площадь плун-
жера /; проходное сечение для жидкости определяется величиной
плунжера 2.
а)
Фиг. 182. Схемы предохранительного клапана с пружиной малого усилия.
Усилие пружины 3 рассчитывается по формуле
где f—площадь плунжера 1.
(375)
269
При преодолении жидкостью, действующей на плунжер /, этого
усилия клапан 1 переместится вверх и соединит насос с линией, веду-
щей в бак (см. фиг. 182,6).
Теоретически в этом клапане может быть применена при любом
большом сечении для прохода жидкости пружина любого малого уси-
лия. Однако ввиду сил трения плунжеров 1 и 2 (см. фиг. 182, а) огра-
ничивается выбор соотношения диаметров этих плунжеров. Очевидно,
что при известных соотношениях силы давления жидкости на активную
'площадь плунжера 1 и сил трения плунжеров 1 и 2 работа клапана
вследствие большого гистерезиса трения и большой разницы в давле-
ниях начала открытия и закрытия клапана нарушится (см. фиг. 179,6).
Величина сил трения зависит от многих факторов, которые были
рассмотрены выше. Как показали опыты, эти силы для плунжера, диа-
метр которого равен 8-4-12 мм, при давлении жидкости 150 кг!см2 могут
достигнуть величины 24-4 кг.
Предохранительные клапаны стержневого типа
Недостатком рассмотренных предохранительных клапанов является
то, что усилие, с которым клапан прижимается к своему гнезду, перед
его открытием уменьшается, что сопровождается потерей герметичности.
Для сохранения герметичности желательно, чтобы клапан перед откры-
тием имел ступеньку в давлении. Схема подобного предохранительного
клапана представлена на фиг. 183. Подвижная часть этого клапана,
выполненная в виде поршенька 5, который служит седлом для шари-
Фиг. 183. Схема и диаграмма работы предохранительного
клапана стержневого типа.
кового клапана 2, перемещается при повышении давления и сжимает
пружину 6. После того как шарик 2, закрывающий канал 4, ведущий
в резервуар, придет к стержню 5, площадь, на которую действует дав-
ление жидкости, уменьшится на величину площади отверстия, перекры-
ваемого шариком 2, вследствие чего равновесие сил нарушится и дви-
жение поршенька 3 клапана прекратится и возобновится лишь тогда,
когда давление возрастет до величины, способной преодолеть при ука-
занном уменьшении площади клапана усилие пружины 6. В результате
этого перед открытием клапана образуется ступенька в давлении. После
того как будет преодолена эта ступенька, шарик оторвется от своего-
седла и откроет проход жидкости через отверстие в поршне 3 клапана.
На фиг. 183,6 приведена диаграмма работы указанного клапана.
Кривая а, характеризующая усилие, для обычного клапана представ-
ляет собой до момента отрыва его от седла прямую линию. В этом
случае увеличение предварительного натяжения пружины будет увели-
чивать лишь наклон этой линии.
270
Рассмотренный выше обычный клапан (см. фиг. 166, а) будет при-
жат к седлу при нулевом давлении жидкости усилием предварительного
натяжения пружины, равным [см. выражение (367)}
P~pmf=p~ = kd>. (376)
4
р
В момент начала отрыва этого клапана от гнезда усилие пружины
уравновешивается давлением жидкости на клапан, а следовательно,
усилие, с которым клапан будет прижат к седлу, равно нулю.
В клапане с упорным стержнем (см. фиг. 183, а) шарик 2 при нуле-
вом давлении прижимается к седлу лишь небольшим усилием пружи-
ны 7, удерживающей шарик 2 в требуемом положении. При увеличении
давления это усилие увеличивается, и поршенек 3, несущий шарик 2,
перемещается и сжимает пружину 6.
При давлении рг, равном части рабочего давления, при котором
клапан должен открыться, шарик придет к упорному стержню. Давле-
ние Р2 можно вычислить по формуле
Z)2—а!2
/Wi—7^—> (377)
и**
где pi — рабочее давление, на которое отрегулирован клапан;
D и d — диаметры поршенька 3 и проходного отверстия в нем.
Очевидно, что для уменьшения утечки отношение (D2—d2)/D2 долж-
но быть максимальным.
.После того как шарик придет к упорному стержню, клапан дей-
ствует как обычный, однако усилие (см. наклон кривой Ь), с которым
этот клапан перед началом открытия будет прижат к своему седлу,
в обычном клапане можно достичь лишь путем очень большого пред-
варительного натяжения пружины.
Из фиг. 183,6 видно, что это натяжение пружины для получения
указанного усилия (отмечено пунктирной линией) должно быть рав-
ным [см. также выражение (376)] k(D2—d2). Усилие, с которым клапан
действует в этом случае на свое седло, представлено на фиг. 183, б
пунктирной линией; заштрихованная площадь характеризует параметры
рассматриваемого клапана.
Применение на поршне мягкого уплотнительного кольца повышает
устойчивость клапана против колебаний, однако ввиду трения этого,
кольца увеличивается гистерезис в давлении открытия и закрытия.
К недостаткам клапана с уплотнительным резиновым кольцом следует
также отнести износ кольца. Поэтому в агрегатах, предназначенных
для длительной эксплуатации, уплотнительные резиновые кольца не
применяются и уплотнение создается за счет малого зазора посадки
поршенька в цилиндрике.
На фиг. 184 изображены конструкции рассматриваемого клапана.
Недостатком конструкции клапана, показанной на фиг. 184, а, является
уменьшенное проходное сечение ввиду наличия стержня /, который
устранен в конструкции, представленной на фиг. 184,6. В этой кон-
струкции для увеличения проходного сечения применен конусный кла-
пан 2, который после прихода заплечиков к упору отрывается от дви-
жущегося седла 3 и открывает проход жидкости.
На фиг. 185, а изображен клапан другой конструкции этого типа,
применяемый при давлении 300 ат. Указанный клапан не реагирует на •
кратковременные колебания давления, которые в данном случае демп-
фируются поршнем а, располагающим известной свободой перемеще-
ния. Конструктивный вариант этого клапана, применяемый при больших
расходах жидкости, изображен на фиг. 185,6.
271
а)
Фиг. 184. Предохранительные клапаны стержне-
вого типа.
Фиг. 185. Предохранительные клапаны стержневого
типа с демпфером.
272
Редукционные клапаны постоянного давления
Редукционные клапаны (или редукторы) применяются в тех слу-
чаях, когда от одного источника питается несколько потребителей с раз-
ными давлениями. Источник давления (насос) рассчитывается на
максимальное давление, необходимое для питания одного из потреби-
телей. Снижение давления для питания других потребителей осуще-
ствляется указанными редукционными клапанами.
В отличие от предохранительного клапана, который является за-
крытым двухходовым клапаном с пружинным противодействием и
управляющей линией, соединенной с входным окном, редукционный
клапан — открытый (также двухходовой), с пружинным противодей-
ствием и управляющей линиеи,
соединенной с выходной линией
(фиг. 186). Плунжер удерживает-
ся в открытом положении проти-
водействующей пружиной до тех
пор, пока вторичное пониженное
давление не возрастет до величи-
ны, обусловленной усилием этой
пружины, после чего плунжер бу-
дет перемещаться в сторону за-
крытия прохода канала, ведущего
от источника высокого давления
в зону низкого (редуцированного)
давления.
Рассматриваемый редуктор
представляет собой плунжер 2
(см. фиг. 186) с конусной голов-
Фиг. 186. Схемы редукционного клапана,
кой на конце. Усилием пружины 1
плунжер 2 отжимается вправо и открывается проход жидкости от ли-
нии 3 высокого давления к линии 4 пониженного (редуцированного) дав-
ления (см. фиг. 186, а). После того, как давление в этой линии повысится
до величины, на которую рассчитана пружина 1, плунжер 2 под дейст-
вием давления жидкости переместится влево и частично или полностью
перекроет доступ жидкости в линию пониженного давления (см.
фиг. 186, б).
Очевидно, что клапан будет открыт при условии
и закроется при
к
где Р1П и Р2пр —соответственно усилие сжатия пружины для закрытого
и открытого клапана; практически можно принять
Лпр ^2пр>
рред — заданное редуцированное давление;
fK= —----площадь сечения плунжера 2 (см. фиг. 186, а).
4
На фиг. 187 изображена принципиальная схема клапана, отличаю-
щаяся от схемы, рассмотренной выше. Жидкость от общей гидроси-
стемы подводится к каналу 6 и, пройдя клапан 4, через канал 3 посту-
пает к потребителю пониженного давления. Клапан 4 удерживается
в открытом состоянии пружиной 1, которая воспринимает как усилие
давления жидкости в полости 7 на тарелку клапана 4, так и давление
жидкости в полости 8, действующее на диафрагму 2.
После того как давление в полости S, соединенной с каналом 3, ве-
дущим к потребителю пониженного давления, поднимется выше уста-
18 1246
273
новленной величины, пружина 1 сожмется и жидкость в полости 7 за-
кроет клапан 4 или полностью, или прикроет его в такой степени,
чтобы он редуцировал давление за счет дросселирования жидкости
в проходном сечении.
Фиг. 187. Схема редукционного клапана диафрагменного типа.
При понижении давления в камере 8 пружина 1 отожмет клапан 4
и жидкость свободно начнет проходить от канала 6 к каналу 3.
Камеру 5, в которую входит хвостовик клапана 4, можно исполь-
зовать в качестве демпфера.
ДРОССЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Дроссельные устройства применяются главным образом для огра-
ничения расхода жидкости, поступающей к тому или другому агрегату
с целью регулирования скорости движения выхода этого агрегата.
Дроссельное регулирование является одним из наиболее распро-
страненных способов регулирования расхода жидкости гидравлическими
агрегатами. В частности, дроссельные устройства применяются для ре-
гулирования скоростей приводов прямолинейного
й
движения и числа
Фиг. 188. Схемы дроссельных каналов.
оборотов валов гидравлических моторов самолетных гидросистем, а так-
же для регулирования расхода горючего в авиационных двигателях
и т. д., т. е. в тех случаях, когда необходимо обеспечить постоянный рас-
ход жидкости независимо от величины давления жидкости, подводимой
к регулятору.
Дроссель представляет собой сопротивление, установленное в соот-
ветствующих магистралях системы.
Наиболее простым видом дросселя являются кран (фиг. 188, а) и
игольчатый вентиль (фиг. 188,6). Последний отличается плавностью
регулирования, так как полному открытию или закрытию вентиля соот-
ветствует несколько оборотов винта.
Дроссели, в которых регулирование сопротивления осуществляется
изменением сечения проходного канала, имеют принципиальный недо-
статок, заключающийся в явлении облитерации (см. стр. 63) и засо-
274
рении проходного канала, в особенности при малых его сечениях. Так
как при уменьшении периметра проходного сечения дросселя умень-
шается вероятность его засорения, то размер периметра следует выби-
рать минимальным. Следовательно, лучшими являются дроссели с мень-
шим отношением периметра сечения канала для прохода жидкости
к площади этого сечения и с наиболее короткими проходами для
жидкости.
Влияние облитерации дроссельных каналов можно уменьшить со-
зданием импульсных (пульсирующих) потоков рабочей жидкости пу-
тем пульсирующих изменений перепада давления в проходном сече-
нии, а также специальной очисткой масел.
Фиг. 189. Схемы дросселей.
Для устранения засорения применяются дроссели, в которых уве-
личение сопротивления достигается удлинением дросселирующего ка-
нала (фиг. 189, а) или увеличением количества местных сопротивлений
(см. фиг. 189, б).
В дросселе, изображенном на фиг. 189, а, сопротивление создается
увеличением длины дросселирующего канала, которым является вин-
товая канавка, выполненная на пробке 2, плотно пригнанной к корпусу 1,
Жидкость подводится к дросселю по каналу 3 и затем через винтовую
канавку направляется к каналу 4, откуда поступает в систему. Ввин-
чиванием или вывинчиванием пробки 2 можно изменять длину дроссе-
лирующего канала, а следовательно, регулировать сопротивление дрос-
селя.
Особенностью такого дросселя является зависимость в значитель-
ной мере сопротивления от вязкости жидкости. Поэтому он может быть
применим в тех случаях, где требуется, чтобы дроссель имел минималь*
ную зависимость расхода жидкости от перепада давления.
18* 275
Для уменьшения зависимости расхода (сопротивления) от вязко-
сти жидкости желательно применять тип дросселя, близкий к диафраг-
менному, в котором потеря напора обусловлена главным образом так
называемыми потерями на удар или инерционным сопротивлением (по-
терями на сообщение частицам жидкости ускорения) и лишь в незна-
чительной степени — потерями на преодоление вязкостного сопротивле-
ния жидкости.
Для самолетных гидросистем, работающих- в условиях различных
температур, наиболее приемлем диафрагменный дроссель, в котором
потери напора от трения жидкости сведены до минимума. Следова-
тельно, приведенная на фиг. 188, в схема дросселя, в котором расход
жидкости регулируется отверстием с острой кромкой, имеет преимуще-
ство по сравнению со схемой дросселя того же типа, изображенной на
фиг. 188, б. Регулирование сопротивления может быть осуществлено
применением дроссельной иглы 2 (см. фиг. 188, г), при помощи которой
изменяется сечение дроссельного отверстия. Для уменьшения толщины
дроссельных кромок диафрагма обычно выполняется в виде шайбы 1
с конусным входом. В этом случае толщина кромки с может быть равна
0,24-0,5 мм.
Практика показывает, что при такой толщине кромки вязкостное
сопротивление становится ничтожно малым по сравнению с общим со-
противлением дросселя, ввиду чего для распространенных вязкостей
расход жидкости через дроссели этого типа, в особенности через дрос-
сели без регулировочной иглы, практически не зависит от величины
вязкости.
Для уменьшения потерь напора, обусловленных трением жидкости,
с одновременным уменьшением возможности засорения проходного ка-
нала применяется дроссель, состоящий из набора шайб (пластин) с от-
верстиями диаметром 0,54-1,5 мм. Дроссель, изображенный на фиг.
189, б, регулируется на требуемое сопротивление путем соответствую-
щего набора шайб.
Расчет дросселя. Потеря напора в пластинчатом дросселе
с отверстием сострой кромкой (см. фиг. 188, г) в основном возникает при
проходе жидкости через дроссельные отверстия (вследствие потерь на
удар), ввиду чего при практических расчетах этих дросселей можно
применять формулу для расчета расхода при истечении жидкости из
отверстия в тонкой стенке [см. выражение (66)], учитывая при этом
число пластин (диафрагм).
Сопротивление подобных дросселей вентильного типа (см.
фиг. 188, в) можно рассчитывать по формуле для вычисления местных
и27
потерь напора Дрм = £ — [см. выражение (67)], приняв значение коэф-
фициента местного сопротивления £ равным 1,84-1,9; для дросселей
вентильного типа с конусной щелью (см. фиг. 189,6) можно принять
^2.
Средняя скорость'потока жидкости в кольцевой щели этих дроссе-
лей вычисляется по* выражению
Q I
исм/сек,
KdS
где Q —расход жидкости в см^/сек;
d — средний диаметр кольцевой щели (отверстия) в см\
s—- номинальная ширина кольцевой щели в см.
При расчете дросселей кранового типа (см. фиг. 188, а) можно
также принять £==2, причем скорость потока жидкости и вычисляется
для наиболее узкого места щели.
276
Проходное сечение дросселя, в котором потери на трение жидкости
минимальные, часто рассчитывается (в случае минеральных масел) по
выражению
см?
(378)
где Q — расход жидкости в см3/сек;
Д/7 —перепад давления в дросселе в кг [см2.
Дроссельные устройства (регуляторы) постоянного расхода
Описанные выше дроссели обеспечивают стабильный расход лишь
при постоянных значениях перепада давления жидкости в дросселе,
ввиду чего применение их ограничено.
В простейших схемах гидравлического привода, изображенных на
фиг. 5, скорость движения поршня зависит от нагрузки, приложенной
к выходному штоку, и является нелинейной функцией нагрузки.
Зависимость перепада давления от нагрузки можно видеть из
схемы, изображенной на фиг. 5, б. В этой схеме дроссель (сопротивле-
ние) 2 установлен на линии, отводящей жидкость из нерабочей полости
цилиндра 3. При полном перекрытии сливного канала дросселем полу-
чим нулевую скорость движения поршня 6 и при полном открытии —
максимальную.
Условие равновесия сил, действующих на поршень, в этом случае
находим из уравнения
^Раб/ = С + ^пр/пр- (379)
где рраб — давление жидкости в рабочей полости цилиндра в кг/сж2;
f — площадь живого сечения рабочей полости цилиндра в см2;
G — усилие (нагрузка), приложенное к штоку поршня, в кг;
Рпр — противодавление (давление жидкости в нерабочей полости
цилиндра), в кг/см2;
fnp — площадь живого сечения поршня со стороны полости про-
тиводавления. в см2.
Левая часть уравнения, выражающая величину усилия, прило-
женного к поршню со стороны рабочей полости, будет для данной ре-
гулировки редукционного клапана 4 постоянной величиной. В соответ-
ствии с этим величина противодавления рПр изменяется с изменением
усилия G, увеличение которого сопровождается уменьшением противо-
давления, и наоборот.
Если пренебречь сопротивлением линии, соединяющей дроссель
с баком, то величиной перепада давления в дросселе, определяющей ско-
рость протекания жидкости через него, а следовательно, и скорость
движения поршня, является величина противодавления рПр-
Для стабилизации перепада давления в дросселе применяется
дополнительный редукционный клапан (см. фиг. 186) с автоматическим
регулированием сопротивления, который поддерживает постоянное дав-
ление у входа в щель дросселя.
Схема подобного регулятора представлена на фиг. 190. Регулятор
состоит из обычного дросселя 12 и редукционного клапана 2, поддержи-
вающего постоянное давление жидкости перед дросселем. Регулируе-
мая жидкость подводится к регулятору по каналу 4; пройдя щель 5
клапана, она через дроссель 12 поступает в отводной (сливной) канал 11.
Плунжер 3 клапана 2 находится под действием усилия пружины 1
и противодействующего ему давления на поршень 8 жидкости, подво-
димой в полость 9 из полости 13 дросселя 12.
277
В том случае, когда давление в полости 13 будет ниже значения,
на которое рассчитана пружина /, плунжер 3 переместится вправо и
жидкость свободно проходит из канала 4 к дросселю 12,
Если давление жидкости перед дросселем 12 увеличится по какой-
то причине сверх расчетной величины, равновесие сил, действующих на
плунжер 5, будет нарушено и последний, сжимая пружину /, начнет
перемещаться влево до тех пор, пока сопротивление щели 5 не восста-
новит нарушенного равновесия, т. е. пока давление в полостях 9 и 13
не станет равным расчетному давлению.
Для повышения чувствительности клапана передача усилий от пру-
жины 1 и поршня 8 на плунжер 3 осуществляется через игольчатые тол-
катели 7. Для уменьшения неуравновешенных радиальных сил давления
жидкости на плунжере 3 и поршне 8 выполнены разгрузочные кольце-
вые канавки. Кроме того, рабочие пояски плунжера 3 и поршня 8 имеют
1 2 3 \ 4 5 6 7 8 9 10
Фиг. 190. Схема дроссельного регулятора расхода жидкости.
небольшую конусность 0,002—0,003 мм, обращенную вершиной в сто-
рону высокого давления. Такая конструкция канавок способствует цен-
трированию плунжера и поршня (см. стр. 220), а следовательно, умень-
шает действие на них указанных сил давления жидкости.
Для того чтобы компенсировать возможные колебания давления
в сливной магистрали 11, жидкость из этой магистрали подводится
в полость 6,
Очевидно, что при использовании жидкости с постоянной вязкостью
подобный регулятор с дросселем пробкового типа сможет обеспечить
стабильность расхода и перепада давления жидкости в соответствии
с размерами дросселя. Однако вязкость применяемых жидкостей зави-
сит от температуры. Следовательно, для дроссельного регулятора кра-
нового типа (см. фиг. 190) с изменением температуры, при прочих оди-
наковых условиях, будет изменяться и расход жидкости через дроссель.
Это подтверждается результатами испытаний аналогичного регулятора,
для проведения которых применялись две жидкости вязкостью 5 и 40° Е.1
График этих испытаний представлен на фиг. 191, а. На оси абсцисс
отложены значения сечений f канала дросселя для разных положений
его пробки и на оси ординат — измеренный расход жидкости Q, а также
средняя ее скорость и в данном сечении щели дросселя и значение
коэффициента расхода ц, включающего коэффициент скорости и сжа-
тия струи. Значение коэффициента* расхода ц вычислено из отношения
Стеор
где .Q —расход жидкости через дроссель (по результатам испытаний);
1 «Вестник машиностроения», № 5, 1956.
278
QTeop “ теоретический расход жидкости без учета потерь, вычисленный
по уравнению
<2теор = /«теор = fV W •
Учитывая, что
Q Ilf И QTeop ^теор/"’
коэффициент расхода ц можно выразить отношением
и
р.=------
^теор
где и и « —-средние скорости потока жидкости в щели дросселя,
соответствующие расходам Q и QTeop;
./—площадь сечения щели дросселя в наиболее узком
месте.
18
14
22
18
14
10
U
м/сек
10 u
а
м)сек
191.
Графики результатов испытаний краново-
го (а) и диафрагменного (б) дросселей.
Результаты испытаний показывают, что средняя скорость и и рас-
ход жидкости Q, а следовательно, и значение коэффициента р для этого
типа дросселя в значительной мере зависят от вязкости жидкости, что
особенно заметно при малых сечениях дросселя. С увеличением сече-
ния дроссельного канала эта зависимость несколько уменьшается вслед-
ствие изменения в основном структуры потока.
Очевидно, что большую стабильность расхода при изменениях вяз-
кости жидкости можно получить, применяя регулятор с минимальной
длиной дроссельного пути, т. е. дроссель диафрагменного типа
(см. фиг. 188, в).
279
На фиг. 191,6 представлены результаты испытаний диафрагмен-
ного дросселя с регулирующей иглой (см. фиг. 188,в), проведенных
в тех же условиях, в которых испытывались дроссели кранового типа
(см. фиг. 191, а).
Приведенные графики показывают, что вязкость “жидкости оказы-
вает влияние на величину расхода и скорости потока главным образом
при малых сечениях дросселя. При увеличении сечения это влияние
уменьшается до ничтожной величины, которой можно пренебречь. Та-
ким образом, для увеличения стабильности расхода жидкости давление
перед дросселем желательно редуцировать до минимальной величины,
благодаря чему площадь сечения щели дросселя будет соответственно
Фиг. 192. Характеристики диафрагменного дросселя
малого расхода.
ной шайбе или применением нескольких
увеличена.
По-видимому, если из
рассмотренного диафраг-
менного дросселя изъять
регулировочную иглу 2
(см. фиг. 188, в), то влия-
ние вязкостного сопротив-
ления жидкости можно
еще больше уменьшить, а
следовательно, тем самым
можно уменьшить и зави-
симость расхода жидко-
сти через этот дроссель
от изменения температуры
жидкости. Подбор требуе-
мого расхода жидкости в
этом случае можно осу-
ществить выбором сече-
ния отверстия в дроссель-
шайб (см. фиг. 189,6),
а корректирование расхода — путем регулирования перепада давления,
осуществляемого пружиной 1 (см. фиг. 190).
Испытания подобных однодиафрагменных дросселей с диаметрами
отверстий от 0,5 до 1,2 мм и толщиной кромок с = 0,2 мм (см. фиг. 188, г),
проведенные с жидкостями вязкостью 2 и 36° Е, показывают высокую
стабильность расхода жидкости при изменении ее вязкости. Пренебре-
гая некоторым разбросом экспериментальных точек, результаты испы-
таний этого регулятора на обеих жидкостях можно представить общими
кривыми (фиг. 192), т. е. можно считать, что для указанного диапазона
вязкостей коэффициент расхода ц практически не зависит от вязкости
жидкости.
Результаты испытаний также показывают, что при использовании
этих жидкостей значение коэффициента ц с увеличением сечения дрос-
сельного отверстия изменяется незначительно. В соответствии с этим
расход жидкости через’ щель изменяется пропорционально площади
сечения дроссельного отверстия. Следует отметить, что в отдельных
случаях наблюдается даже некоторое повышение расхода жидкости
при увеличении вязкости, что можно объяснить изменением структуры
потока жидкости при увеличении ее вязкости.
Очевидно, что результаты последних испытаний (см. фиг. 192)
нельзя распространить на регулятор, результаты испытаний которого
представлены на фиг. 191,6, ввиду значительной разницы в сечениях
дросселей и расходах жидкости. Однако зависимость расхода жидкости
в функции вязкости, по-видимому, для обоих регуляторов будет каче-
ственно одинаковой.
Практика показывает, что для повышения стабильности расхода
жидкости, в особенности при малых его величинах, следует максимально
280
увеличивать диаметр дроссельного отверстия. При этом для сохране-
ния минимального расхода жидкости применяют несколько дроссель-
ных шайб (см. фиг. 189,6) и выбирают^ минимальный общий перепад
давления в дросселе 12 регулятора (см. фиг. 190), который доводят
в отдельных случаях до 0,3—0,5 кг/слт2. Возможность понижения пере-
пада давления лимитируется чувствительностью клапанной части
регулятора, для повышения которой следует увеличивать диаметр порш-
ня 8 при одновременном уменьшении диаметра плунжера 3\ соотноше-
ние диаметров в некоторых случаях доводят до 5:1.
Для повышения чувствительности регулятора, а также для воз-
можности понижения перепада давления поршень 8 заменяют эластич-
ной мембраной 10 (см. фиг. 190,6). Очевидно, что в этом случае рабо-
чую площадь задающей части клапана можно значительно увеличить,
а влияние сил трения уменьшить.
Оценивая преимущества и недостатки рассмотренных дросселей,
следует также отметить, что дроссель пробкового типа (см. фиг. 188 а,
и 190, а) имеет значительно больший диапазон регулирования, чем диа-
фрагменный (см. фиг. 188, в). Диапазон регулирования последнего при
малых расходах жидкости ограничен недопустимым сужением дрос-
сельной щели, что приводит к засорению щели (при достаточно узких
щелях на расход оказывает влияние облитерация щелей). Пробковый
дроссель удовлетворительно работает в диапазоне регулирования 1 : 30,
а диафрагменный с регулирующей иглой — лишь в диапазоне 1 : 20.
Очевидно, что диапазон регулирования диафрагменных дросселей
без иглы (см. фиг. 188, г и 189,6), осуществляемый путем смены дрос-
сельных шайб или подбора их количества, практически ограничен лишь
размерами корпуса регулятора. Следует указать, что одношайбовые
дроссели последнего типа могут обеспечить стабильный минимальный
расход жидкости 504-60 см31мин, тогда как в пробковых дросселях (см.
фиг. 188,а) этот расход практически ограничен величиной 120-4
150 см?! мин.
Применив пульсирующую подачу, при которой устраняется облите-
рация дроссельных отверстий, минимальное значение расхода жидкости
в многошайбовых дросселях можно понизить до 3—5 см3!мин. Указан-
ная пульсация обычно создается дросселированием с помощью сопла —
заслонки при вибрации заслонки с частотой 50 гц и амплитудой 15 мк.
Зависимость скорости движения поршня от нагрузки можно устра-
нить также применением схем с клапанами дифференциального и дру-
гих типов.
Схема дроссельного регулирования с дифференциальным клапа-
ном изображена на фиг. 193, а. К клапану со стороны площади f\ при-
ложена сила, создаваемая давлением жидкости рь поступающей от
насоса, и со стороны площади /2 (здесь — сила, создаваемая жид-
костью под давлением pi—Др, где Др—перепад давления в регулировоч-
ном дросселе а. Как видно из приведенной схемы, значение этого пере-
пада равно Др = Р1(1——V При pi = const перепад давления Др будет
\ /2 /
также постоянным и, следовательно, постоянным будет и расход масла
через регулировочный клапан.
Колебания нагрузки, приложенной к штоку силового цилиндра,
компенсируются перемещением поршня дифференциального клапана, с
помощью которого регулируется площадь пропускного сечения масло-
провода, ведущего в рабочую полость силового цилиндра. Таким обра-
зом, одновременно с изменением нагрузки G, приложенной к выходному
штоку поршня, изменяется и давление рг жидкости, поступающей в си-
ловой цилиндр^
Кроме рассмотренного дифференциального клапана, можно ис-
пользовать клапан с пружиной противонагрузкой (см. фиг. 193,6),
281
действие которого аналогично действию дифференциального кла-
пана.
Конструкции клапанов, показанные на фиг. 193, а и б, применимы
лишьл1ри сравнительно небольшой величине изменения нагрузки G на
штоке. Как известно, мощность системы, определяемая мощностью на-
соса, пропорциональна расходу масла и его давлению:
N = kQpi.
При постоянной производительности насоса Q и давлении pi на
его выходе величина мощности системы независимо от нагрузки будет
постоянной. Это означает, что при малых значениях нагрузки энергия
Фиг. 193. Схемы дроссельного регулирования.
в)
будет расходоваться нерационально и в значительной мере пойдет на
нагревание жидкости.
Более экономичной является конструкция, в которой мощность на-
соса представляет собой линейную функцию от нагрузки. Скорость
движения поршня в подобной схеме можно регулировать также с по-
мощью клапана дифференциального типа (см. фиг. 193, в). Равнове-
сие поршня этого клапана характеризуется уравнением
/’2/+/,np=Pl/>
где Рпр —усилие пружины;
/—площадь поршня клапана.
При некоторой неизменной регулировке дросселя а давление Р\
для рассматриваемой схемы можно определить из соотношения
а=Рз+др=л— Pi
= const,
где F— площадь поршня силового цилиндра.
282
Таким образом, в данной гидравлической схеме давление масла на
входе системы изменяется одновременно с выходной нагрузкой G по
линейному закону. Скорость исполнительного поршня задается путем
регулировки дросселя а.
ДИСТАНЦИОННЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ УСТРОЙСТВА
►
Распределительное устройство гидросистемы часто требуется уста-
новить вне кабины летчика, особенно если она герметическая. В этом
случае управление указанным агрегатом осуществляется при помощи
электрических и гидравлических устройств. Очевидно, что первый из
этих способов является наиболее простым и поэтому золотники с элек-
тромагнитным управлением (см. фиг. 147—152) получили в дистан-
ционных системах широкое распространение.
Фиг. 194. Схема дистанционного управления дросселем авиационного
двигателя.
Схема дистанционного гидравлического устройства, предназначен-
ного для привода узла с поворотным движением, например дросселя
авиационного двигателя или посадочных фар, представлена на фиг. 194.
При повороте рукоятки 10 влево поршень 3, связанный с ней коро-
мыслом 12, опустится вниз и вытеснит жидкость в цилиндр 9 исполни-
тельного звена (приемника). При этом поршень 5 приемника переме-
стится вверх и при помощи стержня 4 и рычага 2 повернет рукоятку 1,
связанную с приводным узлом. При повороте рукоятки 10 датчика впра-
во поршень 3 датчика’ начнет перемещаться вверх, а поршень 5 прием-
ника под действием пружины 6 переместится вниз, осуществляя тем
283
самым обратный поворот рукоятки 1. Пружины 14 датчика применены
для уравновешивания пружины 6 приемника.
Корпус 11 датчика служит резервуаром жидкости. Для пополнения
цилиндрбв 8 и 9 жидкостью в случае утечек или для отвода излишка ее,
появляющегося при тепловом расширении жидкости, предусмотрен кла-
пан 15, который в конце обратного хода (вверх) поршня 3 соединяет
полость цилиндра 8 с резервуаром при помощи рычага 13 и тяги 7.
В отдельных случаях применяются системы, в которых исполнитель-
ный цилиндр может приводиться в действие с различных постов.
Другим распространенным видом гидравлического дистанционного
управления является управление распределительными устройствами, ко-
торое осуществляется гидравлическим или электрическим способом.
Применение этих способов позволяет полностью изъять трубы из каби-
ны летчика или заменить их трубами малых сечений. Первое можно осу-
ществить при электрическом и второе — при дистанционном гидравличе-
ском управлении распределительными устройствами.
Фиг. 195. Схема дистанционного гидравлического управления.
Принципиальная схема золотника с гидравлическим управлением
была рассмотрена на фиг. 145. Основной распределительный золотник 1
при применении этой схемы устанавливается вне кабины и управляется
при помощи вспомогательного распределителя (датчика) 2, расположен-
ного в кабине.
Ввиду того, что через вспомогательный золотник проходит количест-
во жидкости, необходимое лишь для перемещения плунжера основного
золотника, расход ее через вспомогательный золотник будет ничтожным
и поэтому трубопроводы питания могут быть малого диаметра.
В некоторых случаях, например для управления закрылками само-
летов, требуется установить плунжер основного золотника в среднее
положение, при котором жидкость в силовых цилиндрах запирается бур-
тиками плунжера. Для этого применяют пружинное устройство, возвра-
щающее при среднем положении вспомогательного золотника плунжер
основного золотника также в среднее положение.
Принципиальная схема подобного золотника приведена на фиг. 195.
Основное распределительное устройство обычно устанавливается вблизи
силового цилиндра или непосредственно на нем.
Золотник-датчик часто заменяется редукционным клапаном, кото-
рый понижает высокое давление рабочей жидкости гидросистемы. Пи-
тающийся от этого золотника-датчика распределительный клапан,
управляющий силовым цилиндром, реагирует на изменение редуциро-
ванного давления и соответственно изменяет положение поршня силово-
го цилиндра.
284
На фиг. 196 приведены клапанный датчик и основной распредели-
тельный клапан дистанционного гидравлического управления.
При повороте приводного эксцентричного валика 5 датчика (см.
фиг. 196, а) один из клапанов 4 приподнимется с седла, в результате
чего жидкость из соответствующей надклапанной полости связанной
с полостью 6 одного из клапанов, сможет поступить в канал слива 2.
а)
Фиг. 196. Схема дистанционного гидравлического управления.
После этого давление в полости 6, а следовательно, и в линии датчика
понизится, что нарушит равновесие сил, действующих на элементы ос-
новного клапана (см. фиг. 196,6). Давление рь действующее на пло-
щадь /1 верхней поверхности проходного клапана 1'0, упадет ниже ве-
личины давления рг, действующего на площадь /2 нижней его поверхно-
сти, в результате чего клапан 10 поднимется вверх и откроет проход
жидкости из клапана 11 к каналу 9, связанному с силовым цилиндром.
При закрытии датчика равновесие давления на нижнюю и верхнюю
поверхность клапана 10 восстановится за счет прохода жидкости из
полости 8 в полость 6 через жиклерное отверстие 7.
Очевидно, что для управления одним гидравлическим цилиндром
потребуется применить четыре проходных клапана 10. Для управления
дистанционным клапаном необходимо иметь две линии 3.
Фиг. 197. Датчик системы дистанционного гидравлического
управления.
На фиг. 197—198 приведены схемы агрегатов системы того же
типа, применяемых в дистанционном управлении посадочными щитка-
ми. Система состоит из двух гидравлических агрегатов, связанных тру-
бопроводами датчика (см. фиг. 197), расположенного в кабине летчика,
и приемника (см. фиг. 198), управляющего силовым цилиндром щитков.
Датчик представляет собой редукционный клапан, с помощью ко-
торого регулируется величина сигнального давления, подводимого в ци-
линдр приемника, управляющего положением поршня силового ци-
линдра.
285
Устройство датчика показано на фиг. 197. Жидкость из рабочей
системы поступает по линии 9 к управляемому поршнем 12 клапану 11,
при проходе через щели которого давление жидкости понижается до
значения, промежуточного между величинами давлений в рабочей 8
и сливной 5 магистралях. Жидкость под таким давлением питает золот-
ник 7, нагруженный пружиной 4. Указанный золотник может соединить
линию сигнального давления 6, по которой подается жидкость к прием-
ному агрегату, с камерой 13 с промежуточным давлением или с линией
Фиг. 198. Приемный агрегат системы дистанционного
гидравлического управления.
слива 5. Так как сигнальное давление воздействует на правый торец
золотника 7, то величина этого давления находится в прямой зависи-
мости от натяжения пружины 4.
Условие равновесия золотника 7 определяется по уравнению
Р 4 = pcf зол»
где Р4 — усилие пружины 4;
рс — сигнальное давление в линии 6;
/зол — площадь правого торца золотника 7.
Сигнальное давление, регулируемое пружиной 4, устанавливается
в пределах 4—12 кг! см2, Впускной редукционный клапан И снижает
рабочее давление, равное 120—200 кг!см2, до промежуточного давле-
ния, превышающего сигнальное на 3—4 кг]см2, Указанный клапан от-
крывается поршнем /2, нагруженным пружиной 8. Левый торец порш-
ня 12 находится под воздействием сигнального давления, а правый его
торец — под воздействием промежуточного давления.
286
Для того чтобы поршень 12 смог открыть редукционный клапан,
должно соблюдаться следующее условие:
f Pnpfn~\~Ppf V
где Р8 и Руа —усилия сжатия пружин 8 и 10;
f и fy —площади поршня и клапана 1;
р и рпр — рабочее и промежуточное давления.
Таким образом, когда рс=1Рпр, пружина <8 в начале работы агрегата
открывает впускной клапан 11.
После того, как величина промежуточного давления повысится на-
столько, что будет удовлетворено равенство
^8 Pcfn Pwpf п’-
поршень 12 отожмется влево и редукционный клапан 11 закроется. Раз-
ность давлений — промежуточного и сигнального, как это видно из
последнего равенства, есть величина постоянная:
/п
Ввиду того, что золотник 7 работает при низком давлении, он чув-
ствителен к небольшим изменениям усилия пружины 4.
Рычаг управления 2 помещен на общую ось 16 с собачкой 17 и со-
единен с ней пружиной 1, определяющей величину сигнального давле-
ния. Поворот рычага 2 вызовет растяжение или сжатие пружины 1, кото-
рая заставляет собачку 17 перемещаться за рычагом 2. Собачка 17
шарнирно связана с поршеньком 15, внутри которого находится демп-
фер 3, состоящий из набора шайб с дроссельными калиброванными
отверстиями. Такой демпфер вводится в конструкцию датчика для того,
чтобы предотвратить возможность резкого изменения сигнального дав-
ления. Демпфер отрегулирован с таким расчетом, чтобы изменение сиг-
нального давления на полном диапазоне происходило в течение 10 сек.
независимо от скорости поворота рычага 2. Это замедление предотвра-
щает резкость выпуска или уборки щитков, а также способствует более
точной синхронизации работы нескольких параллельных приемников
(исполнительных цилиндров).
Подобное устройство передачи между рычагом 2 и пружиной 4, на
которую оказывает давление поршень 15, предназначено для того, что-
бы дать возможность оператору быстро устанавливать рычаг 2 управле-
ния щитком в нужное положение, тогда как операция выпуска или убор-
ки щитков происходит с замедлением скорости в соответствии с
аэродинамическими требованиями.
С собачкой рычага управления соединен плунжер 14, находящийся
под действием промежуточного давления. Вращающий момент от этого
плунжера уравновешивает нагрузку от пружины 4, благодаря чему руч-
ку можно оставить в любом положении без механического фиксирова-
ния. Если промежуточное давление понижается до нуля, то пружина 4
поворачивает рычаг 2 против часовой стрелки, что вызывает понижение
сигнального редуцированного давления.
Приемник (исполнительный цилиндр) (см. фиг. 198) состоит из пор-
шня 14, нагруженного пружиной 3, вспомогательного золотника 4, при-
водимого в движение рычагом 2, и основного золотника 7, управляю-
щего силовым цилиндром 17; золотник 7 приводится в движение порш-
нем 11.
При повышении сигнального давления, подводимого через линию 15
к торцу поршня 14, последний перемещается вверх, поворачивая вокруг
оси 6 по часовой стрелке рычаг 2, который в свою очередь перемещает
287
вверх вспомогательный золотник 4. Причем сигнальное давление пере-
дается в верхнюю полость цилиндра 10. Под действием этого давления
поршень 11 вместе с золотником 7 опускаются и жидкость высокого
(рабочего) давления по трубопроводу 8, подходящему к центральной
проточке золотника 7, поступает в правую полость силового цилиндра 17
Перемещаясь вниз, золотник 7 одновременно поворачивает рычаг 2
вокруг оси 1 и вновь возвращает золотник 4 в нейтральное положение.
Система приходит в новое состояние равновесия, определяемое вели-
чиной сигнального давления.
Поршень силового цилиндра 17, перемещаясь в это время справа
налево, заставляет двигаться гильзу 9 (с помощью тяги 16, рычага 12
. и зубчатого сектора 13) в том же направлении, в каком перемещается
золотник 7. После остановки золотника 7 гильза подходит к нему, пе-
Фиг. 199. Схема синхронизированного
дистанционного управления.
рекрывая сообщение между полостями цилиндра 17 и магистралями
высокого давления и слива. При понижении сигнального давления проис-
ходит обратное перемещение золотника 7 и поршня цилиндра 17.
Таким образом, каждому положению рычага датчика соответствует
определенная величина сигнального давления, которой в свою очередь
соответствует определенное положение равновесия приемника, а следо-
вательно, и определенное положение поршня силового цилиндра щитков.
При помощи одного датчика можно управлять несколькими при-
емниками, включенными параллельно.
На фиг. 199 изображена схема следящего привода с гидравлической
обратной связью. Указанная система состоит из приемного силового ци-
линдра Л поршневой шток которого связан с приводимым узлом, ци-
линдра-датчика 6 и золотника 8. Правая полость цилиндра 1 и левая
полость цилиндра 6 связаны трубопроводом, образуя замкнутое про-
странство. При перемещении рукоятки 4 управления, например влево,
плунжер 10 золотника 8 перемещается вправо. При этом канал 9, со-
единенный с насосом, соединяется с правой полостью цилиндра 6 и пе-
ремещает его поршень 3 влево. Жидкость из левой полости цилиндра 6
вытесняется в правую полость приемного цилиндра 1 и перемещает его
поршень 2 в том же направлении, в каком была перемещена рукоятка 4.
Жидкость из левой полости цилиндра 1 через трубопровод 14 и 9 вытес-
няется в резервуар.
288
Перемещение поршней 2 и 3 продолжается до тех пор, пока пере-
мещается рукоятка 4, после прекращения движения которой поршень 3,,
перемещающийся влево под действием жидкости, переместит влево
плунжер Ю золотника и перекроет подвод жидкости к правой полости
цилиндра 6.
При движении рукоятки 4 вправо плунжер 10 золотника переме-
стится влево и направит жидкость от насоса в левую полость цилинд-
ра Г, поршень 2 этого цилиндра, перемещаясь вправо, будет вытеснять
жидкость из правой полости цилиндра 1 в левую полость цилиндра 6,
причем поршень 3 цилиндра начнет перемещаться вправо. После прекра-
щения движения рукоятки 4 плунжер золотника 10, перемещающийся
с поршнем 3 вправо, перекроет подвод жидкости в левую полость ци-
линдра /.
Для компенсации теплового расширения и утечек жидкости из изо-
лированного пространства, образованного правой полостью цилиндра 1
и левой полостью цилиндра 6, т. е. для пополнения этих полостей жидко-
стью или для отвода из них излишка ее, применены клапаны 5 и 12.
В конце каждого хода поршня упоры 7 и 13, установленные на крышках
цилиндра 6, отжимают клапаны 5 и 12. При этом жидкость от насоса
при утечке поступит в указанное пространство или при тепловом расши-
рении удалится из него.
Предположим, что в результате утечки жидкости поршень 3
пришел в крайнее левое положение до прихода в такое же поло-
жение поршня 2. Вместе с тем клапан 12 упором 13 отжимается и жид-
кость от насоса, открыв клапан 5, по каналу 14 и через клапан 12
поступит в изолированное пространство и доведет поршень 2 в его край-
нее положение.
Предположим далее, что вследствие теплового расширения жидко-
сти поршень 3 при движении рукоятки 4 вправо пришел в крайнее пра-
вое положение до прихода поршня 2 в такое же положение. В этом слу-
чае излишек жидкости из изолированного пространства через клапан 5
поступит по тому же каналу 11 в резервуар, причем поршень 2 переме-
стится вправо до упора.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ И УСТРОЙСТВА
Синхронизаторы движения узлов. В отдельных случа-
ях требуется строго синхронизировать действие нескольких агрегатов,
имеющих самостоятельные силовые цилиндры, питающиеся от общего
насоса (например, действие приводов посадочных щитков, приводов
аэродинамических тормозов и др.).
Для синхронизации действия нескольких агрегатов важно иметь не
абсолютную величину, а равенство скоростей. Это достигается примене-
нием различных устройств, наиболее распространенным из которых яв-
ляется устройство, называемое делителем потока (фиг. 200—201).
Делитель потока состоит из дросселя 12,, представляющего собой на-
бор шайб равного сопротивления, и плавающего поршенька 9. Нагне-
таемая жидкость от насоса 14 по каналу 13 подается к дросселям 12,
пройдя которые через отверстия 2 поступает в цилиндр 10 по обе сторо-
ны плавающего поршенька 9. Указанный поршенек под действием рав-
ных давлений жидкости будет находиться между отверстиями 5, соеди-
ненными с каналами 4 и 8, через которые жидкость поступает в силовые
цилиндры 11 и 1. При изменении сопротивления в одном из приводимых
механизмов изменится давление в соответствующем силовом цилинд-
ре 11 или 1, что приведет к изменению скорости движения поршня этого
цилиндра, а следовательно, к нарушению равенства (или иного установ-
ленного соотношения) расхода жидкости через камеры правой и левой
стороны поршенька 9.
19 , 1246 289
Так как оба потока жидкости преодолевают равные сопротивления
дросселей 12, указанное изменение расхода приведет к повышению дав-
ления в полости малого расхода. В результате создавшейся разности
давлений'потоков жидкости, протекающих с обеих сторон поршенька 9,
последний переместится в направлении потока с большим расходом
(с меньшим давлением) и перекроет частично или полностью выходное
отверстие 3, вследствие чего суммарные сопротивления обеих ветвей вы-
равнятся.
4 $ 6 7 8
Фиг. 200. Схема дроссельного делителя потока жидкости.
Предположим, что приводимый узел левой ветви замедлил скорость
своего перемещения по сравнению со скоростью перемещения узла пра-
вой ветви. В этом случае в правую полость распределителя будет по-
ступать большее количество жидкости, чем в левую, вследствие чего
давление р2 в левой полости распределителя начнет увеличиваться и
поршенек 9 переместится вправо. Переместившись вправо, поршенек
частично или полностью перекроет выходное отверстие 3 с правой сто-
роны и тем самым повысит давление жидкости в этой полости до давле-
ния в левой полости. После того как сопротивление, вызвавшее пониже-
ние скорости поршня левой ветви, будет преодолено, давление в левой
полости распределителя понизится и поршенек 9 переместится влево
и откроет правое отверстие 3.
290
Для того чтобы поршенек 9, находясь в крайних положениях, не
смог полностью перекрыть отверстий 2, с обеих его сторон выполнены
упоры.
Как указывалось выше, распределитель пропускает жидкость в ту
сторону, в которой сопротивление механизмов приводимых узлов боль-
ше. После того, как один из узлов закончит свой рабочий ход, распреде-
литель будет продолжать пропускать жидкость в цилиндр этого узла и
перекроет отверстия 3, ведущие в сеть, подводящую жидкость к цилинд-
ру узла, рабочий ход которого не закончился. При этом давление в сети
начнет повышаться до определенной величины, после чего жидкость по-
ступит к автоматическому выключателю насоса и выключит его. Для
того чтобы предотвратить выключение насоса, последовательно с рас-
Фиг. 201. Дроссельный делитель потока жидкости.
/7-/?
(разрез условный)
пределителем часто устанавливается специальный предохранитель (кла-
пан синхронности действия), который в указанном выше случае пропус-
тит жидкость в сливную сеть, обеспечив ее расход в той стороне сети,,
рабочий цикл которой уже закончен. Вследствие этого поршенек предо-
хранителя переместится и пропустит жидкость с той ветви, в которой ра-
бочий ход поршня не закончился.
Указанный предохранитель состоит из корпуса с плавающим пор-
шеньком. 6 (фиг. 202) и клапана 5 избыточного давления. Поршенек 6,
находясь в среднем положении, закрывает канал 7, идущий к клапа-
ну 5. По обе стороны плавающего поршенька 6 выполнены каналы, че-
рез которые проходит поток нагнетаемой жидкости, поступающей к ци-
линдрам. Благодаря хвостовикам поршенек 6 в крайних положениях не
перекрывает потоков нагнетаемой жидкости. Клапан 5 отрегулирован
на давление, превышающее величину давления, которое требуется для
привода узлов. С другой стороны, это установочное давление клапана 5
ниже давления, необходимого для автоматического переключения
насоса на холостой ход.
Распределитель и предохранитель действуют в следующем поряд-
ке: при разности давлений потоков жидкости, протекающих с обеих сто-
рон плавающего поршенька 6, последний переместится в сторону потока^
с большим расходом жидкости (в сторону меньшего давления). При
этом поршенек 6 откроет проход жидкости в канал 7 клапана 5 избы-
точного давления и таким образом жидкость, которая направляется рас-
пределителем в ту сторону, где операция закончена, получит выход. Сле-
довательно, расход жидкости возобновится и поршенек 9 распределите-
ля (см. фиг. 201), перемещаясь в обратном направлении, откроет про-
19* 29Г
xojj. для жидкости- к той ветви, в которой приводимый узел не дошел до
своего крайнего положения.
После того как и отставший узел закончит свой ход, давление в
обоих потоках уравновесится, поршенек 6 переместится в среднее поло-
жение и перекроет канал 7, ведущий к клапану 5 избыточного давления.
.Поршенек 9 распределителя также займет среднее положение. Давле-
ние нагнетаемой жидкости в сети приводимых узлов начнет повышаться
и при определенной величине давления жидкость через клапаны избы-
точного давления поступит к автоматическому выключателю и переклю-
чит насос на холостой ход.
Я —Я
(разрез условный)
Фиг. 202. Клапан синхронности действия силовых ци-
линдров.
На фиг. 203 представлена другая схема подобного синхронизатора
(делителя потока). Плунжер /, находящийся в корпусе, связан с диф-
ференциальным рычагом 3, к которому прикрепляются две тяги, соеди-
ненные обратной связью с, силовыми цилиндрами или с той частью ме-
ханизма, которую они приводят в движение.
Поступающая в установку жидкость проходит к обоим синхронизи-
руемым цилиндрам через два обратных клапана 2. Если оба конца ры-
чага перемещаются с одинаковой скоростью (т. е. движения цилиндров
синхронизированы), плунжер будет оставаться в нейтральном положе-
нии, однако если один из цилиндров опередит другой, то рычаг 3 пере-
двинет плунжер 1 и заставит его перекрыть поток к опередившему ци-
линдру.
Указанный синхронизатор обеспечивает точность до 5%, включая
3% допуска на запаздывание следящей системы. Синхронизатор рассчи-
тан на давление до 280 кг/см2,
292
Устройство для изолирования поврежденного
тру Й^о провод а. Для изолирования поврежденной гидравлической
ветви от остальной системы применяется специальное автоматическое
Фиг. 203. Делитель потока жидкости.
клапанное устройство, принципиальная схема которого изображена на
фиг. 204, а.
Принцип действия клапана основан на изменении перепада давле-
ния в полостях 1 и 5, происходящем при нарушении установленного ре-
жима работы системы.
1 2 3 4
Фиг. 204. Схемы гидравлических предохранителей.
Устройство состоит из корпуса 2 с цилиндром 4 и клапана 9, кото-
рый своей цилиндрической частью входит в цилиндр 4 и конусной ча:
стью может перекрывать отверстие 10, ведущее к силовому цилиндру.
Правая полость цилиндра 4 соединена с полостью 5 корпуса, а левая
через жиклерное отверстие 8— с полостью У1 корпуса. Клапан 9 под
293.
действием пружины стремится переместиться в крайнее правое положе-
ние, при котором отверстие 10, ведущее к силовому цилиндру, будет от-
крыто.
Рассмотрим действие клапана в случае подачи жидкости через от-
верстие 6 от распределителя к силовому цилиндру (в направлении стре-
лок). Давление в полости 5 вследствие сопротивления проходных кана-
лов 7 будет больше давления в полости 1, однако если этот перепад
давления не настолько большой, чтобы его действие на поршень клапа-
на 9 смогло преодолеть усилие пружины 3, то положение клапана 9 не
изменится. Если произойдет разрушение трубопровода на линии между
клапаном и силовым цилиндром, давление в полости 1 понизится, вслед-
ствие чего расход жидкости увеличится, что приведет, к увеличению пе-
репада давления в полостях 5 и 1 и к перемещению клапана 9 влево,
который в крайнем левом положении перекроет отверстие 10, связанное
с поврежденной линией. При потоке жидкости от силового цилиндра
к распределителю (в направлении, обратном отмеченному стрелками)
клапан будет действовать как обычный запорный клапан.
Для того чтобы клапан не перекрывался при случайных кратковре-
менных скачках перепада давления, применено жиклерное отверстие 8,
которое ограничивает скорость закрытия клапана. Подобный клапан мо-
жет быть применен и в качестве дозирующего устройства, перекрываю-
щего отверстие 10 после того, как через клапан пройдет определенное ко-
личество жидкости. Для этого сечение каналов 7 выбирается таким, что-
бы перепад давления в полостях 5 и 1 при заданном расходе превышал
усилие пружины. В этом случае клапан закроется лишь после того, как
из левой полости цилиндра 4 через жиклерное отверстие 8 будет выдав-
лена жидкость, т. е. клапан закроется лишь после того, как пропустит
строго определенное количество жидкости. Это количество жидкости не
зависит от вязкости и температуры ее, а также от продолжительности
рабочего цикла.
Предположим, что при том же расходе жидкости в единицу време-
ни вязкость жидкости вследствие понижения температуры повысилась.
В этом случае в равной мере повысится как перепад давления в поло-
стях 1 и 5, так и степень дросселирования жиклерного отверстия 7, и, та-
ким образом, клапан закроется лишь после того, как пропустит строго
заданное количество жидкости.
Дозирующие свойства клапана будут сохранены и при увеличении
расхода жидкости. При этом перепад давления в полостях 1 и 5 увели-
чится, а следовательно, пропорционально уменьшится время, необходи-
мое для выдавливания жидкости из левой полости цилиндра 4 через
жиклерное отверстие 8. Расчетное количество жидкости, которое пропу-
скается клапаном до закрытия, должно несколько превышать количе-
ство жидкости, необходимое для совершения рабочего цикла.
Однако и в этом случае, если будет разрушен трубопровод, веду-
щий от клапана к силовому цилиндру, перепад давления в полостях
резко повысится, вследствие чего клапан мгновенно перекроет отвер-
стие 10.
Как показывают опыты, рассмотренный предохранитель применим
для работы на широком диапазоне расходов жидкости, нижний предел
которого определяется предварительным натяжением пружины 3. При
расходах жидкости ниже этого предела, которые не могут развить необ-
ходимого перепада давления для сжатия пружины 3, предохранитель не
сможет предотвратить утечку жидкости даже в том случае, если маги-
страль потребителя выведена из строя. При расходах, значительно пре-
вышающих верхний предел рабочего диапазона, клапан может прежде-
временно закрыться даже при исправной системе. Ввиду этого предо-
хранители регулируются так, чтобы расход жидкости при исправной
294
систему находился в нужном диапазоне, определяемом правильным вы*
бором сечений отверстий клапанов 7 и S, площади поршенька клапана 9
и усилия пружины 3.
Предохранитель устанавливают по возможности ближе к распреде-
лительному устройству, причем между ними не должны находиться
какие-либо агрегаты, которые могут изменить расход жидкости через
предохранитель.
Так как на работу предохранителя не должны влиять перегрузки от
ускорения самолета в полете, предохранитель устанавливают таким
образом, чтобы его ось была перпендикулярна к оси самолета и распо-
лагалась в горизонтальной плоскости.
Схема подобного предохранителя, предназначенного для систем
питания вспомогательных агрегатов и приборов (переключателей, мано-
метров и др.), показана на фиг. 204, б. При повреждении питающих ли-
ний этих агрегатов предохранитель обеспечивает автоматическое отклю-
чение их от магистральной линии и предотвращает возможность
выбрасывания жидкости из системы.
Предохранитель состоит из цилиндра 6, левая часть которого
соединяется с гидравлической системой, а правая — с агрегатом. В ци-
линдре 6 находится поршень Л несущий двухштоковый клапан 2, кото-
рый прижимается к седлу поршня пружиной 8 и уплотняется резиновым
кольцом 7. Правый шток несет пружину 4, которая отжимает золотник 2
с поршнем 1 влево.
Если предохранитель и вспомогательная линия заполнены жидко-
стью, то клапан 2 и поршень 1 при давлении со стороны левого входного
отверстия перемещаются совместно с клапаном 2 в цилиндре 6 вправо
и вытесняют жидкость из камеры 5, создавая тем самым соответствую-
щее давление во вспомогательной магистрали.
Если давление в камере 3 вследствие утечки жидкости упадет
(стравится), то поршень 1 с клапаном под действием давления в системе
(со стороны левого входного отверстия) перемещается вправо до тех
пор, пока заплечики клапана 2 не упрутся в резиновое седло 5 и не пе-
рекроют поток жидкости из основной системы.
Предохранитель рассчитан на рабочее давление до 350 кг/см2.
Запорные (обратные) клапаны. Запорные клапаны
применяются в тех случаях, где требуется предотвратить обратный по-
ток жидкости, иначе говоря, назначением этих клапанов является обес-
печение одностороннего потока жидкости и устранение потока в обрат-
ном направлении. В соответствии с этим такие клапаны должны
обеспечивать абсолютную герметичность запора при потоке жидкости
в одном направлении и проход ее при минимальном сопротивлении
в другом направлении.
Запорный клапан (фиг. 205) по конструкции аналогичен предохра-
нительному с той лишь разницей, что в запорном клапане применяются
пружины с малым усилием, достаточным для надежной посадки кла-
пана в гнездо, причем для уменьшения сопротивления клапана жела-
тельно, чтобы усилие пружины было минимальным. В тех случаях, когда
клапан удерживается в гнезде за счет своего веса, пружину можно не
применять.
Не рекомендуется применять клапаны с неметаллическими уплот-
нительными деталями, так как в них легко могут застревать (вдавли-
ваться) металлические частицы, которые препятствуют плотному закры-
тию клапана. В системах, где от утечки жидкости через запорный
клапан зависит надежность работы агрегата или безопасность эксплуата-
ции самолета, рекомендуется применять два последовательно располо-
женных клапана (см. фиг. 205, крайний справа).
295
За п.о р ный клапан с дистанционным управле-
нием. На фиг. 206 показана схема запорного клапана, который может
управляться дистанционно с помощью электрических, гидравлических
или пневматических устройств.
Фиг. 205. Запорные (обратные) клапаны.
В корпусе 2 клапана помещен на трех продольных перегородках
обтекаемый сердечник 8 (см. фиг. 206, а), правая часть которого имеет
камеру 6 с поршнем 4, соединенную осевым каналом 9 малого сечения
с входным (левым) отверстием клапана, а обводным каналом 3 — с вы-
ходным (правым) отверстием. Поток жидкости, текущий через обвод-
ный канал 3, регулируется вентилем 1,
1 2 3 4 5
Фиг. 206. Управляемый запорный клапан.
Если обводный канал 3 закрыт, то давление в камере 6 будет боль-
ше, чем давление на сферическую часть поршня 4, и последний, пере-
мещаясь вправо, перекроет течение жидкости через клапан (см.
фиг. 206, б).
Когда канал 3 будет открыт, жидкость, поступающая к левой поло-
сти поршня 4 через жиклерное отверстие 9 небольшого сечения, отво-
296
дится по каналам 7 и 3, вследствие чего давление на левый торец
поршня 4 упадет. При этом сила давления на сферический конец пор-
шня превысит нагрузку на его плоской поверхности (см. фиг. 206, в)
и поршень 4 переместится назад и откроет нагнетательное окно для
основного потока через проход 5, образуемый сердечником 8 и корпу-
сом 2.
Чтобы уменьшить потери давления и предотвратить возможность
возникновения условий неустановившегося потока, выбрана сфериче-
ская форма головки поршня 4 и цилиндрического сердечника 8.
Для осуществления дистанционного управления обводный канал 3
вместе с вентилем 1 может быть выведен из корпуса клапана.
При электрическом управлении электромагнит может помещаться
внутри обтекаемого сердечника 8, что не потребует увеличения внеш-
него диаметра клапана.
Клапан с пропускной способностью до 150 л/мин при давлении
жидкости до 3,5 кг) см2 потребляет электрический ток около 0,3 а при
напряжении 24 в.
Клапан для автоматического перекрытия тру-
бопровода. В соединениях гидравлических компонентов, подверга-
ющихся частому демонтажу, иногда применяются устройства, предот-
вращающие выливание жидкости и попадание воздуха в систему при
демонтаже. Такими устройствами служат специальные разъемные муф-
ты, в которых при разъединении труб или шлангов запорные клапаны
автоматически запирают (перекрывают) проход жидкости (фиг. 207).
Соединение, представленное на фиг. 207, а, состоит из двух частей,
скрепляемых накидной гайкой 7. После свинчивания гайки пружина 6
прижмет подвижное седло 5 к клапану 8, перекрывая канал прохода
жидкости. При этом второй канал перекрывается клапаном 2, прижи-
маемым к седлу 4 пружиной 3. При сборке соединения седло 5 правой
половины входит в деталь 1 и упирается в неподвижное седло 4 левой
части. Прй дальнейшем навинчивании накидной гайки 7 клапан 8 от-
ходит от своего седла 5. Одновременно с этим клапан 8 упирается в кла-
пан 2 и отводит его, соединяя проход из одного трубопровода в другой.
Другой вариант конструкции клапана этого же назначения пред-
ставлен на фиг. 207, б.
Дроссельные клапаны одностороннего действия.
Эти клапаны разделяются на регулируемые и нерегулируемые.
Регулируемый клапан (фиг. 208, а) состоит из корпуса /, регулиру-
ющей муфты 2 и грибка 3, прижимаемого к седлу в корпусе пружиной 4.
При движении жидкости в направлении, указанном стрелками, кла-
пан открывается полностью, причем его проходное сечение равно пло-
щади сечения трубопровода. Когда жидкость движется в обратном
направлении, грибок 3 прижимается к седлу и жидкость перепускается
лишь через кольцевую щель между корпусом 1 и регулирующей муф-
той 2.
При повороте муфты 2 на 360° сечение щели изменяется от нуля дсн
полной величины проходной площади клапана. На внешней поверхности
муфты выполнена накатка и нанесена градуировка расхода жидкости
с ценой деления 0,01 проходного сечения.
Клапаны этого типа изготовляются для труб диаметром 10 и 13 мм
и рассчитаны на максимальное рабочее давление 17,5 кг/см2 и макси-
мальную температуру 120° С.
На фиг. 208, б изображен нерегулируемый клапан. При потоке
жидкости в направлении стрелки клапан 5 закрывается и жидкость
проходит через отверстие 6.
В тех случаях, когда требуется ограничить расход жидкости
для поддержания, например, постоянной скорости гидравлического
297
ко
оо
Фиг. 207. Самозапирающиеся соединения (муфты).
б)
двигателя, в линии питания потребителя устанавливают ограничители
расхода, которые создают потери напора, обеспечивающие заданный
максимальный расход жидкости.
На фиг. 208, в изображена схема подобного ограничителя расхода.
Жидкость из отверстия 1 поступает в камеру 2 и далее через калибро-
ванное отверстие 3 в подвижном поршеньке 4 и окна 6 направляется
к отверстию 7, связанному с
потребителем. Поршень на-
гружен слабой пружиной 5,
усилие которой уравновеши-
вается перепадом давления,
создаваемым сопротивлени-
ем отверстия 3. Если расход
жидкости увеличился, то
увеличится и перепад дав-
ления и поршенек 4 переме-
стится вправо и частично
перекроет окна 6, в резуль-
тате чего расход уменьшит-
ся до величины, на которую
рассчитан данный ограничи-
тель. При уменьшении рас-
хода поршенек 4 переме-
стится влево и тем самым
уменьшит суммарное сопро-
тивление окон 6 и отвер
стия 3.
При условии, что до-
нышко стакана 4, имеющее
отверстие 3, представляет
собой тонкую стенку, т. е. от-
верстие выполнено по схеме
фиг. 188, г, перепад давле-
ния в отверстии можно оп-
ределить из выражения
1 2 3 Ь 5 R 7
в)
Фиг. 208. Дроссели (а и б) и автоматический
ограничитель расхода (в) одностороннего дейст-
вия.
где f—площадь отверстия 3;
Q—расход жидкости че-
рез отверстие.
Пружина 5 будет находиться в равновесии при условии
F±p=r-Pav,
где F—площадь сечения стакана 4;
Рпр —усилие сжатия пружины.
Следовательно, имеем
Пр
Q2 7
/2 2g^
Площадь f отверстия 3 и пружина рассчитываются обычно на пере-
пад давления = кг!см2 для заданного предельного значения Q
расхода жидкости.
Для большей стабильности расхода характеристика пружины 5
в зависимости от постоянного усилия сжатия должна выражаться поло-
гой линией, а трение поршня 4 должно быть минимальным.
299
I
Гидравлические замки. Для запирания приводимого узл^
в крайних или промежуточном положениях применяются гидравличе-
ские замки.
На фиг. 209 изображены две типовые конструкции подобных замков.
В корпусе замка 1 (см. фиг. 209, а) размещены два обратных (запор-
ных) клапана 2 и 7, между которыми помещен плавающий поршенек 5.
удерживаемый в нейтральном положении спиральными пружинами б7
и 4. Когда жидкость подводится к отверстию Я открывается правый за-
порный клапан 7, и через отверстия 8 она проходит в силовой цилиндр.
Одновременно с этим поршенек 5 под давлением жидкости смещается
а)
Фиг. 209. Гидравлические замки.
влево и открывает левый запорный клапан 2, обеспечивая проход
жидкости, отводимой из отверстия 10 нерабочей полости цилиндра в от-
верстие 11 и далее к распределителю.
При подаче жидкости в отверстие 10 замок срабатывает аналогич-
но, но в обратном направлении.
Если не происходит циркуляции жидкости, обратные клапаны 2 и 7
запирают жидкость в силовом цилиндре и не допускают перемещения
его поршня.
В запорных клапанах 2 и 7 помещены температурные редукцион-
ные клапаны 3 шарикового типа.
В клапане, изображенном на фиг. 209, б, в отличие от описанного'
для уплотнения плавающего дуралюминового поршенька 13 применены
четыре чугунных кольца 12 вместо резинового.
Устройства (клапаны) для автоматического ре-
гулирования потока. На фиг. 210, а показано устройство для
переключения направления потока после того, как давление достигнет
заранее заданной величины. Поршень 2, к хвостовику которого
жидкость подводится по каналу 6, поднимется, как только давление
300
жидкости повысится до определенной величины, и откроет рабочее
окно 4, через которое жидкость поступит в окно 5 и далее на слив.
Давление настройки регулируется сжатием пружины 3. Для предотвра-
щения возможности повышения давления агрегат снабжен предохрани-
тельным клапаном 1.
Указанный агрегат применяется для переключения потока масла
с одного канала на другой и для перепуска его избытка, а также
.используется как разгрузочный и предохранительный в гидравлических
системах дистанционного управления.
Клапан, показанный на фиг. 210,6, используется в тех случаях,
когда необходимо, чтобы определенный агрегат в гидравлической цепи
•срабатывал раньше какого-то другого.
Фиг. 210. Схемы клапанов для автоматического изменения
направления потока (а) и последовательного срабатыва-
ния агрегатов (б}.
Клапан включается после прекращения течения жидкости через
калиброванный жиклер (гидравлическое сопротивление) 10, в резуль-
тате чего перепад давления понижается до нуля.
В данной конструкции соотношение между площадями верхнего
/1 и нижнего /г сечения дифференциального поршня 9 соответственно вы-
брано таким, чтобы во время установившегося процесса соблюдалось
условие Р1Л^>Р2/2. Когда течение жидкости через сопротивление 10 пре-
кратится (например, после окончания рабочего хода поршня), перепад
давления через это сопротивление снизится до нуля, вследствие чего
знак указанного неравенства изменится: p2f2>pifi. При этом поршень 9'
клапана под действием гидравлической силы р^Ь поднимется и откроет
трубопровод в линии от 7 до 3, по которому жидкость поступит в дру-
гую часть гидравлической цепи для осуществления требуемого рабочего
процесса.
Реле времени. В отдельных случаях находит применение
гидравлическое реле времени (см. фиг. 211), которое по истечении
известного, заранее установленного, периода времени осуществляет
какую-либо манипуляцию, например, переключает насос на холостой
режим. Указанное реле состоит из плунжера 3, находящегося под дей-
ствием пружины 7, и дросселя 1, установленного в канале, связываю-
щем правую и левую полости цилиндра этого плунжера. Канал 3 реле
соединен с насосом и канал 5 — с резервуаром. При перемещении
вправо правый конец плунжера, перекрывая эти каналы, отделяет на-
гнетательную полость насоса от канала, ведущего в бак.
После прекращения действия силы, переместившей плунжер 8, по-
следний усилием пружины 7 будет перемещаться влево и выдавливать
жидкость из левой полости цилиндра в правую. При перемещении плун-
301
жера 8 под действием пружины 7 (после того как правая часть плун-
жера выйдет из канала, связывающего каналы 3 и 5) линия насоса со-
единится с линией бака. Поль-
Фиг. 211. Схема устройства для разгрузки на-
соса с помощью реле времени.
зуясь дроссельным вентилем Л
можно отрегулировать ско-
рость возвратного перемеще-
ния плунжера 5, а следова-
тельно, и время, в течение ко-
торого насос будет отключек'
от бака.
Для повторного включения
насоса в работу необходимо
установить плунжер 8 в исход-
ное положение. Для того что-
бы жидкость правой части ци-
линдра реле 6 не оказывала
сопротивления перемещению
плунжера, применен обратный
клапан 2.
Для предохранения насо-
са от высоких давлений слу-
жит клапан 4.
ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКИЕ АККУМУЛЯТОРЫ
Основным назначением гидропневматических аккумуляторов яв-
ляется аккумулирование гидравлической энергии в периоды пауз в по-
треблении ее гидравлическими агрегатами системы. Применение
гидропневматических аккумуляторов дает возможность ограничить мощ-
ность насосов средней мощностью потребителей гидравлической энергии
или же обеспечить в системах с эпизодическим действием потребителей
перерывы в работе насосов.
Включение насоса на зарядку аккумулятора после его разрядки
и выключение после окончания зарядки осуществляются специальными
клапанами, которые реагируют на изменение давления в аккумуляторе
(см. фиг. 97, 98 и др.).
Гидропневматический аккумулятор представляет собой закрытый:
сосуд той или иной формы, заполненный сжатым воздухом (или газом)
с. начальным давлением. При подаче в этот сосуд жидкости объем'
воздушной камеры уменьшается, вследствие чего давление воздуха
повышается. Количество поданной в аккумулятор жидкости и среднее*
рабочее давление воздуха определяют его энергоемкость, которая мо-
жет быть полностью или частично использована при разрядке аккуму-
лятора.
В аккумуляторах, применяемых в гидравлических системах само-
летов, жидкость и воздух обычно разделены поршнем или другими сред-
ствами. Необходимость в разделении сред вызвана в основном способ-
ностью жидкости растворять воздух (см. стр. 25).
В зависимости от типа применяемого разделителя жидкостной
и воздушной среды различают поршневые и диафрагменные аккумуля-
торы; оба этих типа аккумуляторов предназначены для давлений
до 300 кг!см?.
Поршневые гидропневматические аккумулято-
ры. Наиболее простым типом аккумулятора является поршневой
(фиг. 212). Герметизация поршня в цилиндре достигается применением
резиновых колец 1 (см. фиг. 212, а), основным назначением которых
является уплотнение воздушной среды с целью предотвращения разряд-
ки аккумулятора в нерабочем состоянии. При работе аккумулятора, т. е.
302 •
когда его поршень находится во взвешенном положении, давления мас-
ла и воздуха фактически равны и уплотнительные кольца не требуются.
Так как обеспечить уплотнение воздушной среды значительно труд-
нее, чем жидкостной, в некоторых аккумуляторах (см. фиг. 212,6) при-
меняют так называемый жидкостный затвор, достигаемый заполнением
жидкостью полости 3 поршня, соединенной с круговой проточкой 2.
Очевидно, что указанный аккумулятор допускает лишь такую верти-
кальную установку, при которой воздушная полость находилась бы
в верхнем положении.
На фиг. 212, в представлена конструкция аккумулятора, в котором
в полости жидкостного затвора после разрядки создается давление, пре-
вышающее давление воздуха. Для этого жидкость подается в кольцевую
канавку 2 на поршне, расположенную между уплотнительными кольца-
ми и вспомогательным дифференциальным поршнем 4, находящимся
под действием усилия тарельчатой пружины 6 и сил давления жидко
Фиг. 212. Поршневые гидропневматические аккумуляторы.
сти. Давление в камере 5, а следовательно, и в кольцевой канавке 2 за-
висит от разности указанных сил и будет максимальным, превышаю-
щим давление воздуха, при нулевом давлении жидкости. При равных
давлениях воздуха и жидкости (при взвешенном поршне) жидкость,
хотя и заполнит камеру 5, однако давление в ней будет ниже давления
воздуха на величину, обуславливаемую усилием пружины 6. В этом
случае возможные утечки заполнят камеру 5 и повысят давление в ней,
которое в конечном счете может сравняться с давлением воздуха.
Применение подобного аккумулятора особенно эффективно при
работе в условиях низких температур.
Для уменьшения объема аккумулятора указанного типа поршень
следует устанавливать свободным (открытым) концом к воздушной
среде, чтобы использовать для воздушного объема пространство
поршня.
Мембранные гидропневматические аккумулято-
р ы. Рассмотренные выше поршневые аккумуляторы имеют такие суще-
ственные недостатки, как трение поршня, неполная герметичность, ко-
торые особенно проявляются при эксплуатации в условиях низких
температур. Эти недостатки устранены в аккумуляторах с разделите-
лями в виде резиновых диафрагм 1 (фиг. 213), зажатых между разъ-
емными поверхностями корпуса аккумулятора (распространенная
толщина диафрагм 1,54-3 о). Так как в аккумуляторе с резиновой
303
разделительной диафрагмой давление воздуха передается практически
непосредственно на поверхность жидкости, последняя будет находиться
под тем же давлением, что и воздух.
Для предотвращения продавливания резиновой диафрагмы в отвер-
стие заборного штуцера, что может произойти при полном расходе
; жидкости, диафрагма утолщается или в соответствующем месте к ней
привулканизовывается металлическая шайба.
В схеме, представленной на фиг. 213,6, применен клапан, который
под действием диафрагмы при полном ее расширении входит в гнездо
и перекрывает расходное
отверстие.
Необходимо также
при разрядке аккумуля-
тора не допускать плот-
ного прилегания диафраг-
мы к расходному отвер-
стию, так как давлением
воздуха на внутреннюю
поверхность диафрагмы
оно может быть настолько
плотно перекрыто, что бу-
дет затруднена, а в не-
которых случаях и пол-
ностью исключена подача
жидкости в аккумулятор.
Для этого на диафрагме 1
(см. фиг. 213, а) выпол-
нены утолщения 2. В схе-
ме, представленной на
фиг. 213, б, подаче в на-
чальный момент способст-
вует пружина 4 клапана 3,
Фиг. 213. Мембранные гидропневматические ак- которая стремится его OT-
кумуляторы. крыть, противодействуя
давлению воздуха. Диа-
фрагма должна быть выполнена таким образом, чтобы устранялось рас-
тяжение (вытяжка) ее при полной разрядке аккумулятора, которая
здесь допустима в пределах не больше 5%. Это относится в первую
очередь к аккумуляторам, предназначенным для работы в условиях
низких температур, при которых резина теряет эластичность.
Кроме указанных аккумуляторов, распространены также аккуму-
ляторы сферического (шарового) типа (фиг. 214), которые отличаются
от цилиндрических компактностью и малым весом; последнее обуслов-
лено особенностями сферической формы, а также и тем, что в стенках
шара, находящегося под давлением, создаются в два раза меньшие на-
пряжения, чем в стенках цилиндра того же диаметра. Распространен-
ный размер диаметра сферы аккумулятора 1504-300 мм.
При проектировании аккумуляторов этого типа наиболее сложным
оказывается создание простого и надежного способа крепления диа-
фрагмы и соединения частей аккумулятора. Аккумуляторы, предназна-
ченные для давлений 1204-150 кг!см2, составляются обычно из двух
полусфер, между которыми зажимается толщиной 1,54-3 мм диафрагма.
Для соединения полусфер применяют резьбовое (см. фиг. 214, а)
и фланцевое (см. фиг. 214,6) соединения, Однако в условиях высоких
давлений этим соединениям трудно обеспечить требуемую прочность.
Поэтому при давлениях выше 150 кг!см2 применяют аккумуляторы,
в которых разъем выполнен не по максимальному, а по минимальному
304
сечению сферы (фиг. 215), причем оболочка аккумулятора представ-
ляет собой полную сферу с большим отверстием для монтажа диафраг-
мы и малым —для зарядки воздухом.
Фиг. 214. Сферические гидропневматические аккумуляторы.
Диафрагма и ее крепление должны быть выполнены так, чтобы
деформировалась лишь ее нижняя половина, причем сама деформация
происходила бы при минимальной кривизне изгиба. Для этого верхняя
Фиг. 215. Сферические гидропневматические аккумуляторы
с разъемом по малому сечению сферы.
часть диафрагмы, расположенная ближе к месту крепления, обычно
выполняется толще нижней. Для этой же цели на внутренней поверх-
20 1246 305
1
ности выполняется утолщение в виде круглого резинового пояса а, при-
клеенного к диафрагме. В результате такой модификации достигает-
ся плавный изгиб диафрагмы при разрядках аккумулятора.
Процессы сжатия и расширения воздуха в гидропневматическом
аккумуляторе
При зарядке аккумулятора энергия, затраченная на сжатие воздуха,
превращается в тепло, повышающее температуру воздуха, что в свою
очередь оказывает влияние на давление вследствие теплового расшире-
ния воздуха. Как известно, при адиабатическом процессе сжатия возду-
ха, т. е. при изменении состояния воздуха без участия внешнего тепла
(без изменения теплового состояния), характеристическое уравнение,
выражающее соотношение между давлением и объемом, имеет вид
=const
(380)
где р и -[“Соответственно давление и объемный вес воздуха;
^ — коэффициент, равный отношению теплоемкости воздуха (газа)
при постоянном давлении (Ср) к теплоемкости при постоянном
объеме (Cv): k = для воздуха £=1,405.
Су
При изотермическом процессе, т. е. при изменении состояния газа
при постоянной температуре, зависимость между давлением и объемом
или между давлением и объемным весом выражается следующим обра-
зом:
pV= const; —=const. (381)
7
Очевидно, что в рассматриваемом случае не получим адиабати-
ческого процесса, так как при любой интенсивности сжатия воздуха
часть тепла будет отведена стенками аккумулятора, а следовательно,
имеем так называемое политропическое изменение состояния газа, ко-
торое представляет собой нечто среднее из этих предельных условий —
изотермического и адиабатического процессов. Уравнение политропы
охватывает всевозможные изменения состояния и имеет вид
-—-=const, (382)
7
где п — показатель политропы; при и=1 имеем изотермический и при
и = £ — адиабатический процесс.
Очевидно, что численное значение показателя политропы п можно
установить лишь для конкретных условий с учетом интенсивности сжа-
тия или расширения воздуха и условий отвода тепла. Так как наполне-
ние аккумулятора жидкостью в большинстве случаев представляет со-
бой медленный процесс, значение п всегда близко к единице и в боль-
шинстве случаев может быть принято равным ей. В тех случаях, когда
аккумулятор имеет быстрые циклы зарядки (наполнения) и разрядки,
показатель политропы следует принимать «=1,14-1,3. Так, например,
эксперименты, проведенные автором, показывают, что при продолжи-
тельности зарядки, равной 5 сек,, и значении минимального и макси-
мального рабочих давлений Pmin^lSO кг!см2 и Рт^х=200 кг1см? показа-
тель политропы п не превышает величины 1,1 и «=1,2 — при продолжи-
тельности зарядки 2—3 сек.
Разрядка аккумулятора обычно происходит интенсивнее, чем за-
рядка, в результате чего при расширении воздуха температура его зна-
306
чительно изменяется, что оказывает влияние на величину давления-
Однако для упрощения расчетов значение показателя политропы при
разрядке в большинстве случаев можно принять равным его величине
при зарядке.
Если исходить из изотермического процесса, то приближенно мож-
но считать
ДУ___ Д/?
V- “ У ’
где Д У—изменение объема воздуха (или накопленного объема масла);
1/—объем воздуха в аккумуляторе;
Др— изменение давления;
р — среднее давление.
Если принять изменение давления Др/р равным 25%, то полезный
объем аккумулятора ДУ будет примерно составлять 25% общей (кон-
структивной) его емкости.
Выбор рабочих параметров гидропневматического аккумулятора
Рабочие параметры аккумулятора должны быть такими, чтобы
при минимальном конструктивном его объеме и заданном минимальном
перепаде (диапазоне) рабочего давления (ртах—Pmin) была достигнута
максимальная полезная емкость аккумулятора, под которой понимается
изменение объема жидкости Vn в аккумуляторе, соответствующее за-
данному перепаду давления с максимального рабочего давления рта»
в конце зарядки до минимального pmin в начале зарядки.
При расчете объемных параметров аккумулятора известными (за-
данными) обычно являются значения минимального и максимального
рабочих давлений, а также полезная емкость аккумулятора и требуется
вычислить его общий (конструктивный) объем Ук. Значение этого пара-
метра в функции полезной емкости и давлений можно найти из соот-
ношения
JL ±
17
кк /'min /max
(383)
где Ук — общий (конструктивный) объем аккумулятора в см3;
Уп —полезная его емкость или объем жидкости, вытесняемой
из аккумулятора при падении давления с ртах до pmin,
в см3; Va==V2 — V^
и Ц — объем жидкости соответственно при максимальном и ми-
нимальном рабочих давлениях (в конце и в начале заряд-
ки) в см3;
рп~ начальное давление воздуха перед зарядкой аккумулятора
жидкостью в кг!см1;
Ртах и Рт1п“~максимальное и минимальное рабочие давления в кг 1см2,
Объем воздушной части аккумулятора в конце зарядки жидкостью,
определенный с учетом заданного допустимого диапазона рабочих дав-
лений в аккумуляторе и полезной его емкости, можно найти и? соотно-
шения
(384)
где Ув — объем воздушной части аккумулятора в конце зарядки
(прИрти). •
20* 307
При /2=1 указанные выше выражения примут вид
Уц Ра______________________Ра . Уд Ртах ।
Ртах Pmin У в Pmin
(385)
Приведенные выражения показывают, что полезная емкость,
а следовательно, и энергоемкость аккумулятора, при всех прочих рав-
ных условиях, в значительной мере зависят от величины начального
давления зарядки воздухом. Последнее наглядно видно из фиг. 216, а,
на которой пунктирной штриховкой показана энергоемкость аккумуля-
тора в изотермическом режиме (п=1) (при рабочих давлениях
Pmin=120 кг/ся2 и ртак=1б0 ка/ся2) для различных начальных давлений.
I i____I___I---1---1---1---1--1---U—J
100 90 80 N 60 50 40 30 20 Ю О
' Овьем воздуха 8 %
Деление в кг /см 2
с:хатия воздуха в аккумуля-
<9
Фиг. 216. Кривые процесса
торе.
Приведенные графики показывают [см. также выражение (385)],
что для случая, когда начальное давление воздуха равно минимальному
рабочему давлению pH = Pmin=120 кг/ся2, полезная емкость аккумулято-
ра Vn составляет 25% его полного объема, тогда как для начального
давления воздуха рн = 40 кг/ся2 при том же диапазоне рабочих давле-
ний она равна всего лишь 8,3% и для рн = 20 кг)см2 составляет 4,15%.
Очевидно, что для надежного действия автоматики включения на-
роса на зарядку аккумулятора при понижении рабочего давления ниже
установленной минимальной величины pmin начальное давление воздуха
рн должно быть несколько ниже минимального рабочего давления pmin
на величину возможной неточности настройки и работы этой автома-
тики. Однако во всех случаях при выборе начального давления воздуха
308
необходимо стремиться, если не предъявлены другие требования, к наи-
большему приближению его к минимальному рабочему давлению pmin.
Одновременно следует иметь в виду, что энергия, характеризуемая
треугольником abc (или аналогичными треугольниками других площа-
док), не может быть использована, так как при расчете силовых агре-
гатов гидросистемы исходят из минимального значения рабочего давле-
ния в аккумуляторе, которое характеризуется для рассматриваемого
случая точкой а. Очевидно, что чем меньше значение Ъ—с, т. е. чем
меньше значение перепада рабочего давления —ртщ, тем меньше
будет величина потери энергии. Учитывая это, допускают коэффициент
перепада (диапазона) рабочего давления
t==£n>ax2zAnin ^0,15 4-0,2.
.ртах
Минимальная полезная емкость гидроаккумулятора обычно в 1,5
раза больше величины подачи насоса за 1 сек.
Температурные изменения, происходящие при сжатии и расшире-
нии воздуха в режиме п^>1, могут при известных условиях снизить по-
лезную емкость аккумулятора. Последнее наглядно видно из выраже-
ния (383) и графика, представленного на фиг. 216, б, на котором даны
кривые давления в функции сжатия воздуха для п=1 (сплошные ли-
нии) ип=1,4 (пунктирные линии).
Из этого графика видно, что для повышения давления с начальной
величины 40 кг]см2 до 100 кг!см2 в изотермическом процессе (и=1)
необходимо уменьшить воздушный объем до 40% начального значения»
что соответствует величине подачи в аккумулятор жидкости, равной
60% начального воздушного объема (см. кривую а), тогда как при
адиабатическом процессе (п=1,4) это давление будет достигнуто при
уменьшении воздушного объема лишь до ~52% начального его значе-
ния, т. е. при подаче объема жидкости, равного ~48%. Следовательно»
объем жидкости в аккумуляторе при п=1 будет больше, чем при и=1,4>
так же как она будет больше и при любом значении п>1.
Повышение температуры при зарядке аккумулятора в режиме
п^>1 представляет практический интерес и в отношении пожарной без-
опасности. Очевидно, что если при зарядке аккумулятора жидкостью тем-
пература воздуха в конце режима сжатия станет равной температуре
воспламенения масла, воздух должен быть заменен каким-либо инерт-
ным газом.
Пренебрегая трением подвижных частей, связь между температу-
рами и давлением воздуха в начале и в конце режима сжатия
выразить зависимостью
л —1
(/2 + 273) —
(/1 + 273) \ /
где /1 и — температура воздуха соответственно в начале и в
режима сжатия в °C;
Pi и pz — давление воздуха соответственно в начале и в
режима сжатия в кг/сти2.
Значением pz для рассматриваемого случая служит максимальное
рабочее давление р^ (давление в конце зарядки) и значением р{ — на-
чальное давление воздуха рн или минимальное рабочее давление рт~п.
Значения р\ или рн выбирают в зависимости от того, какое из этих дав-
лений служит начальным в рассматриваемом процессе сжатия воздуха
при зарядке аккумулятора жидкостью.
Так как энергия, затраченная на сжатие воздуха при зарядке акку-
мулятора жидкостью, без учета внешнего тепла равна энергии, отдава-*
можно
(386)
конце
конце
309
емой при расширении воздуха при разрядке аккумулятора, температура
воздуха в процессе последовательных разрядок и зарядок аккумулято-
ра не будет повышаться и стабилизируется после первых несколькш
циклов зарядки. Поскольку некоторая часть тепловой энергии все-такк
отдается окружающей среде, в частности в интервалах времени между
концом зарядки и началом разрядки, максимальная температура будет
иметь место в конце первой зарядки аккумулятора жидкостью. При
этом начальная температура воздуха в аккумуляторе должна быть
равна температуре окружающей среды с учетом влияния рабочей тем-
пературы масла. Установившаяся температура в конце последующих
зарядок (сжатий воздуха) будет ниже этого максимального значения на
величину, зависящую от степени влияния на рассматриваемый процесс
внешнего тепла.
Учитывая это, проверку аккумулятора на максимальную темпера-
туру следует проводить при первом сжатии воздуха после длительной
паузы в работе, достаточной для выравнивания температур. При этом
следует иметь в виду, что исходным давлением воздуха при таком снятии
характеристик должно быть не минимальное рабочее давление ртт
аккумулятора, а начальное давление рн воздуха.
Элементарные расчеты показывают, что температура при сжатии
для распространенных режимов и условий зарядки аккумулятора не
может превысить значения, при котором воспламеняется минеральное
масло. Так, например, даже при относительно высоком показателе по-
литропы п=1,3 температура в конце зарядки аккумулятора с давления
рн=150 кг/cAt2 до давления ртах=220 кг/см2 и при начальной темпера-
туре воздуха (с учетом влияния температуры масла) 60° С будет равна
согласно приведенной выше формуле /=93° С.
Энергия и полезная емкость будут также теряться, если между кон-
цом зарядки в режиме п>1 и началом разрядки имеется интервал вре-
мени, в течение которого температура воздуха, а следовательно, и дав-
ление понизятся. Из графика, приведенного на фиг. 216,6, видно,
что при рассматриваемом начальном давлении 40 кг/см2 уменьшению
/сжатию) при п=\ воздушного объема до 30% начального значения
соответствует давление 133 кг/см2, тогда как такое же уменьшение воз-
душного объема при м=1,4 соответствует давлению, превышающему
200 кг/см2. Следовательно, если температура в результате указанного
интервала (паузы) между концом режима сжатия и началом расшире-
ния воздуха понизится до значения, соответствующего концу рассмот-
ренного сжатия в режиме п=1, давление (без какого-либо расхода
жидкости) понизится с величины, превышающей 200 яа/сл2, до
133 кг)см2.
Аналогичная потеря будет иметь место, хотя и в меньшей мере, при
всех значениях п>1.
При этом, если последующая разрядка аккумулятора происходит
в режиме м>1, то некоторая часть полезной емкости дополнительно
потеряется вследствие переохлаждения воздуха при расширении, в ре-
зультате которого начальное давление рн = 40 кг/см2 будет достигнуто
при меньшем отборе жидкости (при большем воздушном объеме), чем
в режиме n = 1.
Расчет гидропневматического аккумулятора на прочность
При расчете толщины S стенок цилиндра аккумулятора (см.
фиг. 212) на прочность можно применять формулу
5==т[1/ °+Anax(/i+2? ]’ (387)
2 L у а Ртах (1 ^)
где О —внутренний диаметр цилиндра в см\
310
pmax —давление в конце зарядки в кг1см\
а — допускаемое напряжение на разрыв для материала в кг)см2;
[1 —коэффициент Пуассона (для стали р. = 0,Зи для латуни р. = 0,35).
По этой формуле также рассчитывается толщина стенок мембран-
ных аккумуляторов цилиндрического типа (см. фиг. 213).
Толщину Si донышка цилиндра можно определить по формулам:
а) для плоского донышка
S =0,4050 1/
у а
б) для сферического донышка
5, = ^-.
1 4а
(388)
(389)
По формуле (389) рассчитывается и толщина полусфер шарового
(сферического) аккумулятора (см. фиг. 214).
ИСПЫТАНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ И АГРЕГАТОВ
Гидросистема и все ее компоненты должны быть подвергнуты
испытаниям в условиях, максимально приближающихся к эксплуатаци-
онным. Следует обратить особое внимание на максимальное воспроиз-
ведение при испытании реальных условий работы на самолете, так как
отклонения, даже несущественные, приводят к тому, что агрегаты, про-
шедшие длительные испытания, в эксплуатации не обеспечивают и не-
большой части ресурса, на который они рассчитаны.
Все гидравлические трубопроводы, шланги и соединения должны
быть подвергнуты статическим испытаниям на герметичность при дав-
лении, большем в два раза максимального рабочего давления. Трубо-
проводы, шланги и соединения нерабочей части гидросистемы должны
испытываться на давление, равное 25% максимального рабочего давле-
ния. Гидравлические агрегаты (силовые цилиндры, клапаны и др.)
должны также испытываться на давление, превышающее максимальное
рабочее давление в два раза.
Для повышения надежности испытания гидрокомпонентов необхо-
димо проводить при пульсирующем давлении, которое оказывает на их
выносливость более пагубное воздействие, чем статическое давление,
если последнее даже и превышает его по величине.
Все компоненты гидросистемы должны быть также проверены на
предельное число нагрузок рабочим давлением с последующим после
каждой нагрузки снижением давления до нуля. Число таких нагрузок
должно в 8-т-Ю раз превышать возможное число нагрузок агрегата
в эксплуатации.
Испытания агрегатов следует проводить в условиях температур,
близких к эксплуатационным, а не в условиях предельных температур.
Агрегаты, успешно прошедшие испытания при температурах окружаю-
щей среды и масла —60° С, часто отказывают в работе при менее низких
температурах, так как в действительных условиях при отрицательной
температуре окружающей среды температура масла может быть поло-
жительной, ввиду чего внутренние детали, омываемые теплым маслом,
нагреваются и вследствие теплового расширения заклиниваются в дета-
лях, не подвергавшихся столь интенсивному обогреву.
Это относится также и к уплотнениям агрегатов. Несмотря на то,
что уплотнения проходят длительные испытания и подвергаются перио-
дическим контрольным серийным испытаниям при различных давлениях
и температурах ±60° С, при эксплуатации агрегатов при —20° С нару-
шается герметичность, преимущественно во время стоянок самолетов.
311
Проверка показывает, что условия испытания при —60° С не являются
для уплотнения наихудшими, так как вязкость масла при этой темпера-
туре настолько увеличивается, что компенсирует понижение уплотняю-
щих свойств резины, происходящее главным образом вследствие ее за-
твердения и потери упругости. При температурах до —20° С потеря
уплотняющих свойств резины не компенсируется повышением вязкости
жидкости в требуемой для сохранения герметичности степени, так как
изменение вязкости в функции температуры иное, чем изменение свойств
резины.
Отказ и поломка различных агрегатов, прошедших лабораторные
и даже летные испытания, происходят по той причине, что для испыта-
ний отбираются, как правило, лучшие экземпляры агрегатов. Очевидно,
чтобы выявить заклинивание агрегата при низких температурах, для
испытаний следует отбирать агрегат с минимальным для принятого
класса точности зазором, а для испытаний на перетекание жидкости при
положительных температурах — с максимальным зазором и т. д.
Выносливость всей системы проверяется длительными испытания-
ми при различных ходах и нагрузках, при этом характер изменения
давления и скоростей при испытаниях должен соответствовать рабочим
условиям.
Агрегаты и компоненты системы подвергаются испытаниям на уста-
лость, которые, однако, для ускорения исследований заменены испыта-
ниями при помощи отдельных импульсов при давлении, превышающем
на 20% максимальное.
Все агрегаты должны быть испытаны на конкретном самолете, для
которого они предназначены. Лабораторная испытательная установка,
как бы совершенна она ни была, не может полностью воспроизвести
реальных условий, ввиду чего натурным испытаниям на данном типе са-
молета должны быть подвергнуты все агрегаты системы, включая и те
из них, которые проходят испытания на других самолетах.
Глава VI
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЛЕДЯЩИЕ УСТРОЙСТВА
Гидравлические следящие устройства нашли широкое применение
в системах ручного и автоматического управления современными скоро-
стными самолетами в воздухе и на земле. В этих системах устройства
следящего типа, так называемые гидравлические усилители или бусте-
ры, применяются в основном для разгрузки ручки управления самоле-
том и улучшения его маневренности.
В связи с этим следует отметить, что нагрузка на ручке управления
возрастает пропорционально кубу линейного размера самолета. Кроме
того, эта нагрузка зависит от скорости полета: так, например, при пере-
ходе от скорости полета 0,8М до скорости, соответствующей 1,ЗМ, шар-
нирный момент руля, необходимый для создания той же перегрузки,
возрастает в 404-50 раз.
Перемещения центров давления на рулях при звуковых и сверхзву-
ковых скоростях не позволяют осуществить надлежащую аэродинами-
ческую компенсацию рулей. Ввиду этого усилия на ручке управления
возрастают до недопустимых величин и поэтому при управлении само-
летом приходится использовать внешнюю энергию.
Практика показывает, что для механизации управления самолетом
наиболее приемлемым видом является гидравлическая энергия. Ввиду
этого решение задач по усовершенствованию систем управления само-
летов идет по пути применения гидравлических усилителей. Гидравли-
ческий усилитель обладает рядом преимуществ и является устройст-
вом, которое может надежно противодействовать силам, возникающим
на рулях и элеронах при флаттере самолета.
Помимо систем рулей и элеронов, гидравлические усилители нахо-
дят также широкое применение и в других узлах самолета, привод ко-
торых осуществляется по принципу слежения: в управлении самолетом
на земле, в тормозных аэродинамических щитках, в управлении раз-
личными створками и люками авиационных двигателей и т. д. Гидро-
усилители применяются также в системах регулирования перекоса
и шага винтов вертолетов.
Гидроусилитель должен преодолевать нагрузку от шарнирного
момента руля и инерционного сопротивления массы присоединенных,
к нему узлов, развивая при этом требуемые скорости и ускорения
и обеспечивая закон перемещения руля, задаваемый летчиком через
ручку управления.
Следовательно, самолетный гидроусилитель представляет собой
следящий силовой привод, который сообщает ведомому звену (выходу)
движения, согласованные с определенной точностью с перемещением
входа, задаваемым летчиком через ручку управления, при требуемом
усилении, получаемом за счет использования энергии подаваемой
жидкости. Иначе говоря, выход гидроусилителя (силовой шток цилин-
313
дра или валик гидромотора) как бы копирует изменения входной вели-
чины (следит за положением ручки управления).
Главной характерной особенностью этого следящего привода яв-
ляется то, что он реагирует на рассогласование (ошибку) между выход-
ной и входной величинами со скоростью воздействия, пропорциональной
величине ошибки.
Для осуществления слежения в самолетных гидроусилителях при-
меняется жесткая обратная связь выхода со входом, которой в общем
случае называется любой элемент системы, соединяющий какое-нибудь
звено системы с одним из предыдущих и замыкающий тем самым либо
всю систему, либо часть ее (фиг. 217). Силовой цилиндр (выход) по-
средством этой связи сообщает плунжеру золотника (входу) движение,
обратное тому, которое он получает от ручки управления.
Фиг. 217. Структурная схема гидроусилителя системы управления
самолетом.
Из всего многообразия гидравлических следящих устройств авто-
ром в основном рассматриваются лишь однокоординатные системы
с жесткой обратной связью выхода (силового цилиндра) с входом (зо-
лотником), применяемые в ручном управлении самолетом.
При однокоординатной жесткой связи, как указывает само название,
поршень силового цилиндра передает движение плунжеру золотника с
помощью механизма, имеющего одну степень свободы в отличие от рас-
пространенных в других системах связей, в которых механизм имеет
несколько степеней свободы.
Так как гидравлическим следящим системам, в том числе гидро-
усилительным системам рулей самолетов, посвящен ряд специальных
работ (см. [3] и [5]), в настоящей книге рассматриваются конструкции
и специфические вопросы самолетных гидравлических компонентов этих
систем. Сведения по регулированию, устойчивости и другим общим во-
просам применения гидроусилителей можно получить в указанных
работах.
Принцип действия гидроусилителей. Принцип дей-
ствия гидроусилителя основан на сравнении желаемого и получаемого
эффектов слежения выхода за входом, разность между которыми дает
ошибку (рассогласование), в результате чего задающий механизм не-
прерывно передает исполнительному сигнал на исправление (устране-
ние) ошибки.
Схема подобного гидроусилителя с двигателем (цилиндром) пря-
молинейного движения представлена на фиг. 218.
Принцип действия системы заключается в следующем. При пере-
мещении ручки управления 2 (см. фиг. 218, а) перемещается точка 1.
Так‘как силы, противодействующие смещению золотника 3, несравненно
меньше соответствующих сил в системе силового поршня 4, то точка 6
в первый момент движения точки 1 может рассматриваться как непо-
движная, ввиду чего движение ручки управления вызовет через рычаг 7
смещение плунжера золотника. В результате этого жидкость поступит
314
в соответствующую полость цилиндра 5, что вызовет перемещение
поршня 4, а следовательно, и точки 6 выхода на некоторый путь, про-
порциональный отклонению точки 1 системы ручки управления.
Если движение ручки 2 будет прекращено, то точка 1 также оста-
новится и движущийся поршень 4 сообщит через рычаг 7 плунжеру
золотника 3 перемещение,
противоположное тому, кото-
рое он получал до этого при
смещении ручки управления.
Так как окна золотника
вследствие обратного движе-
ния его плунжера будут
прикрываться, количество
масла, поступающего в ци-
линдр 5, уменьшится, вслед-
ствие чего скорость его пор-
шня будет уменьшаться до
тех пор, пока в среднем
(нейтральном) положении
плунжера золотника, в ко-
тором окна полностью пере-
кроются, она не станет рав-
ной нулю.
При смещении плунже-
ра золотника 3 в другую сто-
рону движение всех элемен-
тов регулирующего устрой-
ства будет происходить в
противоположном направо
лении.
Подобная схема, но с зо-
лотником другой конструк-
ции приведена на фиг. 219
(см. также фиг. 132). Эти
золотники более просты в
изготовлении, так как в них
требуется выдержать точ-
ность лишь среднего пояска
плунжера (и соответственно
окна) вместо двух поясков
предыдущей схемы.
Значение максимальной
ошибки у большинства са-
молетных гидроусилителей
обычно ограничено специ-
альными упорами в распре-
делителе, которые позволя-
ют золотнику перемещаться
в пределах хода, необходи-
Фиг. 218. Принципиальные схемы гидроусилите-
лей с двухпоясковым золотником.
мого лишь для обеспечения заданной скорости выхода. Если оператор
попытается, после того как золотником будет выбран этот ход, сдвинуть
рычаг управления со скоростью, превышающей заданную, то развивае-
мое им добавочное усилие будет суммироваться с усилием давления
жидкости.
Эти механические ограничители положений золотника выполняют-
ся для самолетных гидросистем так, чтобы перемещение ручки при воз-
никновении угловой ошибки примерно в 1,5° было бы ограничено упо-
рами.
315
В схеме, представленной на фиг. 219, а, максимальное открытие
золотника, а следовательно, и максимальная ошибка, которая может
быть введена в систему, ограничиваются упорами а.
Из приведенных схем видно, что гидроусилитель будет приходить
в действие, когда смещение плунжера золотника из среднего положения
превысит некоторую величину, определяемую превышением длины h
пояска плунжера 3 (см. фиг. 218) над шириной t окна питания, т. е. зна-
чением 2с, которое называется перекрытием золотника. Очевидно, что
при перемещениях плунжера золотника в пределах перекрытия его
пояском окна питания жидкость не поступит в силовой цилиндр и его
поршень будет находиться в покое.
Фиг. 219. Принципиальные схемы гидроусилителей с трехпоясковым зо-
лотником.
Указанный отрицательный эффект перекрытия золотника можно
снизить увеличением передаточного отношения механизма обратной
связи, как это показано в схемах, представленных на фиг. 218,6
и 219, б.
На фиг. 220 приведены схемы, в которых длина дифференциального
рычага равна нулю, т. е. распределительный золотник установлен непо-
средственно в рабочем поршне. В положении покоя золотника 2 бурти-
ки его плунжера перекрывают каналы (окна) 3 и 4, ведущие в правую
и левую полости цилиндра /. При смещении плунжера золотника 2
канал 5, ведущий в магистраль насоса, соединяется с соответствующей
полостью цилиндра 1. Так, например, при движении плунжера золотни-
ка 2 влево канал 5 соединяется с окном 4, в результате чего жидкость
из канала 5 начнет поступать в правую полость цилиндра 1 и, действуя
на поршень 6 силового цилиндра, будет перемещать его также влево.
При остановке плунжера золотника 2 поршень 6 силового цилиндра
будет перемещаться до тех пор, пока не дойдет до положения, при кото-
ром окна 3 и 4 перекроются его буртиками, после чего он также оста-
новится. При движении плунжера золотника 2 вправо жидкость от
насоса поступит в окно 3 и от него — в левую полость цилиндра 1,
вследствие чего поршень начнет также перемещаться вправо.
316
Золотник может быть вынесен из поршня и помещен в корпус сило-
вого цилиндра (см. фиг. 220, б). В этом случае шток силового поршня
крепится неподвижно, а корпус 1 силового цилиндра связывается с при-
водимым узлом. Ввиду того, что корпус золотника размещен непосред-
Фиг. 220. Схемы гидроусилителей с внутренним (а)
и внешним (б) расположением золотников.
ственно на перемещающемся силовом цилиндре, надобность в рычаге
для осуществления обратной связи здесь так же, как и в предыдущей
схеме, отпадает.
На фиг. 221 приведены распространенные схемы управления, в ко-
торых полости силовых цилиндров со стороны штоков постоянно соеди-
нены с нагнетательной линией, ввиду чего в них будет действовать мак-
симальное давление. Противоположные полости этих цилиндров в за-
висимости от положения распределителя (золотника) 2 или клапана 5
Фиг. 221. Схемы гидроусилителей
с дифференциальными поршнями.
могут быть соединены или со сливной, или с нагнетательной линией,
а следовательно, давление в них может изменяться от 0 до давления
в нагнетательной линии.
В результате перепада давления в правой и левой полостях цилинд-
ра развивается движущее усилие. В нейтральном положении золотни-
ка 2 плунжер его перекрывает канал (окно), ведущий в левую полость
317
цилиндра, в результате чего силовой поршень фиксируется в соответст-
вующем положении (см. фиг. 221, а); действие внешней нагрузки и уси-
лий, развиваемых давлением жидкости в правой полости цилиндра, и
жидкости, запертой в левой его полости, уравновешивается. При переме-
щении ручки управления 4 по направлению часовой стрелки золотник 2
смещается влево и подводит жидкость в левую полость силового ци-
линдра. Поскольку площадь живого сечения левой полости цилиндра
в два раза больше площади сечения правой полости, цилиндр, переме-
щаясь влево, поворачивает руль самолета (выход) против часовой
стрелки. Это движение продолжается до тех пор, пока рычаг управле-
ния, перемещаясь синхронно с рулем (выходом), удерживает плунжер
золотника в открытом положении. При прекращении движения ручки
управления золотник останавливается. Схема с клапанным распредели-
телем (см. фиг. 221, б) действует аналогичным образом.
Основным преимуществом подобной схемы является уменьшение
вредного влияния нерастворенного воздуха и люфтов. Вредное влияние
воздуха в рассмотренной схеме уменьшается ввиду того, что смесь
жидкости с нерастворенным воздухом находится под некоторым давле-
нием, которое повышает общий модуль упругости и жесткости системы
и, следовательно, повышает ее устойчивость. Уменьшение вредного влия-
ния люфтов между силовым цилиндром и приводимым узлом также до-
стигается благодаря постоянному нагружению рычажной системы сило-
вого цилиндра.
Кроме того, если площадь поперечного сечения поршня со стороны
штока будет в два раза меньше площади сечения цилиндра Л то будут
осуществлены одинаковые усилия и скорости при движении в обоих
направлениях без применения сквозного штока, который увеличивает
габариты силового цилиндра и трение уплотнительных соединений.
СХЕМА С НАСОСОМ ПЕРЕМЕННОГО РАСХОДА
В некоторых самолетных системах вместо насоса постоянного рас-
хода применяется насос с регулируемым расходом, приводимый в дви-
жение обычно от электродвигателя. В этом случае надобность в распре-
4
9 8 7
Фиг. 222. Гидроусилитель с насосом регулируемой производитель-
ности.
делительном золотнике отпадает, а изменение величины скорости и?
направления движения руля осуществляется путем изменения (регули-
рования) расхода и реверса подачи насоса.
Схема подобной системы показана на фиг. 222. Расход насоса 1 ре-
гулируется путем перемещения его корпуса относительно неподвижной
318
оси цилиндрового ротора 2, осуществляемого через тягу 9 и рычаг 8,
одна сторона которого связана с перемещающимся силовым штоком 3,
а другая — с тягой 7, соединенной с входом (ручкой управления). Схема
действия обратной связи этого устройства подобна схеме, изображенной
на фиг. 218.
Для поддержания давления в полостях цилиндра 5 при нулевом
расходе регулируемого насоса 1 применен вспомогательный шестерен-
ный насос подкачки 6, который подает через обратные клапаны 4 жид-
кость под давлением 35—40 кг!см? в обе полости цилиндра 5, фикси-
руя тем самым его поршень. Указанный подпор уменьшает объем
пузырьков воздуха, а следовательно, увеличивает жесткость гидравличе-
ской части усилителя.
К преимуществам подобной силовой установки относится то, что она
позволяет непосредственно регулировать производительность насосов.
Фиг. 223. Схема гидроусилителя с насосом регулируемой
производительности и сервоуправлением.
Однако эта особенность является и недостатком, так как нагрузка, не-
обходимая для управления насосом, может достигнуть такой величины,
что потребуется применить управление с серводействием. Схема подоб-
ного устройства представлена на фиг. 223. Входная тяга 4 приводит в
движение золотник 2 вспомогательного гидравлического усилителя 3,
управляющего узлом регулирования производительности насоса 1.
Выше были рассмотрены схемы управления, в которых усилия от
шарнирного момента руля не передаются на ручку управления, тогда
как в действительности для управления самолетом требуется «ощуще-
ние» усилия на ручке от шарнирного момента рулей управления.
Простейшим способом создания этого ощущения является отдача
на ручку некоторой части усилия от шарнирного момента руля, как это
показано на схеме фиг. 224, а (см. также фиг. 221). Изменением соот-
ношения размеров плеч а и b дифференциального рычага можно полу-
чить на ручке управления требуемую нагрузку. В практике эти системы
принято называть обратимыми.
Нагрузку ручки управления можно также осуществить гидравличе-
ским способом по принципиальной схеме, представленной на фиг. 224, б,
где величина нагрузки определяется, при всех прочих одинаковых усло-
виях, величиной диаметра нагрузочного поршня с.
В некоторых схемах применяются устройства для регулирования
степени обратимости гидроусилительного управления, которое осуществ-
ляется обычно изменением соотношения величины плеч дифференциаль-
ного рычага.
319
Применение механизма с отдачей на рукоятку управления некоторой
части нагрузки от шарнирного момента руля имеет и другое преимуще-
Фиг. 224. Схемы гидроусилителей с механическим (а)
и гидравлическим (б) нагружениями ручки.
ство, которое заключается в том, что система становится обратимой, т. е.
она может приводиться в действие как с входной, так и с выходной сто-
роны.
УСТРОЙСТВА ДЛЯ ИМИТАЦИИ «ОЩУЩЕНИЯ» РУЛЯ НА РУЧКЕ
УПРАВЛЕНИЯ
В связи с повышением требований к маневренности самолетов в воз-
духе возникла необходимость в устройствах, которые автоматически ог-
раничивали бы величину ускорений самолета или позволяли летчику
ощущать их на ручке управления. Эти ускорения, в частности вертикаль-
ные, ограничиваются, как известно, с одной стороны, физическими воз-
можностями летчика и с другой — сопротивлением самолета, так как
современные самолеты часто летают на предельных режимах, при ко-
торых малейшее нарушение внимания летчика к режиму полета может
привести к катастрофическому превышению ускорений.
Ввиду того, что в необратимых системах ощущение на ручке управ-
ления от шарнирного момента руля отсутствует, нагружение ручки, т. е.
создание искусственного ощущения на ручке, осуществляют с помощью
специальных устройств. Такие устройства особенно необходимы на са-
молетах, летающих с околозвуковыми или сверхзвуковыми скоростями,
так как аэродинамические реакции на рулях в этой зоне скоростей
.320
весьма резко меняются. Поэтому системы с пропорциональной переда-
чей на ручку управления части усилия, развиваемого шарнирным мо-
ментом руля, в этих самолетах неприменимы.
Наиболее простым является способ имитации ощущения руля на
ручке управления при помощи обычных пружин, которые дают линейную
характеристику нагрузки от угла поворота ручки. Более сложные
устройства основаны на использовании скорости самолета и ее произ-
водных.
На фиг. 225, а показана схема имитатора, реагирующего на изме-
нения скорости полета самолета. Аэродинамический напор, передавае-
мый через диафрагму (сильфон) Л противодействует через систему ры-
чагов смещению тяги 2 управления руля высоты.
Усилие, передаваемое на ручку управления, будет зависеть от пло-
щади диафрагмы 1 и кинематики ее связи с тягой управления.
Рассмотренная схема, которая считается очень простой, имеет сле-
дующий недостаток: при высоких заданных нагрузках диафрагма
приобретает большие габариты. Этот недостаток устранен в схеме имита-
тора нагрузок, представленной на фиг. 225, б, в которой аэродинамиче-
ский напор приводит в действие лишь датчик специального гидравличе-
ского усилителя, нагружающего ручку управления. В этом устройстве
изменение нагрузки на ручку осуществляется путем изменения относи-
тельно оси поворота верхней наставки цилиндра 6 положения ползуш-
ки 8, к которой приложено усилие пружины 10. Из схем имитатора и
включения его в кинематику управления, представленных на фиг. 225, б,
видно, что момент, создаваемый усилием пружинного устройства 10
относительно оси 6, преодолевается моментом относительно этой же оси,
создаваемым усилием на тяге 9 управления, а следовательно, изменение
значения момента, создаваемого пружинным устройством, вызовет из-
менение усилия на этой тяге.
Изменение момента пружинного устройства 10 достигается измене-
нием положения ползушки 8, которое в свою очередь осуществляется
обычным следящим сервоустройством, состоящим из силового цилинд-
ра 3, и сильфонного датчика 4, действующего от аэродинамического на-
пора. При изменении этого напора, вызываемого изменением скорости
полета, сильфон датчика 4 деформируется и при помощи электроконтак-
тов 5 и электромагнитного золотника (на фиг. 225, б не показан) осу-
ществляет подвод жидкости к цилиндру 3, который перемещает пол-
зушки 8.
Тяга 7 обратной связи обеспечивает слежение силового цилиндра 3
за положением сильфонного устройства 4.
Для более полного отражения факторов, характеризующих режим
полета, в комплекс ощущений на ручке ввели параметр перегрузок
(ускорений). Чувствительным элементом, измеряющим величину уско-
рения, в этом случае является кажущийся вес какой-либо массы, вводи-
мой в систему управления. Для создания ограничителя или сигнализа-
тора перегрузок достаточно соединить эту массу с ручкой управления
таким образом, чтобы увеличение кажущегося веса ее создавало допол-
нительное усилие на ручке, которое будет стремиться переместить руль
в направлении, уменьшающем этот кажущийся вес. Для этого исполь-
зуют внешний источник энергии в виде жидкости под давлением.
Некоторые схемы подобных приборов приведены на фиг. 225, в,
а и б.
На фиг. 225, в представлена схема обычного ручного (безбустернс
го) управления самолетом/ в систему рычагов которого введен груз z
сила инерции груза действует в направлении, противоположном де;
вию уравновешивающей (центрирующей) пружины 12.
21 1246
/2
От насоса
Фиг. 225. Схемы устройств для имитации «ощущения» на ручке управления самолетом
В схеме, изображенной на фиг. 225, г, применены груз 11 и имита-
тор И ощущения руля на ручке, связанные между собой через диффе-
ренциальный рычаг 14\ гидроусилитель Г размещен в этой схеме между
рулем и имитатором нагрузки И.
В схеме, представленной на фиг. 225, д, применен специальный си-
ловой ограничитель перегрузок П, состоящий из силового цилиндра 16,
связанного с ручкой управления, цилиндра 17, управляемого инерцион-
ным грузом И, который может перекрывать канал 18, создавая тем са-
мым в цилиндре 17 перепад давления, нагружающий через цилиндр 16
ручку управления самолетом.
Недостатком первой схемы (см. фиг. 225, в) является то, что усилие
(ощущение) на ручке управления, создаваемое силой инерции груза 11,
сказывается на ручке при всех ускорениях выше 1g и изменяется в за-
висимости от веса и положения центра тяжести самолета.
При втором способе (см. фиг. 225, г) пружина 13, которая уравно-
вешивает груз 11, может быть предварительно затянута с усилием, со-
ответствующим любой величине ускорения. Следовательно, до тех пор,
пока не будет достигнуто это ускорение, груз не сможет оказывать влия-
ния на нормальное ощущение, создаваемое устройством Я.
При превышении заданной величины ускорения g сила инерции
груза начнет передаваться на ручку управления, т. е. ощущение на руч-
ке в этом случае создается грузом и добавляется к ощущению, созда-
ваемому устройством И.
Третья схема (см. фиг. 225, д) является в некоторой степени комби-
нацией рассмотренных выше схем. Пружина 15, как и в предыдущей
схеме (см. фиг. 225, г), может быть так предварительно затянута, что
перегрузки будут передаваться на ручку лишь при превышении задан-
ной величины. Груз 11 при известных ускорениях может частично или
полностью перекрыть канал 18, создавая тем самым большую или мень-
шую нагрузку на ручке управления.
СИСТЕМЫ С ДВИГАТЕЛЯМИ ПОВОРОТНОГО И ВРАЩАТЕЛЬНОГО ТИПА
В некоторых следящих системах применяются гидравлические дви-
гатели (силовые цилиндры) поворотного типа (фиг. 226, см. также
фиг. 127), которые в практике получили название квадрантов. В таких
двигателях распределительный
золотник может быть выполнен
или внутри поворотной лопасти
двигателя, или как самостоятель-
ный агрегат. В том и другом слу-
чае он связывается с валом пово-
ротного цилиндра обратной
связью. Поршень цилиндра имеет
форму лопасти 7, которая может
поворачиваться в корпусе 2 на
ограниченный угол; утолщенный
конец 3 этой лопасти служит ее
осью, а также втулкой распреде-
лительного золотника 4 поворот-
ного типа, выполненного в виде
пробки, связанной с ручкой уп-
равления. Утолщенная часть ло-
пасти в этой золотниковой паре
4
Фиг. 226. Схема двигателя поворотного
типа.
является, аналогично рассмотренным выше золотниковым парам, кор-
пусом, а пробка — плунжером.
Нетрудно видеть, что как втулка 5, так и пробка 4 этой пары обра-
зованы путем инверсии втулки и плунжера обычного цилиндрического
21*
32&
(аксиального) золотника. Очевидно, что если сохранить размеры про-
ходных окон втулки, а также поясков плунжера, то в золотнике пово-
ротного типа сохранятся все рассмотренные выше зависимости, харак-
терные для золотника аксиального движения.
Жидкость под давлением подводится через каналы золотника е и т
и сливается через канал f. Из схемы видно, что при подаче жидкости в
какую-либо полоств цилиндра лопасть / будет поворачиваться в соот-
ветствующую сторону. При повороте золотника 4 относительно втулки
лопасти 3 произойдет рассогласование их положений и жидкость, по-
ступив в соответствующую полость, будет поворачивать лопасть 1 в том
же направлении до устранения вызванного рассогласования, т. е. до того
момента, пока набегающая при этом лопасть не перекроет соответствую-
щего канала е или т питания.
Силовой цилиндр имеет преимущества перед другими типами испол-
нительных механизмов, однако он не всегда обеспечивает требуемой
жесткости связи между управляемым рулем и конструкцией самолета
вследствие упругости жидкости, которая увеличивается при засорении
пузырьками воздуха. Эта упругость во взаимодействии с упругостью
прочих узлов системы управления может создать условия, способствую-
щие возникновению флаттера самолета. В таких случаях целесо-
образно применять механический самотормозящийся (нереверсивный)
привод.
В качестве самотормозящего привода обычно применяют гидравли-
ческие двигатели ротативного действия, вращение которых через меха-
нические узлы (червячные и винтовые пары) преобразуется в выходное
прямолинейное движение.
Схема подобного устройства, применяемого в системе управления
самолетом, представлена на фиг. 227, а. Гидравлический двигатель ро-
тативного действия 3 приводит во вращение втулку 4 с внутренней на-
резкой, в которую входит винт 5. Системы распределения жидкости и
обратной связи здесь могут быть такими же, как и в случае гидравличе-
ского силового цилиндра (см. фиг. 218). Распределительный золотник 2
соединен тягой 1 системы обратной связи с ручкой управления.
Статическая нереверсивность передачи достигается выбором соот-
ветствующего угла подъема винта и кинематических характеристик про-
чих звеньев передачи.
Практика показывает, что требуемая нереверсивность (жесткость)
передачи достигается при коэффициенте самоторможения винтовой пары
менее 50%. Однако если система приводится в действие гидравлическим
ротативным двигателем, требуемая жесткость передачи обеспечивается
при коэффициенте 65—70%, что объясняется самотормозящим эффек-
том самого гидравлического мотора.
Следует также отметить, что жесткость передачи с гидравлическим
ротативным мотором по сравнению с жесткостью передач с обычными
силовыми цилиндрами обусловлена также малым объемом жидкости,
подверженной сжатию. Так, например, если в силовом цилиндре прямо-
линейного движения сжатию при приложении нагрузки подвергается
весь объем жидкости, требуемой для совершения рабочей операции, то
в гидравлическом моторе ротативного действия, который совершает для
выполнения той же операции много оборотов, сжатию подвергается лишь
объем жидкости, находящейся в данный момент в рабочих камерах
двигателя.
Типичная конструкция подобного винтового механизма для системы
управления самолетом показана на фиг. 227, б. Жидкость, подаваемая
от двух независимых один от.другого насосов, приводит в действие два
гидравлических двигателя 10, валы которых через шестерни 11, 13 и 14
приводят во вращение коническую шестерню 16,. установленную на по-
324
лом валу 15, вращающимся в подшипниках 12; в резьбу вала 15 входит
винт 17, соединенный с плоскостью управления.
Подача жидкости к двигателям 1'0 регулируется по величине и на-
правлению потока клапанами 9, приводимыми в действие при помощи
тяги 7 рычага 8. Тяга 7 соединена с обычным дифференциальным ры-
чагом 6, один конец которого подведен к входу, а другой — к выходу.
17 16 15 Г4
Фиг. 227. Схемы управления с ротативными гидравлическими
двигателями и винтовыми механизмами.
Широкое применение получили также распределительные устройст-
ва поворотного (кранового) типа (фиг. 228). Распределитель монтирует-
ся в системе обычно так, что рукоятка (рычаг) управления связывается
с валиком 4 пробки 3 и вал обратной связи — с валиком 1 втулки 2 рас-
пределителя.
При повороте пробки 3 открываются соответствующие каналы, слу-
жащие для подвода и отвода жидкости. Жидкость поступает к гидро-
двигателю, вращение которого через обратную механическую связь
(редуктор) передается втулке 2, поворачивающейся в ту же сторону, в ко-
торую была повернута пробка 8. При остановке пробки 3 (при прекра-
щении движения управляющей ручки) втулка 2 набегает на нее и пере-
крывает каналы, по которым подводится жидкость к гидродвигателю и
отводится от него.
325
Перекрытие выступами пробки 3 каналов во втулке 2 и в этом слу-
чае выбирается минимальным, практически равным 0,05—0,1 мм.
На фиг. 229, а представлена схема подсоединения подобного крана
в следящей системе с ротативными гидравлическими двигателями 5.
Вал 4 пробки крана 3 связан с ручкой управления и вал 1 втулки 2
крана — с валом 1 обратной связи, которая в этом случае выполнена в
виде червячно-шестеренных передач.
Фиг. 228. Крановый распределитель поворотного типа.
Распределители поворотного типа часто размещаются непосредст-
венно в гидравлическом двигателе. Одна из возможных конструкций это-
го типа показана на фиг. 229, б. Втулка 2 распределителя непосредствен-
но связана с выходным валом 1, а поворотный кран (пробка) 3 — с
входным валом 4. Угловое рассогласование (ошибка) входа и выхода
обеспечивает соответствующее открытие распределителя, питающего
гидравлический двигатель.
Выходной вал (выход) 1 этого двигателя будет повторять движе-
ния вала 4 пробки 3 крана (входа).
Крановый распределитель применяется также и в гидроусилителях
прямолинейного движения. Конструкция такого гидроусилителя с дета-
лями крана показана на фиг. 230, а.
Подвод жидкости под давлением осуществляется через каналы 1
и отвод в бак — через клапан 3; полости цилиндров соединены соответ-
ственно с каналами 2 и 4.
326
и II II
tt)
Фиг. 229. Схемы приводов с распределителем поворотного типа.
Для уменьшения трения пробка крана снабжена игольчатыми под
шипниками (см. фиг. 230, б).
i)
Фиг. 230. Гидравлический усилитель прямолинейного движения с поворотным
краном.
СИСТЕМЫ С НАСОСОМ РЕГУЛИРУЕМОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
В схеме, показанной на фиг. 231, а, регулирование скорости и ре-
верс гидромотора 2 осуществляются регулированием расхода насоса 1.
Для этого рычаг 5 регулирования насоса связан через дифференциаль-
ный рычаг 6 с тягой управления 7. Обратная связь 8 осуществляется
шестернями 3 и винтовой парой 4.
В схеме, представленной на фиг. 231,6, применены аксиальный
насос 13 с регулируемой производительностью и гидравлический мо-
тор 14. Валик 9 используется для изменения (регулирования) расхода
насоса и реверса потока жидкости, в результате чего осуществляется
регулирование скорости и реверс выходного вала 15 гидромотора. Оче-
видно, что при постоянной угловой скорости вала 18 насоса 13 количест-
во жидкости, подаваемой гидравлическому мотору 14, будет пропор-
ционально углу наклонной регулирующей шайбы 12 насоса, а следова-
тельно, угловая скорость выходного вала 15 будет «следить» за углом
наклона шайбы 12.
Этот процесс осуществляется в такой последовательности: при по-
вороте конической шестерни 10 дифференциального механизма при по-
мощи валика 9 поворачивается шестерня И, связанная с механизмом
регулирования наклона шайбы 12 насоса 13, питающего гидромотор 14.
Полученное при этом рассогласование устраняется через обратную
связь, выполненную в виде пары шестерен 16, валика 17 и червячной
328
пары 19, при помощи которой механизм регулирования расхода приво-
дится в исходное положение.
9 10 11 12 13 /4 15
^19 18 17
Фиг. 231. Схемы приводов с ротативными гидравлическими двига-
телями и регулируемыми насосами.
ЧУВСТВИТЕЛЬНОСТЬ И ТОЧНОСТЬ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СЛЕДЯЩЕЙ СИСТЕМЫ
Одним из основных требований, предъявляемых к следящей сис-
теме, является обеспечение точности и чувствительности, под которыми
обычно понимается комплекс качеств, характеризующих способность
системы воспроизводить с минимальной ошибкой перемещение выхода
в соответствии с заданным перемещением входа. Чувствительность при-
нято определять как отношение максимальной ошибки (погрешности)
к ходу распределителя, причем за ошибку или погрешность принимает-
ся рассогласование в движениях входа (в данном случае золотника,
см. фиг. 218) и выхода (поршня силового цилиндра).
Очевидно, что входной сигнал будет воспроизводиться выходом без
отставания по пути и запаздывания по времени лишь в идеальной сис-
теме, а в реальной этот сигнал воспроизводится с большим или мень-
шим отставанием по фазе и с искажением по форме, т. е. в реаль-
ных системах происходит запаздывание в реагировании выхода
на импульсы входа, в результате чего гидроусилитель отрабатывает за-
данное перемещение лишь через некоторое время, после того как пере-
мещен распределительный золотник.
Схема рассогласований заданного и получаемого перемещений по-
добной реальной системы показана на фиг. 232, а. Кривая а характери-
зует заданное перемещение и кривые Ь и с — возможные варианты полу-
чаемых перемещений; отрезок времени А/ характеризует запаздывание
в отработке системой с заданной скорости.
На фиг. 232, б приведена типовая осциллограмма входного и выход-
ного сигналов системы.
329
Различают статическую точность, а также точность в установившем-
ся и переходном режимах.
Статическая точность определяется величиной пути, проходимого
распределительным устройством от нейтрального положения до положе-
ния, при котором обеспечивается подвод жидкости в полости силового
цилиндра в количестве, необходимом для начала перемещения выхода.
При использовании золотниковых распределителей с положитель-
ным перекрытием статическая точность системы в основном определяет-
ся, как это видно из схем на фиг. 218, величиной перекрытия поясками
Фиг. 232. Кривые заданного и получаемого переме-
щений.
плунжера каналов (окон) питания. Минимальное значение перекрытия с
для обычных цилиндрических золотников равно 0,05 мм (на сторону).
Золотниковые распределители гидроусилителей некоторых иностранных
самолетов имеют максимальный диаметральный зазор не более 5 мк и
перекрытие от 0 до 13 мк. Указанное перекрытие определяет величину
зоны, в которой перемещения плунжера распределительного золотника
не вызывают подачи энергии, а следовательно, и движения исполнитель-
ного двигателя. Эту зону принято называть «мертвой зоной» или «зоной
нечувствительности» гидроусилителя.
В общем виде под мертвой зоной или зоной нечувствительности по-
нимается зона, в пределах которой изменение управляющего сигнала не
вызывает по каким-либо причинам срабатывания исполнительного ор-
гана.
В случае особо высоких требований к обеспечению минимальной
зоны нечувствительности применяют клапанные распределители или зо-
лотники с нулевым перекрытием. Если клапанные распределители по
принципу действия (см. фиг. 155) обеспечивают нулевое перекрытие,
то для получения этого перекрытия в золотниковых распределителях
330
Фиг. 233. Схема распределительного золотни-
ка с разрезной втулкой.
статической точности или
требуется применение специальных конструкций. В частности, втулка
составляется из запрессованных в корпус 1 отдельных колец 2—4
(фиг. 233), каждое из которых выполняется с большой точностью по ши-
рине (порядка ±0,002мм).
Величина зоны нечувствительности, а следовательно, и статическая
точность системы определяются, помимо величины перекрытия, также
люфтами системы, и частично нагрузкой и утечками жидкости.
Очевидно, что движение задающего устройства (ручки управления)
до выборки люфтов и упругостей в механизме, связывающем ручку
управления с золотником, не будет вызывать подачу в систему энергии,
т. е. наличие люфтов и упругостей в звеньях, связывающих ручку с зо-
лотником и силовой поршень с нагрузкой, обусловливает холостые
(паразитные) ходы ручки без приведения в движение нагрузки. Зависи-
мость зоны нечувствительно-
сти от нагрузки выхода обус-
ловлена тем, что от величины
последней изменяется перепад
давления жидкости в золотни-
ке. Следовательно, величина
открытия нагнетательного
окна, необходимая для начала
движения силового поршня,
должна быть, учитывая влия-
ние перетечек жидкости в
сливную полость, тем боль-
шей, чем большим будет этот
перепад. В равной мере вели-
чина открытия окна зависит и
от утечек жидкости, увеличи-
ваясь с увеличением последних.
В соответствии с понятием
ности существует понятие статической погрешности, которая образуется
вследствие неточностей согласования входного и выходного параметров
в статическом состоянии.
Погрешность системы в установившемся и пере^
ходном режимах. Движение выхода (поршня двигателя) с задан-
ной скоростью возможно лишь при какой-то величине открытия проход-
ных окон, а следовательно, величина установившейся погрешности
(ошибки) в положениях выхода и входа будет зависеть, при всех прочих
одинаковых условиях, от скорости движения выхода.
В соответствии с этим качество системы с рассматриваемой точки
зрения определяется, помимо статической точности, также и кинемати-
ческой точностью, измеряемой при установившейся скорости выхода.
Последняя определяется величиной пути, проходимого распределитель-
ным устройством от нейтрального положения до положения, при кото-
ром обеспечивается подвод жидкости в полости силового цилиндра в ко-
личестве, необходимом для получения заданной скорости перемещения
выхода. Кинематическая погрешность системы включает статическую
погрешность.
Нарушение точности в переходных (неустановившихся) режимах
может произойти вследствие действия сил инерции массы, присоединен-
ной к ведомому звену, для преодоления которых потребуется большее,
чем при установившемся режиме движения, открытие проходных окон
золотника. Поэтому различают также и динамическую точность (или
динамическую погрешность), которая является точностью в переходных
режимах, учитывающей как скоростную ошибку, так и указанную выше
ошибку в переходном режиме. Величина ошибки в неустановившемся
режиме имеет большое значение для устойчивости системы управления.
331
Так, например, если летчик не ожидает запаздывания, то при выполне-
нии маневра он прекратит движение ручки лишь после того, как самолет
придет в требуемое положение. Однако момент прекращения переме-
щения руля совпадает с моментом остановки ручки лишь в случае, если
не произойдет запаздывания; при запаздывании руль после пре-
кращения движения ручки будет еще некоторое время переме-
щаться в том же направлении и, пройдя через требуемое рав-
новесное положение, вызовет перекомпенсацию ошибки, ввиду чего
летчик вынужден повторить корректирующее действие в обратном на-
правлении. Очевидно, указанные движения плоскости управления вы-
зовут колебания, при которых ось самолета будет переходить за желае-
мый курс в обоих направлениях н
при некоторой величине запаздыва-
ния могут возникнуть непрерывные
колебания.
Расходные характери-
стики распределительно-
го устройства. Одним из ос-
новных факторов, определяющих во
многих случаях точность и чувстви-
тельность гидравлической следящей
системы, являются величина и ха-
рактеристика открытия окна рас-
пределительного золотника по ходу
плунжера.
На фиг. 234, а изображена кри-
вая расхода жидкости через золот-
ник в функции смещения его плун-
жера от нейтрального положения
при нулевом перекрытии и постоян-
ном перепаде давления. Расход в
среднем положении плунжера, вы-
раженный отрезком а, зависит от
утечек жидкости через радиальный
зазор между плунжером и втулкой
золотника, а также от величины
скруглений отсечных кромок. Изме-
нение кривизны и наклона кривой по мере увеличения смещения плун-
жера (см. зоны точек b и с) обусловлено заполнением системы.
Очевидно, что кромки плунжерной пары золотника всегда будут
иметь большее или меньшее скругление; отрицательный эффект этих
скруглений значительно снижается при уменьшении радиального зазора
между втулкой и плунжером до 2-—4 мк.
Поскольку указанный эффект заметен лишь вблизи нейтральной ли-
нии, его значение можно уменьшить увеличением рабочего хода золот-
ника, однако это не соответствует требованиям, предъявляемым к рас-
пределителю, а также увеличивает трудности конструирования привода
золотника. Так, например, для приведения золотника в действие необ-
ходимо преодолеть силы трения, силы инерции и гидродинамические
силы (см. стр. 223). Анализ показывает, что для золотников с одинако-
выми отдачей мощности, давлением в магистрали и циклом работы тре-
буемая подводимая мощность пропорциональна ходу для гидродина-
мической силы и квадрату хода для двух других составляющих пол-
ного усилия на золотнике. Таким образом, выигрыш в мощности самого
золотника с увеличением хода значительно уменьшается. Одновременно
с увеличением хода золотника повышается приводная его мощность,
а также в значительной степени увеличиваются габариты и вес привода.
Фиг. 234. Характеристики открытия про-
ходных окон распределителя.
332
Поэтому в золотниках следящих систем стремятся ограничить макси-
мальный ход плунжера золотника до нескольких сотых или десятых мил-
лиметра, что обусловливает высокие требования к обеспечению точности
размеров золотника.
На фиг 234, б приведены типичные кривые, которые характеризуют
открытие распределителя. Нейтральное положение распределителя со-
ответствует оси ОУ, которая для случая клапанного распределения (см.
фиг. 156) и золотников с нулевым перекрытием (см. фиг. 233) совпадает
о точкой начала открытия этого распределителя. Максимальное откры-
тие окон золотника ограничено линией С—В и С'—В'. Характеристики
клапанного распределителя, представленные на рассматриваемом гра-
фике пунктирными линиями Л показывают, что полное открытие рас-
пределителя достигается при очень небольших смещениях клапана. Сле-
довательно, эти кривые характеризуют высокую чувствительность кла-
панного распределителя.
Прочие кривые относятся к золотниковым распределителям с поло-
жительным перекрытием в функции хода их плунжера, причем точки А
п А' соответствуют началу открытия золотника с положительным пере-
крытием, выраженным отрезком АОА', и точки В и В' соответствуют
полному смещению золотника и открытию им проходных каналов (окон).
Величина ОВ и ОВ' максимального хода плунжера определяется наи-
большим допустимым рассогласованием (наибольшей допустимой пере-
ходной ошибкой) и требованием обеспечения расхода жидкости. Отрез-
ки АВ и АВ' характеризуют эффективную часть этого хода, т. е. часть
хода после открытия окна; величины этих отрезков выбирают, исходя
из условия возможно высокой чувствительности системы. Величина пе-
рекрытия АОА' определяется, как указывалось, требованиями устойчи-
вости и чувствительности системы. Площади сечения проходных каналов
(для данного смещения плунжера золотника), а следовательно, и интен-
сивность нарастания расхода жидкости по ходу золотника будут зави-
сеть от конструктивного выполнения последнего. Это различие характе-
ристик открытия достигается выбором профиля рабочей части (пояска)
плунжера золотника
Золотник обычно выполняется с цилиндрическими поясками и ост-
рыми кромками как на поясках, так и на окнах (проточках) золотнико-
вого цилиндра (втулки). В этом случае обеспечивается получение мак-
симальных проходных сечений при минимальном смещении плунжера
золотника. Однако, если требуется постепенное открытие и закрытие
окон, то допускается небольшая конусность плунжера по диаметру пояс-
ков или окон, сужающихся по ширине. При этом сечение проходных окон
уменьшается медленно, хотя ход плунжера в этих золотниках между
началом отсечки и полным открытием будет большим.
Характеристики изменения проходного сечения окон распределителя
при различных профилях рабочей части плунжера представлены кривы-
ми 2—5, причем кривая 2 соответствует рассмотренному выше
(фиг. 132, б) плунжеру с прямоугольными кромками рабочего пояска
и остальные кривые соответственно относятся к плунжерам: с вогнутым
конусом (3), прямым конусом (4) и с выпуклым конусом (5).
Следует указать, что характеристику открытия окон по ходу, по-
добную кривой 1, отнесенной к клапанному распределителю, можно так-
же получить и при золотниковом распределителе при условии нулевого
перекрытия.
Ниже приведены данные статических испытаний двух типов золот-
ников, конструкция и основные размеры одного из которых представ-
лены на фиг. 235. Золотник имеет небольшую асимметричность и неболь-
шое положительное перекрытие. Величина зоны нечувствительности
составляет 0,158 мм (по 0,079 мм с каждой стороны от нейтрального по-
333
ложения). Ввиду несимметричного расположения отводных каналов об-
щая величина хода золотника, в пределах которого расход рабочей
жидкости равен нулю, со-
ставляет 0,43 мм и
на две неравные
0,15 и 0,28 мм.
Как видно из
0,152мм
0,079мм
0,079мм
0} 28 мм
делится.
части —•
гД222222222л
22222222227Л П
Ш22222Л \2222/777Z2222Z2
msmm
Фиг. 235. Зависимость расхода жидкости через
золотник от перемещения плунжера.
графика
(см. фиг. 235), расход жид-
кости в функции перемеще-
ния плунжера рассматривае-
мого золотника при различ-
ных значениях перепада,
давления изменяется по ли-
нейной зависимости. Из это-
го графика можно видеть
также влияние асимметрии
золотника и положительных
перекрытий.
Испытания второго зо-
лотника диаметром 15 мм
с двусторонним зазором
0,04 мм и перекрытием вход-
ного канала, равным нулю,
и выходного — 0,003 мм, по-
казали, что утечки в ней-
тральном положении золот-
ника при давлении 30 кг)см2'
равны 2340 см?!мин\ при осе-
вом перемещении золотника на величину 0,009 мм утечки прекращаются.
Коэффициент расхода для масла (веретенное 2), примененного при испы-
тании, оказывается равным ц=0,7-г-0,75.
В золотнике с диаметральным зазором 0,005 мм и нулевым перекры-
тием величина утечек при том же давлении составляет 270 см3!мин.
Золотники с отрицательным перекрытием. Для;
уменьшения зоны нечувствительности золотники часто выполняются с
отрицательным перекрытием (с начальным зазором), у которых ширина
рабочего пояска несколько меньше размера золотникового окна, ввиду'
чего при среднем положении плунжера по обеим сторонам
имеется начальный зазор с =
его пояска^
(фиг. 236); величина этого зазора
обычно называется величиной «от-
рицательного перекрытия».
Ввиду того, что пояски плун-
жера не перекрывают окон золот-
ника, подаваемая жидкость при
среднем положении плунжера бу-
дет.частично поступать в сливную
магистраль и в полостях силового
цилиндра установятся давления
Pi и Ра, равные половине перепада
давления в золотнике;
Он
Ос
Pl = Pi
Фиг. 236. Схема золотника с отрицатель-
ным перекрытием.
где рн и рс — давления соответст-
венно в нагнета-
тельной и сливной
> линии.
334
I
При смещении плунжера в сторону от среднего положения равен-
ство давлений р\ и р% нарушается и при известном нарушении поршень
силового цилиндра будет смещаться в соответствующую сторону.
Очевидно, что в том случае, если отсутствует нагрузка и силы сопро-
тивления, любое нарушение равенства давлений р^ и р2, вызванное сколь
угодно малым смещении плунжера золотника относительно среднего
положения, вызовет движение поршня силового цилиндра. В действи-
тельности же для преодоления нагрузки и сил трения выхода в поло-
стях силового цилиндра должен быть определенный перепад давления,
а следовательно, золотник и в этой схеме будет иметь зону нечувстви-
тельности, которая увеличивается с увеличением значения начального
зазора.
На величину этой зоны будет сказываться, при всех прочих равных
условиях, значение нагрузки, приложенной к штоку, т. е. чем больше
нагрузка, тем большим должен быть перепад давления в полостях ци-
линдра, а значит, тем большим должно быть смещение плунжера от
среднего положения.
Хотя внешне эта зона проявляется так же, как и в случае положи-
тельного перекрытия, рассмотренного выше, однако по величине она
будет меньше зоны при положительном перекрытии равной величины.
Последнее нетрудно видеть из схем перекрытий, представленных
на фиг. 218 и 236. При положительном перекрытии (см. фиг. 218) сме-
щение плунжера золотника из нейтрального положения на величину с
будет соответствовать лишь началу открытия проходного окна, тогда
как при отрицательном перекрытии (см. фиг. 236) подобное смещение
образует проходное сечение, равное двойной величине начального од-
ностороннего зазора 2с. Поэтому в золотниках с отрицательным пере-
крытием при перемещении плунжера в зоне начального зазора скорость
движения поршня гидроусилителя, при той же ошибке и при всех про-
чих равных условиях, будет вдвое больше, чем в системе с нулевым пе-
рекрытием.
Благодаря этому применение золотника с отрицательным перекры-
тием определенной величины повышает чувствительность следящей сис-
темы.
Недостатком рассмотренной схемы являются потери жидкости, пере-
текающей через окна золотника от маслонасоса на слив, даже при не-
подвижном состоянии силового поршня и нагрузки.
Влияние на чувствительность системы различных факторов
Трение в механизмах. Действие сил трения эквивалентно
некоторой величине приложенного к ручке управления положительного
усилия, которое направлено на удержание ведомого узла в смещенном
положении.
Трение покоя (статическое трение) в золотнике, увеличивая зону
нечувствительности системы, может привести к значительному запазды-
ванию в реагировании органов управления на действия летчика и вы-
звать рывки в отклонении ручки, а следовательно, рывки в отклонении
ведомого звена. Кроме того, трение покоя, так же как и зона нечувстви-
тельности, нарушает непрерывность характеристики системы.
Если статическое трение велико по сравнению с той величиной тре-
ния движения, которая соответствует минимальной заданной скорости,
то слежение за входным сигналом на малых скоростях будет ступенча-
тым и действие следящей системы станет прерывистым. Для уменьше-
ния трения служат средства, указанные на стр. 220, и, в частности, при-
меняют распределители с серводействием.
Из способов, применяемых в практике для уменьшения трения
в золотнике, наиболее радикальным является сообщение ему возвратно-
335
поступательных осциллирующих (вибрирующих) или поворотных пере-
мещений небольшой амплитуды и высокой частоты.
Частота поступательных движений должна быть такой, чтобы
поршень с присоединенными к нему массами не реагировал вследствие
сил инерции на импульсы, вызываемые этими колебаниями. В практи-
ческих условиях частоту поступательных движений можно принять
равной 15004-2000 колебаний в минуту; в отдельных случаях
она составляет 6004-1000 колебаний в минуту. Амплитуда колебаний
должна быть такой, чтобы золотник при колебательных движениях в
нейтральном положении плунжера открывал окна питания на ~0,05 мм.
Очевидно, что при симметричном положении оси колебаний отно-
сительно расходных окон питания поршень цилиндра при достаточно,
высокой частоте колебаний не будет реагировать на частотные импуль-
сы силы давления жидкости. Однако если плунжер смещен из нейтраль-
ного положения, равновесие сил давления жидкости на поршень цилин-
дра нарушится и он переместится в соответствующую сторону.
Для уменьшения трения применяют также круговое вращение или
поворотные движения одного из элементов плунжерной пары.
Благодаря уменьшению трения рассмотренные движения увеличи-
вают чувствительность системы. При осевых вибрирующих перемеще-
ниях определенной амплитуды можно также полностью устранить зону
нечувствительности, что невозможно при системе с поворотным и вра-
щательным относительно оси золотника движениями. Кроме того, осе-
вое осциллирующее движение уменьшает резкость реагирования систе-
мы на рассогласования (ошибки).
Испытания показывают, что усилие, необходимое для страгивания
плунжера золотника с места при вибрационных осевых движениях,
составляет небольшую долю тех усилий, которые требуются для стра-
гивания с места при отсутствии этих движений. Так, например, сила
трения плунжера золотника диаметром 12 мм при давлении 100 кг/см2,
равная 10004-1200 г, была уменьшена путем применения осциллирую-
щих движений до 40—50 г. Причем трение уменьшается с увеличением
частоты и амплитуды осевых колебаний, ввиду чего частоту колебаний
в отдельных случаях повышают до 100 периодов в секунду, а амплиту-
ду —до 0,1—0,2 мм.
При вращении втулки золотника диаметром 55 мм, предназначен-
ного для расхода в 120 л/мин, при давлении 6 кг!см2 сила трения плун-
жера уменьшилась с 5 кг до 70 г.
Указанные перемещения осуществляются электротехническими
или механическими средствами и реже при помощи гидравлики. Схемы
подобных устройств читатель может найти в специальных пособиях
(см. [3]).
Люфты и упругости соединений. Не менее важным
фактором, влияющим на точность системы, являются люфты (зазоры)
в кинематической цепи системы, вследствие которых изменяются усло-
вия трения скольжения, ухудшается устойчивость работы следящей
системы, понижается ее чувствительность и увеличиваются «мертвые
зоны» системы. Люфты в звеньях приводят к тому, что система вначале
движется без нагрузки до тех пор, пока выбираются люфты. Очевидно,
что до тех пор, пока ведущее звено не пройдет величину люфта, ведо-
мое звено остается неподвижным и начнет перемещаться лишь после
того, как в ведущем звене будет выбран люфт. Ведущее звено приобре-
тает за этот промежуток времени известную скорость, и лишь после
этого оба звена начнут двигаться вместе. При возвращении в сторону
первоначального положения ведомое звено опять начнет движение, как
и в первом случае, лишь после прохождения ведущим звеном величины
люфта. Следовательно, кривая характеристики следящего устройства
336
смещается на величину люфта, но форма характеристики сохраняется
неизменной.
Аналогичное влияние на точность оказывают упругость компонен-
тов гидросистемы (см. стр. 31). Очевидно, что перемещение выхода
начнется лишь после того, как напряжения всех упругих элементов,
включая жидкость и трубопроводы, не достигнут значения, соответству-
ющего нагрузке выхода.
Негерметичность системы. На величине ошибки сказы-
вается изменение объема жидкости, происходящее в результате дей-
ствия давления, температуры и утечек жидкости. Движение силового
поршня при утечках жидкости не начнется до тех пор, пока в цилиндр
не будет подан объем жидкости, превышающей величину утечек при
данных перепаде давления и нагрузке.
Утечки в уплотнениях цилиндров вызывают изменение зоны нечув-
ствительности и уменьшают жесткость системы. Утечки в золотнике си-
стемы с положительным перекрытием могут в зависимости от соотноше-
ния утечек и перекрытий уменьшить зону нечувствительности по сравне-
нию с системами с нулевым перекрытием, однако это вызовет перелом
в статической характеристике системы.
В системах с нулевым перекрытием утечки в золотнике вызывают
возникновение зоны нечувствительности, а в системах с отрицательным
перекрытием увеличивают эту зону.
Быстродействие системы
В соответствии со сказанным быстрота реакции системы, или ее
быстродействие, в первую очередь зависит от конструктивных парамет-
ров гидравлической системы: величины «мертвой зоны» (зоны нечув-
ствительности), люфтов в механической цепи, передаточного отношения
следящего механизма и других параметров, определяющих статическую
точность системы. Кроме того, быстрота реакции зависит от размеров
поршня и золотника, величины нагрузки, приложенной к штоку сило-
вого поршня, и величины присоединенной к нему массы. Помимо этого,
быстродействие системы зависит от упругой деформации в механической
цепи и жесткости трубопроводов и прочих гидравлических компонентов,
от рабочего давления, сжимаемости и вязкости жидкости, гидравличе-
ского сопротивления и герметичности системы, от трения движущихся
частей механизма, от динамических условий работы движущихся масс
и условий возмущения и других параметров, определяющих кинемати-
ческую и динамическую точность системы.
Так, например, для того чтобы в момент начала движения давление
в рабочей полости двигателя поднялось до величины, способной преодо-
леть силы сопротивления, в цилиндр необходимо подать такое количе-
ство жидкости, которое восполнило бы утечки жидкости и компенсиро-
вало бы все объемы, образующиеся вследствие расширения под дей-
ствием давления жидкости компонентов гидросистемы, а также сжатия
жидкости и нерастворенных в ней частиц воздуха.
В переходных режимах на работу системы будет оказывать влияние
сила инерции движущихся масс, для преодоления которых потребуется,
как уже было отмечено, большее или меньшее открытие проходных окон
золотника.
Исходя из этого, характеристики следящей системы при отсутствии
нагрузки и трения принято выражать коэффициентом усиления системы
по скорости, под которым понимается зависимость изменения регулиру-
емой величины на выходе (в данном случае перемещения силового
поршня) от изменения задающей величины на входе в систему.
22 1246
337
При нулевой нагрузке этот коэффициент функционально можно
представить зависимостью
гаг
где d —диаметр плунжера золотника;
F— площадь поршня силового цилиндра;
р — давление жидкости;
и |х —соответственно объемный вес и коэффициент расхода жидкости
через проходные окна золотника;
i — передаточное отношение кинематической цепи обратной связи,
характеризующее отношение величины пути перемещения плун-
жера золотника (входа) к перемещению силового поршня двига-
теля (выхода), которое в практике часто называют коэффициен-
том пропорциональности. Значение этого коэффициента для схемы,
представленной на фиг. 218 и 219, определится отношением пути
перемещения плунжера золотника к перемещению штока сило-
вого цилиндра (при неподвижной ручке управления). Для схем,
изображенных на фиг. 218, а и 219, а, значение этого коэффи-
циента определится выражением
и для схем, представленных на фиг. 218, б и 219, б, — выражением
где Д и L2— показаны соответственно по фиг. 218, а и 218,6.
Нетрудно видеть, что для схем, изображенных на фиг. 218, а
и 219, а, значение коэффициента i меньше единицы и для схем, приве-
денных на фиг. 218, б и 219, б, оно больше единицы.
Очевидно, что для повышения чувствительности и быстродействия
системы, т. е. для повышения точности воспроизведения, следует поль-
зоваться наиболее высоким усилением по скорости, увеличивая его до
максимума, допустимого прочими характеристиками системы, в частно-
сти, сохранением ее устойчивости.
На практике усиление повышают увеличением значения коэффи-
циента пропорциональности, достигаемого изменением отношения длин
плечей дифференциального рычага 7 (см. фиг. 218, б), а также приме-
нением нескольких рычагов. Этим одновременно уменьшается просадка
силового поршня под нагрузкой; просадка при фиксированном положе-
нии ручки будет во столько раз меньше свободного хода золотника, во
сколько раз плечо L2 меньше суммы длин плеч Li+\L2. Однако при этом
увеличиваются усилия, которые необходимо приложить к ручке управ-
ления для страгивания золотника с места и для перемещения его после
страгивания, и может нарушиться устойчивость системы.
Для увеличения коэффициента пропорциональности в отдельных
случаях применяются также рычажные и шестеренные механизмы с вы-
сокими передаточными числами, ускоряющие открытие окон золотника.
УСТОЙЧИВОСТЬ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СЛЕДЯЩЕЙ СИСТЕМЫ
Под «устойчивостью» гидравлической усилительной системы пони-
мается ее способность возвращаться в состояние установившегося ре-
жима равновесия после прекращения действия источника (возмущаю-
щего фактора), нарушившего это равновесие* Устойчивость системы
гидроусилительного управления, определяющая безопасность полетов,
является одним из основных факторов.
.338
На фиг. 237 приведены графики, характеризующие устройство двух
систем, одна из которых имеет высокую (фиг. 237, а) и другая — низ-
кую устойчивость (фиг. 237,6). Кривая а выражает перемещение входа
и кривая b — перемещение выхода.
Установившимся режим равновесия системы в основном может
быть нарушен изменением задающего воздействия (входного парамет-
ра) или внешним возмущающим воздействием в виде изменения нагруз-
ки (выходного параметра).
На возбуждение или затухание колебаний в значительной мере
влияет кинематика механизма привода золотника. Так, например, при
увеличении передаточного числа
дифференциального рычага (см.
фиг. 218, б) вероятность автоколеба-
ний увеличивается. В практических
условиях приемлемым передаточ-
ным числом плеч этого рычага яв-
ляется 1= — 3, хотя для повы-
^3
шения усиления системы по скоро-
сти это число желательно было бы
Фиг. 237. Графики устойчивости сле-
дящей системы.
увеличить.
На устойчивость системы оказы-
вают большое влияние различные
упругости, в частности упругость трубопроводов и жидкости, упругость
тяг и рычагов, связывающих ручку управления с гидроусилителем и
далее с управляемым узлом, упругость тех частей самолета, к которым
крепятся силовые узлы привода, и др.
Очевидно, что при некоторых условиях внешнего и внутреннего воз-
мущения и при сочетании этих факторов с массовыми силами и упру-
гостью, а также при наличии внешнего энергетического источника в си-
стеме могут возникнуть незатухающие резонансные колебания с высо-
кими частотами, при которых развиваются значительные динамические
нагрузки, во много раз превышающие нагрузки соответствующих эле-
ментов в неколебательном режиме. Под действием этих инерционных
нагрузок система изнашивается, а иногда может и разрушиться.
В настоящей книге автор не ставит целью аналитически исследовать
вопросы устойчивости рассматриваемых систем и найти критерии их
устойчивости, а лишь стремится дать правильное понимание механизма
возникновения колебаний, на основании которых могут быть приняты
необходимые конструктивные меры для их устранения.
Факторы, влияющие на устойчивость системы
Основными причинами, нарушающими устойчивость системы, явля-
ются люфты и недостаточная ее жесткость, в особенности при сочетании
этих условий с высокой чувствительностью распределительного устрой-
ства.
Гидравлическая следящая система будет устойчивой против коле-
баний, если энергия, рассеиваемая системой при ее колебательных дви-
жениях, больше энергии, потенцируемой при сжатии рабочей жидкости
и упругой деформации трубопроводов и прочих механических компо-
нентов системы.
В связи с этим следует отметить, что если одни нелинейности спо-
собствуют демпфированию колебаний, возникающих в гидравлических
следящих системах, и, следовательно, могут быть использованы для
гашения колебаний, то другие — способствуют возникновению колеба-
ний. Поэтому, помимо введения искусственных демпферов, для повыше-
ния устойчивости гидравлических следящих систем необходимо созда-
22*
339
вать условия, при которых нелинейности, способствующие демпфирова-
нию, проявлялись бы в достаточной степени.
Упругость системы. Практика показывает, что одним из
необходимых условий создания точной и устойчивой следящей системы
является механическая жесткость передач и соединений. Для устойчи-
вости против колебаний жесткость передачи должна быть такой, чтобы
ее собственные частоты с учетом инерции приводимого ею в движение
механизма были больше наивысшей резонансной частоты остальных
звеньев системы по крайней мере
жесткость любой части передачи,
должна быть достаточно высокой,
в 8-=-10 раз. Очевидно также, что
не включенная в обратную связь,
чтобы ошибки, возникающие вслед-
ствие деформаций, не превы-
сили установленных пре-
делов.
На фиг. 238, а показана
схема упругого крепления
штока цилиндра гидроусили-
теля в сочетании с чувстви-
тельным золотником к кон-
струкции самолета. В этом
случае импульс, вызываю-
щий смещение выходного
звена (силового цилиндра)
гидроусилителя, может вы-
зывать колебание системы.
Это происходит от того, что
точка крепления штока ци-
линдра при этом импульсе
вследствие упругости смес-
Фиг. 238. Схемы упругих элементов в системе ТИТСЯ И повернет При непод-
управления. вижной ручке рычаг обрат-
ной связи АВ, сместив
золотник. Очевидно, что при известном значении упругости $i плунжер
золотника сместится настолько, что жидкость поступит в соответствую-
щую полость силового цилиндра и приведет его в движение.
Потенцированная при этом энергия пружинящей нагрузки при
изменении направления движения рычага АВ превратится в кинемати-
ческую энергию, которая будет способствовать прохождению золотника
через равновесное (нейтральное) положение. Если золотник обладает
высокой чувствительностью, т. е. требует для реверсирования движения
незначительного относительного перемещения, описанный процесс
повторится в обратном направлении и последовательность операций
автоматизируется, в результате чего возникнут автоколебания с часто-
той собственных колебаний выходного звена.
На фиг. 238, б изображена обратимая схема гидроусилителя, в ко-
торой часть действующего на выходе усилия передается на ручку управ-
ления. Допустим, что рабочая жидкость и крепление цилиндра абсо-
лютно жесткие, а входной и выходной контуры соответственно обладают
упругостями $2 и $3. В этом случае неустойчивость системы может быть
вызвана резкими возмущениями со стороны входного или выходного
контуров. Так, например, допустим, что выход под действием какого-
либо внешнего силового импульса (действия воздушного потока на
плоскость управления) сместится в ту или иную сторону; в случае
обратимой схемы поворот руля через выходной контур и дифференци-
альный рычаг АВ передается на входной контур. Упругое звеном вход-
ного контура даст возможность рычагу АВ повернуться и открыть рас-
пределительный золотник, что в свою очередь вызовет перемещение
340
силового цилиндра. В результате этого при известных соотношениях
массовых сил и жесткости входного $2 и выходного S3 контуров энергия
жидкости вызовет самовозбуждение системы. При этом упругость s2 на
входном контуре будет снижать демпфирующий эффект массы ручки и
тяг управления и уменьшит стабилизирующий эффект действия опера-
тора на ручку управления.
Рассмотренная форма неустойчивости зависит также от характери-
стики обратной связи и усиливается с увеличением чувствительности
системы.
Гидродинамическая неуравновешенность зо-
лотника. Потеря системой устойчивости может произойти вследствие
гидродинамической неуравновешенности золотника, вызываемой реак-
тивным действием струи потока жидкости (см. стр. 262). Очевидно, что
если на входном контуре имеется люфт, то плунжер золотника сместит-
ся в пределах этого люфта, что может при высокой чувствительности
золотника сопровождаться реверсами потока жидкости и колебаниями
системы.
В связи с этим необходимо отметить влияние на устойчивость си-
стемы люфтов (зазоров в сочленениях). Так, например, при зазоре
в креплении силового цилиндра, равном 0,08 мм, была полностью нару-
шена устойчивость системы управления самолетом. Сервосистемы также
оказываются непригодными при рычажных соединениях с несколькими
шарнирами, в каждом из которых величина люфта равна 0,025-4-0,05 мм.
Влияние указанной гидродинамической неуравновешенности может
быть уменьшено увеличением перепада давления жидкости в золотнике
при том же рабочем давлении. При увеличении перепада давления
уменьшается степень изменения неуравновешенной аксиальной силы
реактивного действия потока жидкости, которая сопровождается изме-
нением нагрузки.
Учитывая, что потребная максимальная скорость перемещения
поршня силового цилиндра обычно не совпадает с максимальной на-
грузкой, можно увеличить перепад давления жидкости в золотнике,
который часто доводится при максимальном расходе до одной трети
рабочего давления.
Подобный перепад обеспечивает рациональное соотношение мини-
мальных габаритов распределителя и максимальной мощности, достига-
емой в системе с данным распределителем.
Сжимаемость жидкости и деформация трубопро-
водов. Нарушение устойчивости гидравлического следящего привода
может произойти лишь при запаздывании момента появления усилия,
действующего на поршень, относительно момента перемещения золот-
ника. В связи с этим приобретают большое значение рассмотренные
выше вопросы (см. стр. 31) сжимаемости жидкости и деформации тру-
бопроводов. Очевидно, при абсолютной жесткости жидкости и компо-
нентов системы скорость передачи (распространения) давления будет
бесконечно велика и потенцирование энергии будет отсутствовать.
Влияние сжимаемости жидкости аналогично влиянию рассмотрен-
ных упругостей. При условии сжимаемости жидкости и деформации
трубопроводов, жидкость, поступающая от насоса, сжимается в течение
части колебательного цикла и расширяет трубопроводы, аккумулируя
энергию; в последующую часть колебательного цикла накопленная
в жидкости и трубопроводах энергия, которая отдается в систему, при-
бавляется к энергии, поступающей от насоса.
Очевидно, что граничные условия колебательной устойчивости гид-
равлических следящих систем определяются равенством рассеиваемой
при этих колебаниях энергии и внутренней потенциальной энергии сжи-
маемой рабочей среды и деформируемых трубопроводов.
341
Сжимаемость жидкости в значительной степени зависит от количе-
ства не растворенного в ней воздуха. Ввиду этого засорение жидкости
нерастворенным воздухом может привести к потере устойчивости
системы. '
Кроме того, повышение сжимаемости масла вызывает уменьшение
демпфирования.
Зазоры в сочленениях механизма. Другим значитель-
ным источником колебаний являются зазоры (люфты) в передаче, вклю-
ченной в обратную связь, т. е. в цепочке сочленений от ручки 2 до зо-
лотника 3 (см. фиг. 218), которые или усиливают колебания, вызванные
пружинением рычажной системы и тяг при приложении к ним нагрузки,
или сами являются причиной возникновения колебаний (см. стр. 223).
На основании опыта считают, что сумма люфтов в цепи обратной
связи должна быть меньше половины ошибки, допускаемой при слеже-
нии. Если звено с люфтом не охвачено обратной связью, то может быть
допущен люфт, равный величине ошибки. В этом случае механизм воз-
никновения колебаний аналогичен описанному выше.
Трение в движущихся частях. Трение в гидроусилителе
и в других механических узлах системы, с одной стороны, является фак-
тором, демпфирующим колебания, а с другой — фактором, способству-
ющим их возникновению. Так как трение влияет на запаздывание систе-
мы, то оно может быть источником незатухающих колебаний последней.
Вместе с тем, сила трения при движении, которая практически не за-
висит от величины скорости и направлена всегда в сторону, противо-
положную направлению этой скорости, изменяет знак при изменении
направления движения и тем самым противодействует возникновению
незатухающих колебаний системы. Ввиду этого величину трения следует
учитывать при составлении условий устойчивости, так как системы,
рассчитанные без учета трения, могут обладать неоправданно большим
запасом устойчивости, снижающим статическую точность.
Особую роль в механизме колебаний играет трение, меняющееся
по величине. Как известно, коэффициент трения между трущимися по-
верхностями при переходе от состояния покоя к состоянию движения
понижается, вследствие чего при трогании механизма с места преодо-
левается трение покоя. После смещения с места скорость возрастает
скачком, величина которого определяется инерцией движущихся частей
и упругостью системы, т. е. в результате трения покоя происходит на-
копление в упругих звеньях системы энергии, которая может быть
источником возникновения автоколебаний.
СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ УСТОЙЧИВОСТИ ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ
Наиболее простым способом повышения устойчивости системы яв-
ляется уменьшение коэффициента усиления по скорости. Однако подоб-
ный способ не позволяет удовлетворить требования быстроты действия
и точности системы. Повышение чувствительности и точности системы
достигается применением золотника с минимальными перекрытиями,
обеспечивающего при малом ходе достаточно большие проходные сече-
ния для жидкости, тогда как для повышения устойчивости системы про-
тив колебаний величину перекрытий следует увеличивать и уменьшать
проходные сечения.
Задача конструктора заключается в том, чтобы выбрать такие опти-
мальные конструктивные параметры, которые обеспечивают устойчивую
работу гидравлической следящей системы при заданной точности.
Для повышения устойчивости системы в передачах, кинематически
связывающих двигатель привода и исполнительные органы, следует
применять детали из вибропоглощающих материалов. Для изоляции
342
системы от внешних возмущающих сил связь внешних узлов с узлами,
входящими в следящую систему, должна также осуществляться с по-
мощью деталей из вибропоглощающих материалов.
Кроме того, следует тщательно балансировать быстровращающие-
ся детали и обеспечивать их высокую жесткость соответственно нагруз-
ке, а также проверять совпадение периода собственных колебаний
деталей и узлов системы с периодом возмущающей силы. .
Как правило, следует' стремиться к уменьшению массы исполни-
тельных органов. При этом, чтобы не понизить их жесткость, применя-
ют тонкостенные ребристые замкнутые конструкции. По этой же при-
чине перемещающиеся и быстровращающиеся детали рекомендуется
изготовлять из легких сплавов. 4
Сопротивление трубопровода и утечки жидко-
сти. Как известно, условие колебательной устойчивости гидравличе-
ских следящих систем может быть сформулировано требованием, чтобы
энергия, рассеиваемая системой при ее колебательных движениях,
была бы больше энергии, потенцируемой при упругих деформациях
компонентов системы.
Фиг. 239. Схемы демпфирования автоколебаний сопротивлениями на ли-
ниях питания и слива (а) и созданием искусственных утечек (б).
В соответствии с этим потери энергии в системе, а также снижение
скорости выхода повышают, при всех прочих равных условиях, устой-
чивость системы.
Сопротивления в трубопроводах демпфируют систему и улучшают
условия устойчивости, причем в системах с нулевым и положительным
перекрытиями сопротивления демпфируют систему независимо от места
включения, а в системах с отрицательным перекрытием демпфирующее
действие оказывают лишь сопротивления в трубопроводах, соединяю-
щих золотник с цилиндром; сопротивления во входном и выходном тру-
бопроводах на устойчивость системы влияния не оказывают, а лишь
вызывают падение общего перепада давления, что приводит к потере
энергии.
Демпфирование может быть также осуществлено путем дроссели-
рования жидкости на входе или выходе ее из силового цилиндра или
одновременно на входе и выходе. Схема подобного демпфирования при-
ведена на фиг. 239, а; демпфирование осуществляется дросселями а и Ь.
Однако этот способ повышения устойчивости понижает быстродей-
ствие и точность системы вследствие повышения кинематической ошиб-
ки, ввиду чего применение его ограничено.
Демпфирующим фактором является также негерметичность систе-
мы, поэтому для повышения устойчивости иногда применяется искус-
ственная утечка. Демпфирующие свойства утечек обусловлены тем, что
с повышением их увеличивается зона нечувствительности и уменьшает-
ся гидравлическая жесткость, в результате чего (см. стр. 337) повы-
шается устойчивость системы. Искусственная утечка в цилиндре соз-
дается шунтированием через сопротивление полостей цилиндра, что
обычно достигается выполнением в его поршне небольшого отверстия
диаметром 0,54-2 мм (см. фиг. 239,6). Дроссельное отверстие в поршне
343
должно быть таким, чтобы обеспечивалось стабильное сопротивление
при изменении вязкости жидкости вследствие изменения ее температу-
ры. Как известно, в этом отношении преимущества имеют дроссели
диафрагменного типа (см. фиг. 188, г).
Следует отметить, что введение искусственных утечек увеличивает
влияние нагрузки на расход жидкости и скорость выхода, т. е. снижает
жесткость характеристики расхода в
рункции нагрузки, а также сопро-
вождается увеличением ошибки (погрешности). Ввиду этого указанный
способ можно применять лишь в приводах с высокими скоростями сле-
жения, но работающих при малой нагрузке.
Золотники со ступенчатыми проходными окнами
Поскольку эффект потери системой устойчивости всегда передает-
ся на распределительный золотник и лишь через него на гидравлический
двигатель, то, применив соответствующую конструкцию распределитель-
ного золотника, можно в некоторой степени повысить устойчивость
системы.
Очевидно, что для повышения чувствительности и создания быстро-
действия золотник должен иметь минимальные перекрытия и обеспе-
чить при малом ходе достаточно большие проходные сечения для
жидкости. Однако это требование идет в разрез с требованием устой-
чивости, для обеспечения которой открытие золотника в функции его
хода должно быть иным.
Задача конструктора заключается в выборе таких оптимальных
конструктивных параметров, которые обеспечивают устойчивую работу
следящей системы без существенного нарушения заданной точности
и быстродействия.
Одним из способов повышения устойчивости системы без нарушения
ее чувствительности (быстродействия) является применение золот-
ников с двухступенчатыми проходными окнами, для которых характе-
рен перелом в статической характеристике расхода в функции переме-
щения плунжера (фиг. 240), причем на первой ступени окна выполня-
ются с переменным по ходу золотника сопротивлением.
Это достигается тем, что подвод жидкости в начале движения осу-
ществляется не по всему периметру окружности плунжера золотника,
а через узкие каналы той или иной формы. Наиболее простой формой
подобного канала является узкий паз (щель) переменной глубины.
Для этого проходное отверстие на части длины а хода золотника, равной
^0,2-т-0,5 мм от нейтральной линии, выполняется в виде двух или че-
тырех узких дуговых щелей большого сопротивления, имеющих пере-
менное сечение; после того как будет выбран этот ход, щель открывается
по всему периметру плунжера. Кривая изменения сечения щели по ходу,
дающая излом кривой характеристики системы, представлена на фиг.
240. В первой, после прохода мертвой зоны с, части хода плунжера уве-
личение сечения щели на длине а будет протекать по кривой «1 и далее
на участке b — по кривой Ь\.
Практика показала, что благодаря значительному дросселирова-
нию жидкости в подобном золотнике при подходе его плунжера к ней-
тральному положению, а следовательно, благодаря уменьшению при
этом скорости движения силового поршня и демпфированию подводи-
мой энергии устойчивость гидроусилителя можно значительно повы-
сить. не ухудшая его рабочие скоростные характеристики и чувстви-
тельность.
При выполнении профильных щелей размер перекрытия выбирают
столь малым (менее 0,05 мм), насколько это позволяют технологиче-
ские возможности, тогда как распределитель с острой отсечной кромкой
344
по всему периметру окружности золотника для устойчивой работы
должен иметь перекрытие не менее 0,1 мм.
Очевидно, что применение таких золотников со ступенчатыми про-
ходными окнами допустимо лишь в том случае, если это не внесет в
Фиг. 240. Схема и график золотника с двухступенчатыми про-
ходными окнами.
характеристику конкретного гидроусилителя каких-либо ограничений,
в частности ограничений в быстродействии.
Устойчивость системы можно повысить также небольшим предва-
рением впуска жидкости в цилиндр перед выпуском, которое благопри-
ятно сказывается на работе гидроусилителя вследствие буферного дей-
ствия отводимой жидкости.
Демпфирование энергии колебаний
Практика показывает, что наибольшая устойчивость гидравличе-
ских следящих систем достигается применением демпферов гидравличе-
ского сопротивления, которые поглощают и рассеивают в виде тепла:
кинетическую энергию колебаний.
Следует отметить, что в некоторых случаях применяются фрикци-
онные демпферы, однако они создают нестабильность действия. Кроме
того, подобные демпферы в системе управления самолетом нарушают
чувство «ощущения» на ручке управления, а также затрудняют автома-
тическое возвращение ее в нейтральное положение.
Выше было указано, что система будет устойчивой против колеба-
ний, если энергия, рассеиваемая демпфером при колебательных движе-
ниях, будет превышать энергию, потенцированную при упругих дефор-
мациях компонентов системы.
Очевидно, что в том случае, когда момент от трения (или демпфи-
рования) золотника превысит момент сил, стремящихся переместить
345
золотник через его нейтральное положение, вибрационные колебания
или не будут появляться совсем, или если они и появятся, то через неко-
торое время погасятся.
Демпфер устанавливается в колебательной системе между любыми
двумя, перемещающимися одна относительно другой точками системы,
обычно между перемещающейся частью ^распределительного устройства
и его корпусом. В системах с золотниковым распределителем демпфер
связывается с плунжером, а втулка демпфера — с корпусом распреде-
лителя.
Демпфирование начинается при изменении величины ошибки (рас-
согласования), причем у гидравлического демпфера тормозное сопро-
тивление является функцией скорости нарастания ошибки.
W 9 8 7
Фиг. 241. Схема гидравлических
демпферов автоколебаний.
Так как демпферы, установленные между золотником и корпусом
клапана, имеют небольшие перемещения, необходимо устранять все
причины, приводящие к снижению эффективности демпфирования, в ча-
стности люфты в соединениях, а также предотвращать возможность
попадания воздуха в рабочие полости демпфера, который при работе
должен автоматически подзаряжаться жидкостью.
Эффективность демпфирования должна быть такой, чтобы демпфер
при нормальных скоростях перекладки рулей не увеличивал нагрузки
на ручке управления и не препятствовал возвращению ее в нейтральное
положение. Кроме того, на эффективность демпфирования не должна
заметно влиять температура окружающей среды. Опыты показывают,
что при соответствующем конструктивном выполнении отверстия
(см. фиг. 188, г) сопротивление его будет обусловлено лишь инерцион-
ными силами.
Конструктивно демпфер обычно представляет собой поршенек 3
(фиг. 241, а) с дроссельным отверстием 2, связанный с плунжером зо-
346
лотника. При перемещениях плунжера жидкость, вытесненная порш-
нем 3 через отверстие 2 и радиальную щель капиллярного типа между
поршнем и цилиндром, поступает из одной полости цилиндра демпфера
в другую. Сопротивление этой щели зависит от вязкости жидкости
в большей мере, чем сопротивление круглого отверстия в тонкой стенке
дросселя, а также зависит от эксцентричности размещения поршня
в цилиндре. Поэтому для повышения стабильности действия демпфера
необходимо устранять перетекание жидкости через радиальную щель,
тем более что сечение этой щели обычно превышает, если не применять
уплотнительных средств, сечение дроссельного отверстия в поршне, ко-
торое в этом случае является как бы дополнительным каналом.
Для предотвращения перетекания жидкости через радиальную
щель поршень 3 уплотняется в своем цилиндре с помощью металличе-
ского кольца 4.
Фиг. 242. Схема гидроусилителя с демпфером автоколебаний.
На фиг. 242 представлена схема и на фиг. 243 — конструкция гидро-
усилителей, в которых применены гидравлические демпферы с постоян-
ным сечением дроссельного отверстия. В более сложных конструкциях
применяются демпферы с переменным по ходу поршня сечением дрос-
сельного отверстия.
Сечение дроссельного отверстия 5 (см. фиг. 242) в поршне 6 демп-
фера золотника 4 подбирается таким, чтобы демпфирование, с одной
стороны, не увеличивало усилий, необходимых для рабочих перемеще-
ний золотника, а с другой стороны, чтобы при скоростных вибрацион-
ных его перемещениях создавалось демпфирование, способное погасить
силу, возбуждающую колебания. Так, при диаметре поршня демпфе-
ра 6, равном 30—40 мм, диаметр отверстия 5 должен составлять
0,8—1 мм.
Для надежного заполнения жидкостью рабочих полостей демпфера
при высокочастотных его колебаниях применяют демпферы с двумя
пластинчатыми клапанами 2 и 5 (см. фиг. 241,6), нагруженными сла-
быми пружинами 6. Заполнение нерабочей для данного хода плунжера 1
347
камеры в этом демпфере происходит из полости слива 10 через канал 9
большого сечения и кольцевую проточку 4.
Пци перемещениях поршня 3 один из клапанов закрывает проточ-
ку 4, в результате чего вытесняемая этим поршнем жидкость проходит
через дроссельное отверстие 8, а другой клапан, преодолев под дей-
ствием давления при сливе усилие пружины 6, открывает вторую про-
точку 4 и дает возможность жидкости заполнить камеру демпфера.
Дроссельное отверстие 8 выполнено в тонкостенной шайбе, благо-
даря чему устраняется влияние вязкости жидкости на характеристики
демпфера, так как потери энергии в подобном демпфере в основном опре-
деляются инерционным, а не вязкостным сопротивлением жидкости.
В схеме предусмотрено регулирование сопротивления с помощью дрос-
сельной иглы 7.
Фиг. 243. Гидроусилитель с демпфером постоянного сечения.
Применяется также демпфер,- в котором скорость перемещения
поршня увеличена по сравнению со скоростью перемещения плунжера
золотника, благодаря чему увеличивается эффективность демпфирова-
ния. Однако подобное усиление, естественно, усложняет конструкцию
демпфера.
Для повышения устойчивости системы при одновременном обеспе-
чении ее быстродействия служат также различные компенсационные
устройства, настроенные на. критическую частоту, при которой система
обладает наименьшей устойчивостью.
Расчет гидравлического демпфера колебаний.
Поглощение энергии в демпфере происходит при проталкивании жидко-
сти через дроссельные отверстия с постоянным или переменным по ходу
поршня сечением. Демпферы с постоянным сечением отверстия приме-
няют обычно в легких простых конструкциях и с переменным — в более
сложных. В рассматриваемых случаях для гашения знакопеременных
автоколебаний при движении поршня гидроусилителя применены демп-
феры с постоянным сечением отверстия (см. фиг. 241).
При расчете гидравлического демпфера в основном определяется
сопротивление течению жидкости, проталкиваемой поршнем демпфера
через дроссельные каналы.
Перепад давления в полостях цилиндра демпфера, создаваемый
сопротивлением дроссельного отверстия, выполненным в тонкой стенке
поршня (см. фиг. 241, а), можно с достаточной точностью определить
из выражения
Др = (1-Н)т^-, (390)
где Др—искомый перепад давления в кг[см2;
7 —объемный вес жидкости в кг/см3;
g— ускорение силы тяжести в см/сек2;
348
С —коэффициент сопротивления отверстия; для круглого отверстия
в тонкой стенке поршня С «=0,06;
и— средняя по сечению потока скорость течения жидкости в дрос-
сельном отверстии 2 в CMjcex.
Для демпфера, в котором утечки через радиальный зазор между
поршнем и цилиндром отсутствуют, скорость и течения жидкости в от-
верстии определяется из условия неразрывности потока:
Л , UF
(391)
где U — скорость перемещения поршня 3 демпфера в см)сек;
F— площадь поршня 3 в см2;
/ — площадь дроссельного отверстия 2 в поршне в см2.
Подставив выражение для и в уравнение (390), получим
(392)
чтобы co-
Значение Др выбирается максимальным, однако таким,
противление при рабочих перемещениях плунжера золотника (поршня
демпфера) не превышало допустимых величин. Поэтому часто в демп-
ферах применяют клапаны, ограничивающие максимальную величину
давления.
В том случае, когда демпфер не имеет уплотнительного кольца,
следует учитывать перетекание (расход) жидкости через радиальную
капиллярную щель между поршнем и цилиндром демпфера.
Расход жидкости через подобную щель (<2Щ) и сопротивление ее
потоку жидкости (Др) можно вычислить для концентричного положения
поршня
в цилиндре по приведенным выше уравнениям (111) и (ИЗ):
(393)
где
Сщ-расход жидкости через щель в смР/сек;
и L — диаметр и ширина поршня демпфера в см;
$ —радиальный размер щели (зазора): ;
v — коэффициент кинематической вязкости жидкости в см2)сек;
rfn —диаметры цилиндра и поршня демпфера.
Ц
При эксцентричном положении поршня демпфера относительно его
цилиндра расход жидкости увеличится, а сопротивление щели умень-
шится. Выражение для расхода Q3 и сопротивления Дрэ для эксцентрич-
ной щели имеет вид [см. уравнение (117)]
z-j ltd Ар s3£
(394)
. 12muZ.7
—Л—
,е2
где е —относительный эксцентриситет осей
s — номинальный зазор между поршнем и цилиндром:
поршня и цилиндра;
Нетрудно видеть, что при максимальной эксцентричности щели,
равной номинальному размеру зазора (e = s), приведенные выражения
примут вид [см. выражения (118) и (119)]
349
Qs.mai
2,5Ttdkps3g'
12^£ ’
__ 12'шЛ?
аРэт1п“^Г’
т. е. при максимальной эксцентричности расход жидкости увеличивает-
ся, а сопротивление уменьшается в 2,5 раза по сравнению со значения-
ми этих параметров при концентричном положении.
Очевидно, подобная зависимость расхода и сопротивления от вели-
чины эксцентриситета вносит известную неопределенность в расчеты
демпфера, поскольку обеспечить определенное положение поршня
демпфера в его цилиндре практически не представляется возможным.
Поэтому для стабилизации эффективности демпфирования радиальный
зазор желательно устранять применением уплотнительного кольца.
Расчет демпфера, не имеющего уплотнительного кольца, рекомен-
дуется проводить в следующем порядке. Сперва вычисляется по выра-
жению (393) расход жидкости при заданном перепаде давления Ар
через радиальную щель (предполагается, что щель концентрична).
Вычитая этот расход из объема Q = UF, описываемого поршнем демп-
фера при заданной его скорости [см. выражение (391)], определяем
объем Q, который должен быть вытеснен за то же время при заданном
перепаде давления Ар через дополнительное дроссельное отверстие
в поршне:
Q = t/F-Qiu.
Для получения требуемого перепада давления при этом расходе
отверстие должно иметь площадь
t/P —
где ц — коэффициент расхода, включающий коэффициенты сопротив-
ления отверстия и сужение струи; значение этого коэффициен-
та равно
р. =----.
Огеор
Здесь QH—измеренный расход;
СтеоР“”теоРетическ™ расход, вычисленный из выражения
/" 2 Др g
теор
Для небольшого круглого отверстия в тонкой стенке этот коэффи-
циент можно принять равным
В том случае, когда расход жидкости фщ через щель при заданном
перепаде давления, вычисленный по выражению (393), превысит зна-
чение Q = UF, т. е. когда демпфер не обеспечивает заданного сопротив-
ления даже без дополнительного дроссельного отверстия в поршне,
необходимо уменьшить радиальные зазоры в поршневой паре демпфера
или увеличить диаметр его поршня, с тем чтобы увеличить скорость
потока. Следовательно, поскольку объем запертой жидкости (Q = UF)
изменяется прямо пропорционально квадрату диаметра поршня, в то
350
время как периметр радиальной щели (длина средней окружности
щели) увеличивается пропорционально первой степени этого диаметра,
а перепад давления, при всех прочих равных условиях, изменяется
обратно пропорционально квадрату диаметра поршня, то изменением
величины последнего можно регулировать соотношение рабочих пара-
метров демпфера.
Секундная энергия, поглощенная демпфером, слагается из энергии
£о, расходуемой на продавливание жидкости через дроссельные каналы,
и энергии Ес, расходуемой на смещение (срезание) слоев жидкости в
щели между поршнем и цилиндром (механическим трением поршня в
цилиндре пренебрегаем):
E = EQ-{-E(:~LJE^p-{- — r.dU2L кг см/сек.
Энергия, поглощаемая при продавливании жидкости через дрос-
сельное отверстие за один ход поршня, равна
Еъ= Lr ^p кг см,
где L — величина хода поршня демпфера (амплитуда колебания золот-
ника) в см.
СПОСОБЫ РАЗМЕЩЕНИЯ ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ НА САМОЛЕТЕ
Размещению гидравлического усилителя на самолете следует уде-
лять большое внимание, в особенности на большом самолете, требую-
щем длинной проводки системы управления.
Фиг. 244. Схема размещения гидроусилителей на самолете.
Гидроусилители можно размещать на самолете ближе к. ручке
управления или ближе к управляемому звену (рулю).
В первом случае силовой цилиндр будет находиться далеко от
управляемого звена, с которым он соединяется тягами.
Принципиальная схема подобного размещения гидроусилителя
применительно к самолетной гидросистеме приведена на фиг. 244. Гид-
роусилители а в этой схеме размещены в центропланной части фюзе-
351
ляжа. Очевидно, что максимальная упругость здесь будет приходиться
на выходной контур, который имеет меныпее влияние на устойчивость
системы, но при этом оказывает отрицательное действие на ее точность.
Недостатком подобной схемы является трудность монтажа длинной
механической силовой трансмиссии. При наличии люфтов и недостаточ-
ной жесткости звеньев трансмиссии понизится не только точность, но
и устойчивость системы.
Если исходить из сокращения длины силовой трансмиссии, с тем
чтобы под высокой рабочей нагрузкой находилась минимальная часть
проводки системы управления, гидравлический усилитель следует поме-
щать ближе к управляемому агрегату. В этом случае уменьшаются
пружинящие прогибы и закрутка силовой трансмиссии системы управ-
ления, а также достигается значительное уменьшение ее веса.
Однако при таком размещении гидроусилителя увеличивается упру-
гость проводки от ручки управления к гидроусилителю (к гидравличе-
скому двигателю), что способствует возникновению вибрации системы.
Следовательно, для уменьшения вибрации гидроусилитель желательно
помещать ближе к ручке управления.
В силу указанных причин вопрос о месте размещения гидроусили-
теля приходится решать конкретно в каждом случае с учетом специфи-
кации самолета.
АВАРИЙНЫЕ УСТРОЙСТВА
Выход из строя гидроагрегатов не должен приводить к нарушению
безопасности полета самолета. Ввиду этого функции гидравлических
компонентов системы дублируются, специальными аварийными устрой-
ствами.
Это в первую очередь относится к гидроусилительной системе
управления самолетом в воздухе, выход из строя которой неизбежно
ведет к катастрофе самолета. Жизненно важными являются также си-
стемы торможения колес, управления передним колесом при велосипед-
ной схеме шасси, уборки и выпуска шасси и др.
В настоящее время для предотвращения последствий возможного
заедания поршня силового цилиндра не предусматривается его дебло-
кировка, так как повреждения такого рода маловероятны. Однако в си-
стемах управления самолетом часто дублируется полностью весь гидро-
усилитель.
Ниже рассмотрены основные вопросы дублирования функций тех
гидравлических агрегатов и систем управления самолетом, от которых
зависит безопасность полета и посадки самолета.
В том случае, где это представляется возможным, предусматри-
вается ручное аварийное управление, а где оно неосуществимо — дубли-
руемое силовое управление.
Если переход на ручное управление невозможен по условиям дей-
ствующих в этом случае усилий, а дублирующая система не предусмот-
рена, то применяется автоматическое аварийное блокирование рулей,
позволяющая достаточно продолжительное время удерживать самолет
на данном курсе полета, с тем чтобы предоставить экипажу возмож-
ность спасения (оставления самолета). Эта блокировка рулей обычно
достигается при помощи специальных запорных клапанов, размеща-
емых в распределительном устройстве. Очевидно, что подобное устрой-
ство может быть использовано лишь в том случае, если необходимость
в нем возникает на установившемся режиме полета.
Переключение на аварийную систему должно осуществляться авто-
матически и мгновенно, так как потеря управления скоростным самоле-
том, в особенности в процессе его послепосадочного пробега, хотя бы
на доли секунды может привести к аварии.
352
Очевидно, если силовое дублирование применимо для всех типов
самолетов, то ручное аварийное управление ограничивается размером
и полетной скоростью самолета.
В крупных самолетах обычно применяют не одну, а несколько, не-
зависимых одна от другой, дублирующих силовых систем управления,
каждая из которых имеет самостоятельные узлы и детали, начиная от
резервуаров для жидкости и кончая насосами, гидравлическими маги-
стралями, клапанами, цилиндрами и прочими агрегатами. В дублирую-
щей системе управления самолета следует избегать какого бы то ни было
взаимодействия дублируемого и дублирующего агрегатов и участия
какого-либо агрегата в основной и в дублирующей системах.
Гидравлические насосы должны быть размещены на двигателях
самолета так, чтобы даже при полном выходе из строя одной или двух
систем управления (если имеются три) управляемость самолета сохра-
нялась.
Следует отметить, что дробление мощных насосов на насосы малой
мощности имеет определенные преимущества, так как применение не-
скольких маломощных насосов повышает степень безопасности са-
молета.
Помимо этого, часто предусматривается аварийный источник дав-
ления, работающий от сети постоянного тока самолета или приводимый
в действие турбиной, использующей встречный поток воздуха. В этом
случае отказ авиационных двигателей не выводит из строя систему
управления самолетом.
Гидросистемы управления некоторых тяжелых пассажирских само-
летов имеют четыре отдельных системы: две основные рабочие и две
резервные, включаемые в аварийных случаях. Первые две системы пи-
таются от насосов, установленных на различных авиационных двига-
телях, и вторые две — от насосов с электроприводами. Каждая из си-
стем имеет свои баки (резервуары). Электроаккумуляторные батареи
аварийных систем рассчитаны на обеспечение действия насоса в тече-
те 30—40 мин.
Если предположить, что заедания клапанов и штоков силовых ци-
линдров не может произойти, то дублирование осуществляется относи-
тельно просто: в этом случае поврежденная половина может приводить-
ся в действие неповрежденной, для чего необходимо лишь предотвра-
тить блокирование жидкости в полостях цилиндра поврежденной части.
Последнее в большинстве существующих схем достигается тем, что обе
полости силового цилиндра соединяются с баком и вся система перево-
дится на нулевое давление или эти полости лишь сообщаются одна
с другой, в результате чего давление в них выравнивается, но может
и не быть равным нулю. Очевидно, в последнем случае требуется, чтобы
живые сечения правой и левой полостей цилиндра были равны.
Если предположить, что в силовом цилиндре возможно заедание,
то необходимо предусмотреть устройства, разъединяющие силовой ци-
линдр с управляемым агрегатом. Хотя этот способ и требует дополни-
тельных механизмов, однако он имеет ряд преимуществ, основным из
которых является то, что летчику в этом случае при ручном управлении
не приходится преодолевать трения манжет и демпфирования жидкости.
Разъединение осуществляется автоматически при авариях основной
системы (при падении давления в системе) или летчиком.
В большинстве случаев при аварийном управлении допустимо неко-
торое уменьшение мощности привода, которое либо понижает скорость
движения механизма, либо уменьшает шарнирные моменты рулей.
Для отключения поврежденной части системы применяют ряд схем
механического, гидравлического и электрического типа. Принцип их
действия основан на изменении какого-либо параметра, происходящем
23 1 246
353
при отказах. Так, например, отказ гидроусилителя приводит к увеличе-
нию усилия на ручке управления, а следовательно, и на тяге, ведущей
от ручки к распределителю золотника. Это увеличение нагрузки может
быть использовано для приведения в действие различных разъедините-
лей тяг — электрических контактов или гидравлических устройств, ко-
торые и осуществляют включение дублирующей системы.
Следует отметить, что вследствие блокирования жидкости в сило-
вых цилиндрах (гидравлического запирания) воздушные нагрузки, дей-
ствующие в полете на поверхности управления, могут превысить допу-
стимые. Для ограничения таких перегрузок в поршень каждого
гидроусилителя встраивается предохранительный клапан, который при
определенной величине давления в запертой полости цилиндра откры-
вается и позволяет плоскости управления отклоняться на безопасный
угол,
«к
Фиг. 245. Схема дубли-
рованного управления,
обеспечивающего пол-
ную скорость.
Фиг. 246. Схема дубли-
рованного управления,
обеспечивающего пол-
ный крутящий момент.
Способы дублирования управления. Наиболее рас-
пространенными способами дублирования гидравлической системы
управления самолетом являются следующие:
1. Обе системы — основная и аварийная — работают одновременно
и каждая выполняет половину работы; при выходе из строя одной систе-
мы работу выполняет с известными ограничениями в режимах уцелев-
шая система.
2. Нормальное управление обеспечивает одна (основная) система,
а вторая включается автоматически лишь при аварии первой.
Распространенные варианты принципиальных схем первого способа
дублирования, при котором каждый руль приводится двумя одновре-
менно действующими силовыми системами, приведены на фиг. 245—246.
В обеих этих схемах применено по два гидравлических мотора /
и 2, питаемых насосами 7 или 6, Схемы отличаются тем, что в системе,
изображенной на фиг. 245, присоединение обоих гидромоторов к привси
димому узлу осуществлено таким образом, что позволяет каждому из
них выполнять половину работы и при этом развивать половинный кру-
тящий момент при полной скорости. При выходе из строя одного из мо-
торов или его питания система управления самолетом будет располагать
лишь половинным моментом при полной скорости. В этом случае по-
врежденный гидромотор автоматически отключается от приводимого
узла.
В схеме, изображенной на фиг. 246, гидравлические моторы 1 и 2
соединены с управляемым ими рулем 3 (см. также фиг. 245) через ше-
стеренный дифференциал 4, ввиду чего каждый из них развивает поло-
винную скорость при полном моменте. При повреждении одной из си-
стем ее гидравлический мотор блокируется и привод руля обеспечи-
354
вается парным гидромотором, развивающим полный момент при поло-
винной скорости.
Обе рассмотренные схемы снабжены электросигнализаторами 5
выхода из строя какого-либо привода.
Для предотвращения потери управления, вызванного заеданием
плунжера золотника, распределитель каждого гидроусилителя связы-
вается с общим входным рычагом, соединенным с рычагами управления
через пружинное звено. В случае, если произойдет заедание одного из
плунжеров, то благодаря податливости пружинного звена сохраняется
управление другим распределителем. Одновременно предусматривается
включение сигнальной лампы, предупреждающей летчика о заедании
распределителя и прекращении работы одного гидроусилителя дублиро-
13 /4 /5 16
Фиг. 247. Дублирующая система с двумя цилиндрами и общим силовым штоком.
ванной установки. Тогда летчик может соединить поврежденный гидро-
усилитель с баком для уменьшения его влияния на работу исправного
гидроусилителя.
Обеспечение строгой синхронности действйя распределителей, не-
обходимой для управления дублированными силовыми цилиндрами,
достигается тем, что плунжеры обоих золотников выполняются как одно
целое и размещаются в общем корпусе. Силовые цилиндры часто также
объединяются в единый двухкамерный агрегат с параллельным или
последовательным расположением цилиндров. Последовательное рас-
положение цилиндров предпочтительнее перед параллельным, так как
устраняется изгиб и возможность защемления передаточного звена в
результате эксцентричного приложения силы при отказе одной из си-
стем.
Вариант схемы первого типа, но в ином конструктивном оформле-
нии представлен на фиг. 247. Привод руля в этой схеме осуществляется
двумя последовательно расположенными цилиндрами 14 и 15, поршни
13 и 16 которых имеют общий шток 12\ левый конец этого штока кре-
пится к конструкции самолета; правый конец цилиндра 15 связан
с управляемой поверхностью, а ручка управления — с тягой 5.
23*
355
Фиг. 248. Схема дублирования способом деления
поверхности руля на несколько плоскостей.
Каждый из цилиндров питается от автономных насосов и, работая
одновременно с другим цилиндром, развивает приходящуюся на его
долю половинную тяговую силу при полной скорости. В этом случае,
когда одна из систем выйдет из строя, привод осуществляется одним
цилиндром, который будет при этом также перемещать и цилиндр, вы-
шедший из строя. Для этого полости цилиндра, вышедшие из строя
системы, автоматически шунтируются специальными клапанами.
Цилиндры управляются золотниками 18 и 19, каждый из которых
присоединен к одному концу дифференциальных рычагов 9 и 3; внешние
концы этих рычагов шарнирно закреплены на раздвижных шариковых
фиксаторах 7 и 4. Оба рычага 9 и 3 средней частью присоединены к ко-
ромыслу 6, связанному с тягой 5 ручки управления.
Шариковые фиксаторы связаны при помощи пружин 10 с защел-
ками 10 и 1, которые удерживают клапаны выключения 11 и 2 в утоп-
ленном положении. Если эти
клапаны будут отпущены,
то они выключат подачу
жидкости к силовому ци-
линдру 14 и в то же время
начнут шунтировать (соеди-
нять) при отказе какой-либо
системы питания противопо-
ложные полости того или
другого цилиндра. В утоп-
ленном положении они вы-
полняют функции спускных
клапанов.
При заедании одного из
золотников 18 или 19 нагруз-
ка от тяги 5 передается на соответствующий шариковый фиксатор 7
или 4, при этом освобождается пружинная защелка и открывается пере-
пускной клапан 11 или 2, шунтирующий полости цилиндра. Для пред-
отвращения повторного срабатывания шариковых фиксаторов, приводя-
щего к потере управления, последние связаны с плунжерами 3, установ-
ленными таким образом, что при работе одного движение другого
блокируется.
При небольших скоростях движения, а следовательно, при неболь-
ших отклонениях золотников 18 и 19 относительно нейтрального поло-
жения, давление в одном цилиндре может превысить давление в дру-
гом. В этом случае клапаны It и 2 будут работать как переливные.
Если одна из систем питания выйдет из строя, исправный цилиндр
начнет перемещать цилиндр, вышедший из строя; жидкость будет идти
от одной полости цилиндра через клапаны 17 и соответствующий шун-
тирующий клапан ко второй полости.
Распространенным является также способ дублирования управле-
ния путем разбивки рулевой плоскости 1 (фиг. 248) на несколько частей
(секций), каждая из которых имеет свой привод, состоящий из насоса 3
с регулируемой производительностью и гидромотора 2. Система снаб-
жена устройством 4, имитирующим нагрузку на ручку управления.
Выход из строя части секций не нарушит работы оставшихся, которые
обеспечат управление самолетом.
На некоторых самолетах предусмотрены также механические
устройства для установки поврежденной части (секции) руля в ней-
тральное положение.
Последняя схема дублирования по сравнению с другими имеет ряд
преимуществ, одним из которых является то, что часть секций руля
в этой схеме может быть рассчитана для крейсерских, а часть — для
максимальных скоростей, что улучшает летные качества самолета.
356
К относительно надежным схемам следует отнести системы с ава-
рийным ручным управлением (с ручным дублированием), однако они
могут применяться лишь при обеспечении ручным приводом требуемых
шарнирных моментов рулей. Переход на ручное управление обычно осу-
ществляется автоматически одновременно с кольцеванием (шунтирова-
нием) полостей цилиндра гидроусилителя. В схеме, представленной на
фиг. 242, это осуществляется с помощью клапана Л срабатывающего при
понижении давления ниже определенной величины. Одновременно с этим
автоматически устраняется свобода перемещения плунжера в золотни-
ке, так как подобное перемещение при ручном управлении самолетом
(при выключенной гидравлике) создает ощущение люфта, который мо-
жет способствовать автоколебаниям управляемых плоскостей. Поэтому
в конструкциях самолетных гидроусилителей обычно предусматривают-
ся устройства, которые при переходе на ручное аварийное управление
автоматически устраняют указанную свободу движения плунжера. По-
следнее осуществляется тем, что плунжер при понижении давления в
системе ниже определенной величины механически устанавливается в
среднем или в одном из крайних положений с помощью механических
фиксаторов, благодаря чему ручка управления при выходе гидравлики
из строя жестко соединяется со штоком силового цилиндра. Фиксаторы
могут быть выполнены в виде шариковых замков или штырей, связы-
вающих силовой шток с рычагом ручки, а также в виде различных ку-
лачковых механизмов и др. Во всех этих механизмах фиксирующие зам-
ки выводятся из соединения давлением жидкости и вводятся в
соединение в случае падения давления жидкости в гидравлической сис-
теме с помощью пружин.
Одна из схем кулачковых фиксаторов изображена на фиг. 242.
Фиксирование плунжера 4 золотника осуществляется профилированным
кулачком 3, который в одном положении обеспечивает свободу пере-
мещения золотника на величину, необходимую для подвода жидкости,
а в другом положении это перемещение уменьшает до нуля. В последнее
положение кулачок 3 устанавливается пружиной 2 в том случае, когда
давление в цилиндре 7, противодействующее этой пружине, по какой-
либо причине понизится. Если гидравлическая система находится в ис-
правном состоянии, жидкость в цилиндре 7 преодолевает усилие пру-
жины 2 и удерживает кулачок 3 в положении, обеспечивающем указан-
ную свободу хода золотника. В некоторых схемах вместо кольцевания
цилиндра применяется механическое отключение силового штока от ры-
чагов рулевой плоскости, осуществляемое вручную летчиком или авто-
матически.
В схемах с ручным дублированием должно быть предусмотрено
ограничение ударного действия нагрузки шарнирного момента на ручку
управления в момент перехода на ручное управление. Подобное ударное
действие нагрузки может произойти, если цилиндр будет нагружен в мо-
мент переключения большим шарнирным моментом, превышающим фи-
зические возможности летчика.
В схеме, представленной на фиг. 242, для этой цели в линии питания
гидроусилителя установлен обратный клапан 8, который запирает ра-
бочую полость цилиндра гидроусилителя, благодаря чему ударная на-
грузка на ручку управления от шарнирного момента при переходе на
ручное управление будет воспринята блокированной (запертой) в ци-
линдре жидкостью.
ИСПЫТАНИЕ ГИДРОУСИЛИТЕЛЕЙ
Гидроусилители, кроме общих испытаний, которым подвергаются
все гидравлические агрегаты, должны быть проверены на устойчивость
против автоколебаний при различных нагрузках, скоростях и возбуж-
дениях.
357
Эти испытания проводятся на испытательном стенде, в котором
можно обеспечить заданные значения жесткости и инерции для вход-
ного и выходного звеньев, а также регулировать амплитуду и частоту
движения входного звена.
Схема подобной установки приведена на фиг. 249. Вход и выход
выполнены в виде двух шарнирно закрепленных балок 3 и 6; масса вы-
хода может быть изменена установкой по концам балки 6 грузов 1.
Гидроусилитель 8 соединяется с обеими балками плоскими кон-
сольными пружинами 7 и 2. Для получения требуемой упругости вход-
ного и выходного контуров длина этих пружин может изменяться, что
осуществляется изменением положения подвижных блоков 4 относи-
тельно неподвижных 5. Дополнитель-
ная консольная пружина 9 в узле креп-
ления штока гидроусилителя 8 дает
возможность имитировать упругость
соответствующей части самолета, к ко-
торой крепится гидроусилитель.
На описанной выше установке
можно изучать как реакцию гидроуси-
лителя на толчкообразный входной
сигнал, так и чувствительность его к
синусоидальному входному сигналу
при различных частотах, а также мож-
но снять характеристики демпфера.
Помимо указанных стендовых ис-
пытаний, гидроусилители системы уп-
равления самолетом должны быть под-
вергнуты летным испытаниям.
На фиг. 250 изображена схема ис-
пытательной системы гидроусилителя
на самолете применительно к рулю
высоты.
Для исследования коэффициента
обратимости в испытательной системе
фиг. 249. Стенд для испытания гид- предусмотрено регулирование величи-
роусилителей. ны доли Усилия шарнирного момента,
передаваемого на ручку управления.
Коэффициент обратимости определяется отношением плеча d к плечу /,
которое может изменяться путем перемещения точки а.
Система снабжена насосом 3 с регулируемой производительностью,
приводимым в движение электродвигателем 2. Изменение скорости
и реверс движения управляемой плоскости 7 осуществляются регулиро-
ванием расхода жидкости (изменением угла наклона цилиндрового
барабана) перемещением ручки управления 1 через систему тяг и меха-
низм 9 (см. нижние проекции). Эта связь обеспечивает скорость откло-
нения руля пропорционально ошибке (рассогласованию) в его положе-
ниях относительно ручки.
Установка отрегулирована так, что максимальный расход жидко-
сти от насоса соответствует ошибке положения ручки относительно руля,
равной 1°30'. В системе предусмотрены механические ограничители 5,
которые размещены так, что при возникновении ошибки в 1°30' скорость
перемещения ручки ограничивается максимальной скоростью поворота
руля, которая в этой системе равна 100° в секунду.
Тяга к рычагу управления насоса имеет пружинный элемент 6, по-
зволяющий при указанном ограничении ошибки перемещать, преодо-
левая усилие пружины этого элемента, ручку управления с требуемой
скоростью в пределах максимальной ошибки в 1,5°, которая ограничена
регулируемыми стопорами.
358
Центрирующие пружины 4 создают усилие на ручке, пропорцион-
альное отклонению руля, а также уменьшают возможность колебаний
системы. Кроме того, в системе предусмотрены гидравлические демп-
Фиг. 250. Схема самолетной испытательной системы.
фер S, связанный с рычагом управления и предназначенный для демп-
фирования колебания клапана системы регулирования насоса, а также
устройство для механического отсоединения гидроусилительной систе-
мы в случае ее неисправности.
Глава VIJ
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Одним из основных вопросов конструирования гидравлических при-
водов и агрегатов является обеспечение надежного уплотнения с боль-
шим сроком службы, так как нарушение герметичности одного какого-
либо соединения может привести к отказу вследствие потери жидкости
всей гидросистемы или ее части.
Требования к уплотнительным устройствам самолетных гидравли-
ческих агрегатов особенно возросли в связи с применением в авиацион-
ной практике высоких давлений и расширением температурного интер-
вала, в котором приходится работать уплотнениям. Ввиду этого
количество разборных соединений в гидросистеме должно быть мини-
мальным. В частности, в тех местах, которые не подлежат разборке
в эксплуатации или при ремонте самолета, трубопроводы и детали агре-
гатов рекомендуется соединять наглухо сваркой или пайкой. Пайку
также применяют в глухих соединениях силового цилиндра, в соедине-
ниях с ним штуцеров и в других агрегатах.
Число соединений можно также уменьшить соединением (комплек-
тованием) нескольких агрегатов в один более сложный, чтобы устра-
нить связывающую их промежуточную арматуру и трубопроводы. Так,
например, в результате соединения фильтра, манометрического датчи-
ка', сигнализатора давления и обратного клапана в общий агрегат коли-
чество мест возможной течи сократилось с 23 до 6. В бустерной (гидро-
усилительной) системе рулей самолета в один агрегат часто соединя-
ются силовой цилиндр, распределитель, фильтры, обводной и противо-
кавитационный клапаны.
Назначение уплотнения состоит в том, чтобы препятствовать утеч-
ке жидкости, находящейся под некоторым избыточным давлением, через
зазор в стыке двух неподвижных или перемещающихся одна относитель-
но другой жестких поверхностей деталей, не составляющих единого це-
лого. Это достигается осуществлением беззазорного соединения этих
деталей или созданием гидравлического сопротивления на пути воз-
можного течения жидкости. Однако надежную герметичность подвиж-
ных соединений создать значительно труднее, чем неподвижных. Если
в неподвижных соединениях материал уплотнителя проникает под дей-
ствием давления в микронеровности и возможные углубления на уплот-
няемой поверхности (поверхности штока и др.), то при относительном
движении деталей уплотнительной пары это проникновение будет за-
труднено и при известной скорости может полностью прекратиться.
В равной мере из двух возможных видов подвижных соединений с по-
ступательным и вращательным движением уплотнительных элементов-
(пар) наиболее трудно создать греметичность в соединении с враща-
тельным движением.
360
Уплотнения элементов с возвратно-поступательным движением
обычно предназначены для работы при более высоких давлениях жид-
кости (свыше 700 кг/см2), чем уплотнения элементов с вращательным
движением, давление в которых обычно ограничено величиной
10—15 кг/см2 и реже более высоким. Однако условия работы пар с по-
ступательным движением отличаются от условий работы пар с враща-
тельным движением тем, что в первом случае имеют место сравнитель-
но небольшие относительные скорости уплотняемых поверхностей.
Кроме того, скользящий контакт уплотнительного элемента в них проис-
ходит на относительно большой поверхности — для случая уплотнения
штока площадь этой поверхности равна длине окружности штока, ум-
ноженной на длину его хода. Благодаря этому развивающееся при ра-
боте уплотнений тепло рассеивается по большой поверхности, тогда как
при вращательном движении это тепло концентрируется на небольшой
поверхности контакта уплотнительного элемента с валом. В результате
выделения тепла вязкость жидкости, протекающей через уплотнения,
будет всегда меньше вязкости жидкости уплотняемой среды. Расчеты и
измерения показывают, что даже при малом трении температура мас-
ляной пленки на 8° С выше температуры окружающих деталей.
Вместе с тем следует также учитывать благоприятные условия пе-
риодичности работы уплотнения в агрегатах с поступательным движе-
нием, в которых безостановочное перемещение деталей, требующих
уплотнения, встречается редко.
Очевидно, что создать абсолютную герметичность подвижных со-
единений практически не представляется возможным; в частности, в слу-
чае прямолинейного возвратно-поступательного движения некоторое ко-
личество жидкости будет неизбежно переноситься подвижной уплот-
няемой деталью в виде жидкостной пленки, которая сгребается с этой
поверхности уплотнительным элементом (кольцом) и образует с течени-
ем времени капли. В этом случае обычного течения жидкости через
зазоры уплотнения не наблюдается, а происходит лишь под действием
давления заполнение жидкостью микрокамер на поверхности движу-
щейся детали в уплотняемой среде и частичное опоражнивание их вслед-
ствие расширения жидкости при выходе этой поверхности в неуплотня-
емую среду с меньшим давлением.
Ввиду этого в технических требованиях на уплотнения в ряде стран
оговорена допустимая утечка жидкости. Так, согласно требованиям аме-
риканских ВВС утечка жидкости через уплотнение штока силового ци-
линдра в работе не должна превышать при максимальном давлении
одной капли на 25 циклов (ходов).
Ниже рассмотрены основные вопросы, связанные с применением
распространенных в современных гидросистемах средств уплотнения,
причем устаревшие типы уплотнений (сальниковые набивки, шеврон-
ные манжеты и др.), а также малораспространенные в самолетах уплот-
нения для сверхвысоких давлений, уплотнения фланцевых соединений
и др. рассмотрены кратко.
ЩЕЛЕВОЕ УПЛОТНЕНИЕ
Герметичность уплотнения подвижных соединений в основном дости-
гается созданием нулевого или малого зазора между уплотняемыми по-
верхностями с помощью какого-либо мягкого эластичного материала,
помещаемого между ними, и реже — путем обеспечения минимального
зазора без прижатия уплотняемых поверхностей; последний тип уплот-
нения получил название щелевого уплотнения (герметичность соедине-
ния достигается без применения каких-либо эластичных уплотняющих
элементов). Этот тип уплотнения применяется преимущественно в пор-
шневых плунжерных гидравлических агрегатах при диаметрах поршней,
361.
не превышающих 50 мм; применяемое давление не превышает
700 кг)см2\ диаметральный зазор (разница между диаметрами поршня
и цилиндра) в этом случае обычно выполняется из расчета ~1 мк на
каждые 2,5 мм диаметра. Для диаметров более 50 мм и высоких давле-
ний подобные уплотнения не применяются вследствие трудности созда-
ния малого зазора, который должен быть таким, чтобы, с одной стороны,
была обеспечена требуемая герметичность, а с другой — не создавалось
большого трения этих деталей; расход жидкости через щель и сопротив-
ления последней рассчитывается по приведенным выше формулам (112),
(113), (117) и (118).
Несмотря на то, что в рассматриваемом щелевом уплотнении вели-
чина зазора, даже при тщательной притирке плунжера, во много раз
превышает размеры молекул жидкостей, уплотнительное соединение
практически с полной герметичностью можно создать без применения
мягких уплотнителей. Следовательно, помимо гидродинамического со-
противления, действуют также другие факторы, которые препятствуют
утечке жидкости через зазоры. К таким факторам можно отнести поверх-
ностное натяжение и силы молекулярного взаимодействия жидкости и
твердых тел, а также особенности механизма процесса истечения жид-
костей через очень узкие (капиллярные) зазоры, который сопровож-
дается рассмотренной выше облитерацией щели наслоениями из поляр-
ных молекул жидкости.
УПЛОТНЕНИЕ ПРУЖИНЯЩИМИ МЕТАЛЛИЧЕСКИМИ КОЛЬЦАМИ
Сопротивление потоку жидкости через щель между двумя цилин-
дрическими поверхностями можно увеличить применением пружинящих
металлических поршневых колец, которые являются наиболее простыми
Фиг. 251. Формы стыка
уплотнительного металли-
ческого кольца.
и долговечными из всех применяемых в гид-
равлических агрегатах уплотнительных уст-
ройств.
Уплотнение этого типа представляет со-
бой обычное разрезное металлическое (чугун-
ное или бронзовое) поршневое кольцо прямо-
угольного сечения со стыковым замком раз-
личной конфигурации (фиг. 251), помещаемое
в канавку, выполненную на поверхности
поршня.
Преимуществами этого типа уплотнения
являются относительно низкая стоимость, при-
годность для работы в широком температур-
ном диапазоне, а также относительное малое
трение и большой срок службы.
К недостаткам этого уплотнения в первую
очередь следует отнести необходимость точной
обработки цилиндра [так как поршневые коль-
ца не способны компенсировать местные неров-
ности его поверхности или нарушения геомет-
рической формы (овальности, конусности и
бочкообразности)], а также невозможность соз-
дания полной герметичности в основном по
той причине, что стыковой зазор уплотнитель-
ного кольца требует уплотнения.
Однако опыт показывает, что подобные
уплотнения в гидравлических агрегатах прямо-
линейного возвратно-поступательного движения обеспечивают практи-
чески приемлемую герметичность даже в случае высоких давлений; так,
.362
например, при качественном изготовлении агрегата утечка масла не
превышает 5ч-10 см^/мин при давлении 150 кг! см2 в цилиндре диамет-
ром 100 мм.
Рассматриваемые поршневые кольца должны быть изготовлены из
материала, обладающего упругостью и антифрикционными качествами.
Этим требованиям наиболее полно отвечает чугунное кольцо перлито-
вой структуры с модулем упругости £=9000-?-12 000 кг/см2. Твердость
материала колец должна быть в пределах НВ 170—220 и предел проч-
ности при изгибе — не менее 40 кг/мм2. При выборе твердости материа-
ла следует иметь в виду, что при ЯВ<170 недопустимо понижаются
упругие свойства материала и при ЯВ^>220 кольца становятся хруп-
кими.
Распространены также кольца из бронзы, графита и металлогра-
фитовой массы. В частности, графитовые поршневые кольца находят
широкое применение в самолетных воздушных компрессорах.
Опыт применения в гидравлических агрегатах поршневых колец из
серого чугуна показывает, что для распространенных размеров цилин-
дров (до 100 мм) и при качественном их изготовлении уплотнение из
двух или трех колец может длительно работать при давлениях до
250 кг/см2 и скоростях, превышающих 300 м/мин. В отдельных случаях
эти кольца успешно применяются при давлениях до 400-?-500 кг/см2. При
более высоком давлении сила трения между кольцом и боковой стенкой
канавки, возникающая в результате давления жидкости на кольцо, мо-
жет настолько повыситься, что радиальной упругости кольца будет не-
достаточно для преодоления этой силы, ввиду чего кольцо потеряет уп-
ругие свойства и начнет работать как неразрезное и вследствие этого
соединение потеряет герметичность.
Увеличение радиальной упругости поршневых колец вообще, как
правило, значительно повышает герметичность уплотнения.
Требуемая упругость может быть создана соответствующим выбо-
ром конструктивных параметров и предварительного сжатия кольца,
а также применением различных вспомогательных распорных средств.
Практика показывает, что упругость кольца при максимальном его
сжатии для цилиндра диаметром 75—100 мм должна быть не менее
2—3 кг.
Конструкция колец. В практике распространено примене-
ние колец, у которых поперечные сечения по длине окружности постоян-
ны. Ввиду того, что подобные кольца развивают неравномерные для
различных точек окружности кольца удельные давления на стенку ци-
линдра, в отдельных случаях для выравнивания этого давления приме-
няют эксцентричные кольца, у которых радиальная толщина постепен-
но уменьшается к замку. Подобные эксцентричные кольца особых пре-
имуществ не имеют и ввиду сложности изготовления в гидравлических
агрегатах распространения не получили. Кроме того, эти кольца
вызывают неравномерный износ торцовых поверхностей канавок
поршня.
Применяются прямой, косой и ступенчатый стыки колец по разре-
зу: прямой (см. фиг. 251, а)—при малых давлениях (до 50 кг/см2) \
косой (см. фиг. 251,6)—при средних давлениях от 50 до
150—200 кг/см2 и ступенчатый (см. фиг. 251, в)—при более высоких
давлениях, а также при особых требованиях к герметичности.
Практика показывает, что косой стык, выполненный под углом 45
или 60°, обеспечивает при распространенных давлениях такую же гер-
метичность. как и ступенчатый. Это объясняется тем, что зазор в стыке
кольца фактически полностью перекрывается боковыми стенками
канавки поршня, за исключением лишь ничтожной его части, приходя-
щейся на выступающую из канавки часть высоты кольца, которая
363
при ходовой или легкоходовой посадке поршня в цилиндре обычно не
превышает десятых или даже сотых долей миллиметра.
Величина выреза (f+fo) кольца (см. фиг. 251, а) в свободном его
состоянии и степень уменьшения этого выреза (f) при монтаже поршня
с кольцом в цилиндр определяют напряжение кольца как в сжатом по-
ложении, так и при надевании его на поршень. Для практических рас-
четов можно пользоваться величиной выреза f—3,4/, где t — радиаль-
ная толщина кольца.
Кроме того, вырез должен быть таким, чтобы у кольца, вставляе-
мого в цилиндр, в замке был сохранен зазор fQ, который необходим в ос-
новном для компенсации неточностей изготовления цилиндра и искаже-
ний его диаметра по ходу поршня. Величина этого параметра выбирается
равной fo=0,054-0,2 мм для цилиндров диаметром до 50—75 мм и по-
степенно повышается с увеличением диаметра и доводится до fo =
= 0,1—0,4 мм для цилиндра диаметром выше 250 мм.
Ширина кольца b практически не влияет на удельное давление и
напряжение изгиба в кольце и лишь оказывает незначительное влияние
на силу трения поршня. При выборе значения Ь для гидравлических
агрегатов обычно пользуются практической зависимостью (0,75—1)/.
Расчет колец. При расчетах размеров сечения прямоугольного
кольца исходят из обеспечения требуемого удельного давления, создава-
емого кольцом вследствие сжатия его при монтаже в цилиндр.
Зависимость между выбранными размерами кольца и значением
среднего удельного давления р, которое будет оказывать на стенки ци-
линдра кольцо, выразить уравнением
(395)
где р —среднее удельное давление, оказываемое кольцом на стенку
цилиндра, в кг/мм2;
Е—условный модуль упругости в кг/мм2;
f — разность между зазорами в стыке свободного кольца и обжатого
до размера цилиндра (см. фиг. 251, а);
D — внешний диаметр сжатого кольца в мм;
/ — радиальная толщина кольца в мм.
Величина условного модуля упругости Е материала (в готовом
кольце) определяется по ОСТу 26072.
В отличие от применения колец в тепловых машинах, в гидравличе-
ских агрегатах, в которых обеспечена качественная смазка, температур-
ный фактор не имеет значения, ввиду чего удельное давление в большин-
стве случаев ограничено требованиями сохранения допустимого напря-
жения в кольце при его монтаже в цилиндр и при работе.
Средняя величина этого давления для всех точек окружности
кольца равна от 1 до 1,5 кг!см2, а в отдельных случаях составляет
2 кг!см2.
Радиальная толщина колец t выбирается такой, чтобы напряжение
в кольце при его надевании на поршень не превышало 2000 кг/см2.
Устранить это ограничение можно применением поршней наборной кон-
струкции, что, однако, усложняет производство, так как в этом случае
необходимо обеспечить тщательную подгонку (притирку) отдельных
элементов поршня.
364
Напряжения изгиба кольца, возникающие при сжатии его при мон-
таже поршня в цилиндр (сГ1) и при растяжении при монтаже кольца на
поршень (02) можно рассчитать по формулам
01s~3p-y-f-y-- 1); (396)
а2 = О1А(9,4-^ 9^=7’ (397)
где k — числовой коэффициент, который для данных условий монтажа
может быть равен 0,8.
Отношение D/t принимают равным Djt = 16-4-24, причем меньшие
значения соответствуют малым и большие — большим диаметрам ци-
линдров. Увеличение размера t связано с повышением величины напря-
жений при работе кольца (аг) и надевании его на поршень (02).
Количество колец. Для уплотнения агрегатов, работающих
при невысоких давлениях, обычно применяют одно или два кольца, а
в условиях высоких давлений — пять-шесть колец.
Однако испытания показывают, что уплотнение даже при большом
числе колец создается одним или первыми двумя кольцами. Поэтому
при уплотнении несколькими кольцами в основном ставится целью повы-
сить гарантию в случае некондиционности какого-либо кольца или
выхода его из строя. Кроме того, применение нескольких колец увеличи-
вает срок службы уплотнительного узла благодаря уменьшению износа
его поверхностей.
На основании результатов этих испытаний, а также практики можно
рекомендовать применять два поршневых кольца для давления жидко-
сти 200-4-220 кг/сж2 и для распространенных в гидравлических приводах
диаметров цилиндров до 75 жж и три кольца — для диаметров до
150 жж; лишь в особых случаях для повышения гарантии можно приме-
нить соответственно третье или четвертое кольцо. Для больших значе-
ний диаметров число колец должно быть увеличено.
Ниже в табл. 7 приведены основные данные по применению уплот-
нительных чугунных колец, принятые в США.
Опыты показывают, что расстояние между кольцами оказывает на
качество уплотнения незначительное влияние, ввиду чего его можно вы-
бирать исходя из конструктивных соображений.
Влияние точности обработки. ’ Следует отметить, что
эффективность уплотнения разрезными металлическими кольцами зна-
чительно зависит от точности и чистоты поверхности цилиндра, так как
эти кольца в отличие от мягких эластичных уплотнителей не могут ком-
пенсировать неточности формы цилиндров и недостаточную чистоту их
поверхностей.
Для того чтобы кольца во всех точках плотно прилегали к цилиндру,
должна быть обеспечена строгая цилиндричность как внутренней поверх-
ности цилиндра, так и внешней поверхности сжатого кольца. Последнее
достигается шлифованием кольца по цилиндрической поверхности в
сжатом (до требуемого состояния) положении.
При проверке цилиндричности колец при помощи контрольного ци-
линдра прилегание колец к цилиндру должно быть таким, чтобы про-
свет не превышал 0,014-0,02 жж.
Важным также является обеспечение требуемого бокового зазора
между кольцом и стенками канавки на поршне, в которую помещается
кольцо. Кольцо должно свободно перемещаться в радиальном направ- .
лении в своей канавке, при этом зазор между торцами кольца и канавки
поршня должен быть минимальным. Боковой зазор между кольцом и
стенками канавки следует выбирать не более 0,02-^0,03-жж для диамет-
ров цилиндра до 100 жж и 0,03—0,05 жж для диаметров более 100 жж,
365
Таблица 7
Диаметр поршня мм Глубина канавки мм Ширина канавки мм Ширина зазора в замке мм Число колец для давлений в кг1см2
70 100 140 170 200
50 2,7 2,8 0,05-0,3 2 2 2 2 2
75 3,9 3,2 0,05-0,3 2 2 2 2 2
100 4,7 4.8 0,07—0,3 2 2 2 2 2
125 5,2 4,8 0,07—0,3 2 2 2 2 2
150 6,4 6,4 0,07—0,3 2 2 3 3 4
175 7,2 6,4 0,1—0,3 2 2 3 4 4
200 8,1 7,7 0,1—0,3 2 3 3 4 5
225 8,9 7.7 0,1—0,3 2 3 4 4 5
250 ’ 9.7 9,5 0,12—0,5 2 3 4 5 6
275 10,5 9,5 0,12—0,5 2 3 4 5 6
300 11,2 11,2 0,12—0,5 2 3 4 5 6
325 12,0 11,2 0,12—0,5 2 3 4 5 6
350 12,7 12,7 0,12—0,5 2 3 4 6 6
375 13,4 12,7 0,12—0,5 2 3 5 6 7
400 14,5 12,7 0,12—0,5 2 4 5 6
450 15,5 15,8 0,12—0,5 2 4 5 6 7
500 17,8 15,8 0,12—0,5 3 4 5 6 8
При этом торцы колец должны в свободном состоянии лежать в одной
плоскости. Шейка проточки в поршне под кольцо должна быть меньше
внутреннего диаметра сжатого кольца, помещенного в цилиндре на
0,20—0,25 мм.
Внешняя и торцовые поверхности колец и канавок поршня так же,
как и рабочие поверхности цилиндра и поршня, должны быть тонко от-
шлифованы.
УПЛОТНЕНИЕ ПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ МАНЖЕТАМИ
В современных гидросистемах в основном применяются уплотнения
с эластичным герметизирующим элементом, прижатым к уплотняемым
поверхностям так, чтобы удельное давление в зоне контакта превышало
давление рабочей среды (жидкости).
Наиболее распространенными в гидравлическом оборудовании уп-
лотнениями являются различные манжеты (фиг. 252), которые приме-
няются для узлов прямолинейных и вращательных движений.
Принцип действия этих уплотнений основан на пружинящем усилии
(напряжении) уплотняющего кольца, возникающем при монтаже его в
цилиндр с последующим увеличением этого усилия под распорным дей-
ствием давления жидкости.
Основными факторами, определяющими качество уплотнения, яв-
ляются упругость уплотняющего элемента, от которой зависит способ-
ность уплотнения компенсировать производственные неточности в изго-
товлении и износ уплотняемых поверхностей.
Уплотнения, применяемые в самолетостроении, компенсируют не-
точность в изготовлении вала примерно до 0,24-0,3 мм.
Манжеты для лучшего сохранения формы помещаются при монта-
же уплотнительного пакета между фасонными металлическими кольца-
ми 1 и 2 (см. фиг. 252, а), имеющими в зависимости от профиля внешне-
366
б)
го торца манжеты соответствующую дуговую или плоскую опорную
поверхность.
Манжеты монтируются в манжетной камере на плотной посадке по
плунжеру и поверхности расточки этой камеры. Опорное металлическое
кольцо устанавливается со стороны рабочей полости цилиндра таким об-
разом, чтобы был свободный
доступ жидкости к манже-
там, для чего в этом кольце
обычно выполняются одно
или несколько отверстий.
Манжета под распорным
действием давления жидко-
сти поджимается к уплотняе-
мому валу и обеспечивает
плотный контакт, гарантиру-
ющий герметичность уплот-
нения. Указанное распорное
действие является также и
основным источником трения
в уплотнительном узле, ве-
личина которого зависит, при
всех прочих равных услови-
ях, от высоты манжеты. Зна-
чение силы трения для одной
манжеты можно рассчитать
по формуле
a
R = pp7rdhf (398)
где р — давление жидкости
в кг/см2;
d — диаметр вала (ци-
линдра) в см;
h — высота активной ча-
сти манжеты в см;
ц — коэффициент тре-
ния, зависящий от
особенностей мате-
риала манжет.
Для распространенных
типов манжет, изготовлен-
ных из кожи красной и хро-
мовой дубки или из резины
и работающих в масле, этот
коэффициент может быть
принят соответственно рав-
ным ц = 0,006, 0,008, 0,01.
Манжеты изготовляются
Фиг. 252. Манжетные уплотнения.
также из синтетического каучука и различ-
ных резиноподобных материалов и их комбинаций с тканью; обычная
толщина материала от 2,5 до 5 мм в зависимости от размера манжеты.
Уплотняющие манжеты или кольца должны быть разгружены от
боковых усилий, для восприятия которых следует применять металличе-
ские направляющие и опорные буксы, так как манжеты и другие виды
уплотнений не могут служить направляющим устройством, а также не
должны иметь перемещений в узле, в котором они монтируются, так
как эти перемещения способствуют их разрушению.
Одним из наиболее надежных типов уплотнений являются U-образ-
ные манжеты, которые выполняются с закругленным (см. фиг. 252, а) и
плоским (см. фиг. 252, б) основаниями. Второй тип манжет по сравне-
367
нию с первым имеет ряд преимуществ. Так, например, для манжет с за-
кругленным основанием в отличие от манжет с плоским основанием тре-
буются относительно сложные фасонные опорные и распорные кольца.
Для предохранения манжеты от затягивания в зазор опорное кольцо
должно быть посажено в канавку с минимальными зазорами по обоим
диаметрам, которые выбираются в пределах 0,03-=-0,05 мм на сто-
рону для диаметров до 40 мм и 0,054-0,08 мм для диаметров боль-
ше 40 мм.
Фиг. 253. Профиль резино-тканевой ман-
жеты.
Описанные выше манжеты изготовляются как из кожи, так и раз-
личных резин и прорезиненных тканей, однако изготовление манжет с
плоским основанием (см. фиг. 252, б) из прорезиненных тканей и кожи
технологически более сложно, чем манжет с круглым основанием, и тре-
бует более высоких давлений прессования. Последнее обусловлено тем,
что слоистые материалы и кожа при прессовании манжет испытывают
по наружной поверхности растяже-
ние, а по внутренней — сжатие, вви-
ду чего манжеты из этих материалов
ослаблены в наиболее нагруженных
точках. Манжеты с закругленным
профилем в этом отношении обла-
дают технологическими преимуще-
ствами, так как для их изготовления
можно применять слоистый и сплош-
ной материал.
Для изготовления манжет, ра-
ботающих в минеральном масле,
применяется кожа хромового дуб-
ления. Манжеты из кожи дубового
дубления для работы на этом масле
менее пригодны, так как масло рас-
творяет жиры, содержащиеся в коже, и делает ее хрупкой, в особенно-
сти при повышенных температурах.
Количество манжет обычно выбирается в зависимости от рабочего
давления, при этом следует отметить, что выбор числа их теоретически
обосновать не удается, ввиду чего этот параметр приходится назначать
исходя из практических данных. В общем случае можно сказать, что раз-
ность давлений в двух смежных камерах будет тем меньше, чем больше
число камер.
Для этого типа уплотнений обычно рекомендуется применять от двух
до трех манжет и в отдельных случаях — до четырех. Однако примене-
ние большого количества манжет дает хорошие результаты лишь при
низких скоростях трения. При высоких скоростях, а также тогда, когда
смазка каждой последующей наружной манжеты зависит от
утечки через предыдущие манжеты, подобное многоманжетное уплот-
нение будет работать неудовлетворительно и вызовет большие силы
трения.
Однако применение нескольких манжет повышает надежность уп-
лотнения, что частично может быть объяснено дублированием их работы
при выходе из строя одной или нескольких манжет.
Манжеты часто изготовляются из прорезиненных асбестовой и
хлопчатобумажной тканей (фиг. 253), которые увеличивают их жест-
кость и сопротивление истиранию.
Практика показывает, что подобное усиленное уплотнение можно
применять для работы при относительно больших зазорах между уплот-
няемыми поверхностями (0,14-0,2 мм) и при высоких давлениях жид-
кости (300—400 кг!см2]. Это уплотнение менее, чем резиновые манжеты,
чувствительно к нарушению качества (чистоты) уплотняемых поверхно-
;368
стей. Однако оно имеет и недостатки, в частности, не создает достаточ-
ную герметичность при низком давлении, а также обладает относительно
высоким трением, в особенности при холостом ходе.
Шеврон ные (V-o б разные) манжеты. Эти манжеты (см.
фиг. 252, в) применяются как для соединений с вращательным, так и
с возвратно-поступательным движением и выполняются в виде колец,
собираемых в пакет по нескольку штук. Указанные манжеты изготов-
ляются из кожи, резины и прорезиненных тканей. Размер раствора гу-
бок s выбирается для внешнего диаметра манжет до 50 мм — не более
2,1 ±0,25 мм; для диаметров от 50 до 80 мм — не более 3,5±0,25; для
диаметров от 80 до 200 мм — 4 ±0,25 и для диаметров выше 200 лш —
до 4,8 ±0,25.
Число манжет зависит от величины давления; для давлений
35 кг!см2 следует применять 3—4 манжеты; для давлений 70 кг/см2 —
jvo 5—6 манжет и для давлений 200 кг/см2— до 7—8 манжет. Однако
опыт показывает, что уплотнение из 6—8 колец эффективно предотвра-
щает утечку жидкости при давлениях до 400—500 кг/сл2. При этом они
обладают высоким сроком службы и в зависимости от состояния плун-
жера и втулки сальника, а также от качества рабочей жидкости могут
обеспечить при давлении до 350 кг!см2 срок службы до двух лет.
Опорные 3 и распорные 4 кольца этого уплотнения изготовляют с
углами, превышающими на ~5° угол губок манжет, с тем чтобы они
плотно прилегали к рабочим поверхностям. Угол раствора губок манжет
выбирается от 60 до 120°. Углы более 120° применять не рекомендуется,
так как при этом понижается роль давления жидкости в создании уплот-
нительного контакта и уплотнение становится подобным мягкой сальни-
ковой набивке.
Сравнивая качества шевронных манжет с U-образными следует
отметить, что шевронные манжеты более надежны и часто обеспечива-
ют герметичность даже в тех случаях, когда U-образные манжеты отка-
зывают в работе.
Недостатком шевронных манжет является то, что они вызывают
повышенное трение и износ уплотняемых подвижных поверхностей
и в особенности при излишне тугой затяжке.
Ч'ашечные манжеты. Эти манжеты (см. фиг. 252, г) отлича-
ются тем, что обеспечивают при холостых ходах минимальную величину
трения. Так, например, на преодоление трения холостого хода поршней
силовых цилиндров необходимо давление до 0,1—0,3 кг!см2.
Чашечные манжеты изготовляются как из резины и прорезиненной
ткани, так и из кожи, причем в этом случае — с закругленным основа-
нием.
Высота манжеты при диаметре до 50 мм выбирается равной
12-4-15 мм и соответственно при диаметре от 50 до 100 мм не более
16 мм\ при диаметре от 100 до 150 мм равной 18 мм и от 150 до 200 мм
равной 25 мм.
В уплотнительном узле обычно применяется по одной манжете для
одной стороны. Если для повышения гарантии используют несколько
таких манжет, они должны устанавливаться так, чтобы нагрузка на
одно кольцо не действовала на соседние кольца.
На фиг. 252, д изображен конструктивный вариант рассматрива-
емых манжет применительно к уплотнению штоков, получивших назва-
ние воротниковых манжет. Этот тип манжет применяется главным обра-
зом для уплотнений штоков малого диаметра при относительно неболь-
ших (до 50 кг/см2) давлениях.
Недостатком чашечных манжет является большая поверхность
соприкосновения с подвижной деталью, что вызывает при высоких дав-
лениях значительные силы трения.
24 1246 369
/
УПЛОТНЕНИЯ РЕЗИНОВЫМИ КОЛЬЦАМИ ПРЯМОУГОЛЬНОГО СЕЧЕНИЯ
Основой уплотнительного действия резиновых поршневых колец
как прямоугольного, так и круглого сечения является сжимающее уси-
лие (напряжение), создаваемое в материале кольца при сборке уплот-
нения вследствие первоначального поперечного сжатия кольца при мон-
таже, с последующим усилением этого напряжения в результате дей-
ствия давления жидкости.
Уплотнение этого типа состоит из прямоугольного в поперечном се-
чении резинового кольца, помещаемого в круговую канавку, выполнен-
ную в теле поршня или штока (фиг. 254, а). Глубина канавки должна
быть такой, чтобы при монтаже поршня с кольцом в цилиндр оно полу-
чило радиальное обжатие (0,14-0,2 мм), которое обеспечивает благода-
ря упругости резины герметичность уплотнения при нулевом давлении
Фиг. 254. Схема уплотнительного соединения с кольцом пря-
моугольного сечения.
л
жидкости. При давлении жидкости на одной из сторон кольца оно сме-
щается к боковой стенке канавки в направлении действия давления
и, деформируясь под действием этого давления, создает плотный кон-
такт по трем поверхностям (см. фиг. 254,6). Поскольку резина практи-
чески несжимаема и при известной эластичности под действием сил
давления подобна вязкой жидкости, плотность контакта резинового
кольца с уплотняемыми поверхностями будет увеличиваться пропорцио-
нально увеличению давления жидкости и при достаточной мягкости
резины превысит значение давления жидкости на величину, зависящую
от предварительного (монтажного) натяжения кольца.
Объем канавки должен быть больше объема резинового кольца на
величину возможного по разным причинам увеличения объема послед-
него в эксплуатации. Размеры колец и канавок в поршне выбираются
такими, чтобы при монтаже колец в канавки был сохранен боковой
зазор величиной 0,2—0,25 мм.
Распространенная ширина колец 6 = 44-6 мм и толщина (высота)
h~ 64-8 мм.
Основным из преимуществ уплотнения этого типа являются малые
габариты уплотнительного узла.
Результаты испытаний показали, что материал кольца под давле-
нием жидкости подвержен деформации и при известных соотношениях
размера зазора 5 между уплотняемыми поверхностями и твердостью ре-
зины выдавливается в зазор (см. фиг. 254,6). Если зазор будет доста-
точно велик, а кольцо изготовлено из мягкой резины, то весь материал
может продавиться через зазор.
В результате контактного давления возникает сила трения, которая
увеличивается с увеличением давления и ширины Ь кольца (см.
фиг. 254).
370
На фиг. 255 показаны кривые зависимости силы и коэффициента
трения в функции давления для рассматриваемого прямоугольного
кольца.
Кольцо обычно начинает разрушаться в том месте (участок k,
см. фиг. 254,6), которое граничит с зазором, так как здесь создается
максимальное напряжение материала уплотнительного кольца при его
деформации. Износ и разрушение колец зависят при одинаковом давле-
нии в первую очередь от величины зазора и твердости резины. Испыта-
ния показывают, что срок службы прямоугольного резинового кольца
(твердость по Шору 60, ширина 6 = 5 мм и высота 6 = 6,5 мм) при дав-
Фиг. 255. Кривые силы и коэффициента
трения в функции давления жидкости.
Фиг. 256. График зависимости числа
циклов работы уплотнения от величины
давления.
лении жидкости 150 кг/см2- уменьшается с увеличением зазора между
поршнем и цилиндром с 0,04 до 0,25 мм (диаметр поршня 75 мм)
с 14 300 до 2500 ходов; при величине зазора 0,4 мм разрушение насту-
пает после 960 ходов.
Опыт также показывает, что износ уплотнения зависит от давления
жидкости, при повышении которого увеличивается выдавливание рези-
ны в зазор, а также происходит более интенсивное истирание вследствие
повышения напряжения резины на площади контакта.
На фиг. 256 приведены кривые Зависимости числа ходов п, совер-
шенных уплотнением до разрушения, от величины давления жидкости.
Испытаниям были подвергнуты кольца шириной 6 = 4,8 мм и высотой
6 = 6,3 мм из резины типа пербунан твердостью по Шору 60, 75 и 90.
Первоначальные натяжения резиновых колец были выбраны такими,
что обеспечивали одинаковое начальное давление контакта; значение
натягов соответственно для колец разной твердости было равно 0,43,
0,25 и 0,1 мм\ зазор между уплотняемыми поверхностями составлял
0,05 мм и скорость перемещения 3 м/мин. Кольца считались вышедши-
ми из строя, когда утечки жидкости превышали 50 капель за 1000 ходов.
При знакопеременности и пульсирующем давлении разрушение
уплотнения происходит особенно интенсивно.
Следует отметить, что в статических уплотнениях, работающих под
постоянным односторонним давлением, может быть допущен большой
24*
371
J
зазор, однако когда давление пульсирует, увеличение зазора и в этом
случае приводит к уменьшению срока службы уплотнения.
При этом на интенсивность разрушения резинового кольца влияет
также быстрота (интенсивность) нарастания давления. Испытания
двух одинаковых уплотнительных колец при одном и том же зазоре
и давлении, равном 85 кг/см2, показывают, что разрушение кольца, ко-
торое подвергается нагрузке при нарастании давления со скоростью
700 кг! см2 в секунду, происходит в два раза быстрее, чем разрушение
при том же давлении кольца при условии, что интенсивность нараста-
ния происходит со скоростью 35 к,г 1см2 в секунду.
Опыты показывают, что закругление внешних кромок канавки, в
которую помещается кольцо (радиус закругления г=0,2 мм) способ-
ствует износу кольца в такой же мере, как
это происходит при увеличении зазора. При-
чем даже относительно небольшое закруг-
ление кромок, радиус которого не превы-
шает половины величины зазора между уп-
лотняемыми поверхностями, значительно
усиливает разрушение кольца. Это явление
наблюдается в меньшей степени при стати-
ческом и в большей — при подвижном уп-
лотнении.
Причиной нарушения герметичности уп-
лотнения прямоугольного кольца часто яв-
ляется выворачивание (закручивание) части
его в канавке, которое происходит главным
образом при высоких давлениях и скорости.
Очевидно, что подобное закручивание
кольца возникает вследствие неравномер-
ного распределения по окружности поршня
трения скольжения кольца по уплотняемой
поверхности. Для уменьшения выворачива-
ния кольцо не должно быть квадратным,
т. е. оно должно быть развито либо в шири-
ну, либо в глубину.
Уплотнения из твердой резины с размером, развитым в глубину,
изображены на фиг. 257: на фиг. 257, а —для агрегатов, имеющих
давление с одной (правой) стороны, и на фиг. 257,6 — для двусторон-
него давления. Для улучшения контакта с цилиндром под кольца под-
ведено давление жидкости. Опыты с подобными уплотнениями показы-
вают, что они надежно работают в цилиндре диаметром до 150 мм и
при давлении 420 кг/см2 и обеспечивают при качественных поверхно-
стях цилиндра (см. стр. 383) большой срок службы.
Предотвращение выдавливания кольца в зазор.
Наиболее распространенным способом уменьшения выдавливания коль-
ца в зазор при одновременном обеспечении эластичности уплотнения
является применение двух колец, одно из которых (внутреннее) изго-
товляется из мягкой и другое (внешнее) — из твердой резины, способ-
ной противостоять давлению жидкости, стремящемуся выдавить коль-
цо в зазор между поршнем и цилиндром. Однако жесткость внешнего
кольца должна быть такой, чтобы обеспечить монтаж его в канавку на
поршне. Подобное уплотнение (см. фиг. 258,а), успешно применено в
системе с давлением 280 кг/см2.
Распространены также схемы, в которых применены различные за-
щитные проставки, расположенные с одной (см. фиг. 258, б) или с
обеих сторон уплотнительного резинового кольца.
Для изготовления этих проставок применяют различные матери-
алы, в частности твердую синтетическую резину (твердостью по Шору
372
Фиг. 257. Поршневые кольца
прямоугольного сечения.
до 95). Проставку обычно помещают в ту же канавку, что и уплотни-
тельные кольца из мягкой резины, с предварительным сжатием по вы-
соте 0,01—0,15 мм.
Для изготовления защитных проставок (колец) желательно выби-
рать резину с высокой твердостью (по Шору 90—95), насколько это
допускается требованиями обеспечения монтажа (возможностью рас-
тяжения) кольца на поршень. Если возникают затруднения при мон-
таже кольца, то применяют разрезные кольца, или конструкцией уп-
лотнительного узла предусматривается возможность монтажа кольца
в канавку без растяжения.
Опыты показывают, что уплот-
нения с помощью резинового кольца 47---------------------------
(твердость по Шору 60) и защитных -----------------------------
проставок (колец) из твердой рези- '15_________________________
ны (твердостью по Шору 95) надеж- ’____________________________
но работают при давлениях 350--
400 кг!см2. На фиг. 258, б приве - U
12-------------------------------------------------------------
Фиг. 258. Схемы уплотнений с по-
мощью резиновых колец разной твер-
дости.
Фиг. 259. График зависимости коэф-
фициента трения уплотнительных
прямоугольных колец от давления.
/—трение при скорости 1,5 м/мин, 2—тре-
ние при скорости 0,2 м/мин, 3—статическое
трение.
цена схема уплотнения поршня сило-
вого цилиндра двустороннего дей-
ствия, рассчитанного для работы при давлении 280 кг!см2 с помощью
указанных прямоугольных резиновых колец (внутренние выполнены из
твердой резины). В уплотнительном узле применено дренажное отвер-
стие, которое повышает срок службы уплотнения и уменьшает трение.
Результаты испытаний на трение этих колец в зависимости от дав-
ления приведены на фиг. 259.
Защитные боковые проставки из твердой резины желательно поме-
щать в канавку без зазора и натяжения как по внешней, так и по внут-
ренней поверхности.
Опыт показывает, что при невысоком давлении ~ 100 кг1см2 уплот-
нения подобного рода в среднем обеспечивают без потери герметично-
сти ~ 100 000—-120 000 ходов.
Благодаря тому, что износ мягких уплотнительных колец с боко-
выми защитными проставками небольшой, можно уменьшить ширину
мягких колец до 1,54-2 мм, что значительно уменьшит трение.
Такая комбинация защитных проставок (колец) из твердой и уп-
лотнительных колец из мягкой резины позволяет применить уплотни-
373
тельные кольца из особо мягкой резины (твердостью по Шору 50—55),
которые обеспечивают хорошую герметичность при низких температу-
рах.
В качестве защитных проставок применяются также кожаные коль-
ца, для изготовления которых применяют кожу толщиной 2-^-3 мм;
внешний диаметр кольца примерно равен внутреннему диаметру ци-
линдра.
Следует отметить, что при уплотнении с помощью защитных ко-
жаных колец силы трения увеличиваются примерно в 3—4 раза.
УПЛОТНЕНИЯ РЕЗИНОВЫМИ КОЛЬЦАМИ КРУГЛОГО СЕЧЕНИЯ
Уплотнения резиновыми кольцами круглого сечения получили в
самолетостроении наибольшее распространение. Эти кольца надежно
и длительно работают при давлении до 350 кг!см2 в температурном
диапазоне от —60 до +200° С и выше. В отдельных случаях они при-
меняются при давлениях 1000 кг/сж2.
Для первоначального сжатия кольца при монтаже диаметр d по-
перечного сечения кольца и глубина b канавки (фиг. 260) выбираются
Фиг. 260. Схемы уплотнений резиновыми кольцами круглого сечения.
такими, что кольцо, помещенное в канавку между уплотняемыми по-
верхностями'поршня и цилиндра, обжимается по поперечному сечению
на величину k (см. фиг. 260, а). Указанным монтажным обжатием со-
здается герметичность соединений до появления давления жидкости, в
результате которого кольцо перемещается в ту или иную сторону по
направлению действия этого давления. При этом силы давления р жид-
кости, действующие на уплотняющее кольцо, уравновешиваются про-
тиводействующими силами рр, возникающими в самом уплотнительном
кольце; кольцо, деформируясь под давлением жидкости у внешней сто-
роны канавки, создает плотный контакт с уплотняемыми поверхностя-
ми (см. фиг. 260, б). 1
При изменении направления действия давления жидкости кольцо,
после того как приложенные силы давления преодолеют силы трения,
сместится в противоположную сторону и осуществит уплотнение, как
показано пунктиром на фиг. 260, в. Очевидно, что если отсутствует
предварительное сжатие кольца (см. фиг. 260,г), герметичность соеди-
нения будет потеряна.
374
Поскольку резина практически несжимаема, объем канавки должен
быть больше объема кольца, учитывая, что при сборке избыток резины
будет срезан.
Уплотнительные кольца круглого сечения в отношении конструк-
тивного выполнения весьма просты. Предварительное натяжение этих
колец может быть выполнено более высоким, чем прямоугольного се-
ления при той же силе трения. Кроме того, они допускают большую,
чем прямоугольные, неточность в изготовлении уплотняемых поверх-
ностей. Так как материал круглого кольца приходит к кромкам канавки
в напряженном состоянии, выдавливание кольца в зазор значительно
меньше, чем прямоугольного.
Благодаря указанным преимуществам кольца круглого сечения
вытеснили из самолетных гидроагрегатов с прямолинейным движением
все другие виды уплотнений.
У/////////////Л
^////^////////^
Фиг. 261. Деформация уплотнительных колец под давлением р жидкости.
Уплотнительные кольца круглого сечения применяются как в не-
подвижных (статических), так и в подвижных соединениях.
Для уплотнения соединений с вращательным движением, в осо-
бенности с большой скоростью, рассматриваемые кольца не рекомен-
дуется применять, за исключением поворотных соединений с неболь-
шими угловыми скоростями. Следует, однако, отметить, что в послед-
нее время круглые резиновые кольца применяют также и для
уплотнения вращающихся валиков при числе оборотов до 3000 в минуту.
В этом случае диаметр кольца должен превышать диаметр вала, однако
размер канавки должен быть таким, чтобы кольцо после монтажа уп-
лотнительного узла было сжато по поперечному сечению примерно на
5-6%.
Опыт также показывает, что в этом случае более твердая резина
работает лучше мягкой.
Для размещения уплотнительных колец в основном применяются
прямоугольные (фиг. 261, а) и угловые (см. фиг. 261,6) канавки, при-
чем кольца в угловых канавках отличаются более высокими уплотни-
тельными качествами, но обладают относительно высоким трением,
ввиду чего они применяются преимущественно в неподвижных соеди-
нениях.
Кольца в прямоугольных канавках используются для уплотнения
как подвижных, так и неподвижных соединений.
Трение и износ колец. Интенсивный износ уплотнения про-
исходит главным образом вследствие трения, которое при известной ве-
личине сопровождается значительным повышением температуры. Тре-
ние колец при нулевом давлении жидкости обусловлено контактным
давлением, вызванным предварительным сжатием кольца при монтаже
его в канавку; под действием давления жидкости контактное давление,
а следовательно, и трение увеличиваются.
375
В средней точке поверхности контакта наблюдается максимальное
контактное давление, равное
amax Р 4“
где р — давление жидкости;
. Пд — дополнительное контактное давление, обусловленное предвари-
тельным сжатием кольца.
В крайних точках поверхности контакта давление равно нулю, так
как внешнее давление в них уравновешивается внутренним вследствие
Фиг. 262. Кривая зависимости коэффициен-
та трения уплотнительного кольца от дав-
ления жидкости.
Трение колец зависит также от
деформации поперечного сечения
кольца.
Среднее контактное давление
суСр равно давлению рабочей сре-
ды оср=р. При этом условии с
достаточной точностью можно
принять, что до полного сжатия
кольца давлением жидкости бу-
дет справедливо соотношение
^шах = /з^ср /2Р’
т. е. максимальное давление по
средней линии поверхности кон-
такта превышает в полтора раза
давление уплотняемой среды.
качества материала деталей уп-
лотнения и качества обработки их рабочих поверхностей, относитель-
ной скорости, удельного давления, свойств жидкости, температуры и
других факторов, влияние которых на качество уплотнения до настоя-
щего времени недостаточно изучено, причем влияние даже исследован-
ных факторов проявляется в зависимости от условий по-разному. Бес-
спорно одно, что коэффициент трения резины по металлу, как правило,,
в значительной степени зависит от сорта последней и с повышением’
давления обычно понижается (фиг. 262, см. также фиг. 259).
Фиг. 263. График зависимости статического трения резинового кольца от про-
должительности контакта.
Продолжительность контакта 8 мин
Из практики известно, что статическое трение в зависимости от
длительности пребывания в покое резинового кольца в контакте с ме-
таллической поверхностью даже при отсутствии давления может пре-
высить трение движения в три-четыре раза (см. фиг. 263, а). В том слу-
376
чае, когда кольцо находится в покое под давлением жидкости, эффект
сцепления его с металлической поверхностью проявляется в большей
степени (см. фиг. 263,6). Вследствие этого при смещении поршня с ме-
ста может произойти срезание отдельных участков уплотнительного
кольца. После того, как деталь будет сдвинута с места, трение обычно
восстанавливается до начальной величины, соответствующей трению
движения (см. пунктирные линии А, В и С).
На фиг. 264 приведены кривые силы трения колец с круглым сече-
нием, вызванного сжатием кольца (Fc) и давлением жидкости (Лт)-
Общее трение составляет
F—Fc+Fn,
где Fc — сила трения на еди-
ницу длины поверхности тре-
ния, обусловленного сжатием
кольца. Fc можно определить
из фиг. 264, а; номинальное
Фиг. 264. Графики сил трения круглого
кольца в зависимости от сжатия (а) и дав-
ления жидкости (б).
Фиг. 265. Расчетная схема уплотни-
тельного узла с кольцом круглого се-
чения.
сжатие кольца выражается-в процентах от диаметра d поперечного сече-
ния кольца; полученное значение должно быть умножено на‘ длину
уплотняющей части кольца;
Fn — сила трения, обусловленного давлением, в кг на единицу про-
екции (см2) уплотнения. Найденное по кривой значение должно
быть умножено на площадь проекции уплотнения, на которую дейст-
вует давление; для канавки на поршне эта площадь равна —(Д2 — С2)
и для канавки в цилиндре
(Е2 — В2) (см фиг. 265).
Усилие от трения, вызванного сжатием кольца по диаметру попе-
речного сечения, увеличивается с увеличением предварительного (мон-
тажного) сжатия сечения кольца и величины поверхности трения, а
также с увеличением твердости материала кольца.
377
Ширину контакта для круглых уплотнительных колец можно рас-
считать, если предварительная деформация кольца не превышает
15н-2О% сечения кольца в свободном состоянии, по формуле
l=0fi3dw,
где d — диаметр поперечного сечения кольца (см. фиг. 260);
w = fLzk----степень сжатия (предварительной деформации) сечения
d
кольца;
Ь — высота сечения кольца после сжатия.
Трение можно уменьшить применением колец из мягкого мате-
риала, однако в этом случае увеличивается выдавливание кольца в за-
зор.
Уменьшение сжатия поперечного сечения кольца уменьшает тре-
ние, но при низких давлениях жидкости и низких температурах может
нарушиться герметичность уплотнения.
В табл. 8 приведены усилия трения при различных рабочих давле-
ниях и твердостях резины. Опыты проведены на кольце с внутренним
диаметром 280 мм и диаметром поперечного сечения 3,1 мм, помещен-
ном в канавку с поперечным сжатием 0,2 мм.
Таблица 8
Усилие трения резиновых колец в кг
Рабочее Твердость по Шору
давление в кг 1см2 70 80 90
0 1.8 3,18 4,3
V 17,5 3,6 5,0 6,15
35 5,0 6,7 7,5
70 7,7 9,2 10,2
140 10,9 12,4 13,4
210 13,3 14,5 15,6
Трение уплотнительных колец круглого сечения при угловой ка-
навке (см. фиг. 261, б) превышает в 2—3 раза трение колец при прямо-
угольной канавке, ввиду чего угловые канавки распространения в под-
вижных соединениях не получили.
Однако угловые канавки имеют преимущества при уплотнении не-
подвижного соединения, в особенности при- пульсирующем нагруже-
нии, так как износ колец в этих канавках практически не зависит от
характера нагружения. Так, например, испытания поршня диаметром
75 мм с кольцами диаметром поперечного сечения 5 мм, изготовлен-
ными из резины твердостью по Шору 75, показывают, что кольца после
10 000 пульсаций давления от 0 до 210 кг)см2 не имели каких-либо
признаков разрушения или остаточных деформаций.
Для того чтобы уменьшить трение и соответственно увеличить
срок службы уплотнения, применяют поднутренные канавки с накло-
ном рабочей стенки, противоположным наклону стенки у угловой ка-
навки. На фиг. 266 показаны наблюдавшиеся при опытах положения
колец, изготовленных из резины твердостью по Шору 60, 75 и 90, в ка-
навках, имеющих углы скоса 22°30' и 45° (длина линии, по которой
происходит контакт колец, выражена в % диаметра сечения кольца) в
378
зависимости от давления жидкости. Для сравнения в нижней части
фиг. 266 приведены данные для прямоугольной и угловой канавок.
Из графика видно, что площадь контакта кольца с движущейся
уплотняемой поверхностью в поднутренной канавке при увеличении
давления вначале увеличится, однако при дальнейшем повышении дав-
ления кольцо начнет выдавливаться в клинообразное пространство
канавки и длина контакта будет уменьшаться.
Опытами установлено, что для сохранения герметичности при ми-
нимальном трении угол наклона стенки канавки должен быть таким,
чтобы при требуемом давлении и качестве резины длина контакта
кольца с подвижной уплотняемой поверхностью была не меньше 20—
Контакт
теряется
80%
120%
+
Твердость
по Шору
60
75
90
Давление жидкости в кг/смг
17.5
35
77
35
67
160
70
/33
3/5
1Р0
266
630
О
О
Фиг. 266. Деформация кольца круглого сечения под давлением жидкости в ка-
навках различных поперечных сечений.
25% диаметра поперечного сечения кольца. При меньшей длине кон-
такта наступает потеря герметичности соединения, а при большей —
увеличивается трение кольца.
Очевидно, что подбором угла наклона стенки канавки и выбором
резины соответствующей твердости можно значительно уменьшить тре-
ние и одновременно обеспечить герметичность уплотнения. Так, напри-
мер, при угле наклона стенки канавки 45° трение круглого кольца, из-
готовленного из резины твердостью по Шору 60, с внешним диаметром
75 мм и с диаметром поперечного сечения 5 мм составляет при давле-
ниях 70-Г-140 кг/см2 50% трения, наблюдавшегося при этом же кольце,
помещенном в прямоугольной канавке, и 20—25%—при этом же
кольце, помещенном в угловой канавке. Однако при поднутренной ка-
навке герметичность соединения обеспечивается при этих условиях
лишь до давления 150—160 кг/см2, Ввиду этого для давлений выше
150—160 кг/см2 приходится выбирать меньшие углы наклона — до
22°30'-4-30° или резину большей твердости.
При заданном угле стенки канавки и твердости резины можно по-
высить предельное давление также путем скругления угла донышка
канавки, как это показано на фиг. 267, благодаря чему удается пред-
379
отвратить выдавливание кольца в клинообразную камеру канавки, ко-
торое происходит в рассмотренных канавках (см. фиг. 266) при высоких
давлениях, и тем самым не допустить чрезмерного уменьшения при по-
вышении давления площади контакта
Фиг. 267. Деформация уплотни-
тельного кольца в поднутренной
канавке.
кольца с подвижной уплотняемой де-
талью.
Для того чтобы материал кольца
смог заполнить клинообразную камеру
канавки, предусмотрено дренажное от-
верстие для отвода блокируемой в ней
жидкости.
Применением канавок с наклонной
стенкой достигается также уменьшение
износа уплотняющего кольца. Так, напри-
мер, испытания колец из одинакового ма-
териала (твердость по Шору 75) и рав-
ного размера (диаметр 75 мм и поперечное сечение 5 лш), проведенные
в одинаковых условиях (давление 200 кг]см2), показывают, что кольцо,
помещенное в прямоугольную канавку, после 8000 ходов частично
теряет герметичность вследствие износа, тогда как кольцо в канавке
с углом стенки 22,5° подобную потерю герметичности получает лишь
после 15 000 ходов.,
Влияние различных факторов на срок службы уплотнительных колец
Наблюдения показывают, что уплотнительное кольцо круглого се-
ченияч деформируется под действием давления жидкости, а при небла-
гоприятных условиях выдавливается в зазор между уплотняемыми по-
верхностями (фиг. 268). Круглое кольцо отличается в этом отношении
от прямоугольного лишь тем, что последнее приходит к острым кром-
кам канавки при некотором давлении, способном преодолеть трение
его в канавке, тогда как для прихода круглого кольца в контакте с
этими кромками оно должно быть до этого соответствующим образом
деформировано давлением. Так как материал круглого кольца в этом
случае приходит к кромкам канавки
в напряженном состоянии, выдавли-
вание его в зазор наступает при бо-
лее высоком давлении или соответ-
ственно при большем зазоре, чем
для кольца с прямоугольным сече-
нием.
Указанное выдавливание кольца
в зазор является основной причиной
его разрушения и преждевременного
выхода из строя. Наиболее опасным
с этой точки зрения является высо-
кая частота изменения (пульсация)
Фиг. 268. Схема выдавливания коль-
ца в зазор s.
давления. Когда пульсирующее
давление достигает величины, при которой происходит выдавливание
материала кольца в зазор, острые углы прямоугольной канавки на
поршне врезаются в кольцо (см. фиг. 269, а). Так как кольцо при этом
слегка выворачивается, в контакт с острыми кромками канавки прихо-
дят новые участки кольца и разрушению подвергается значительная
часть его поверхности (см. фиг. 269,6). Уплотнение, работающее при
двустороннем давлении, начинает разрушаться с двух сторон, как
показано на фиг. 269, в.
В результате разрушения поверхности кольца острыми кромками
канавки в контакт с уплотняемой металлической поверхностью начнут
попадать при нулевом давлении поврежденные участки поверхности
кольца и герметичность уплотнения будет нарушена.
380
Следует отметить, что при кольце круглого сечения разрушение от
подреза кольца отражается на качестве уплотнения более пагубно,
чем при кольце прямоугольного сечения, подрез которого не всегда вы-
зывает нарушение герметичности.
Герметичность соединения обычно нарушается сразу же после об-
разования канавок на поверхности выдавленной части кольца и отрыва
от нее частичек резины. Однако если подрез кольца кромками канавки
и не наблюдается, разрушение кольца все-таки начинается обычно с
этого места (в точке А, см. фиг. 268), вследствие того, что здесь разви-
вается максимальное напряжение материала уплотнительного кольца
при его деформации.
Фиг. 269. Характер разрушения круглого кольца при выдавливании
в зазор.
Так как выдавливание уплотнительного кольца в зазор при одина-
ковом давлении происходит тем интенсивнее, чем больше величина за-
зора и чем меньше твердость резины, следовательно, от этих факторов
зависит в значительной степени и срок службы кольца. Установлено,
что для удовлетворительной работы рассматриваемого кольца из ре-
зины твердостью по Шору 70 необходимо, чтобы максимальная вели-
чина зазора на сторону не превышала величин:
при давлении жидкости 0ч-40 кг[см% —0,2—0,1 мм;
40—100 , 0,1-0,06 „
. . , 1004-200 , 0,06-0,02 ,
На фиг. 270 приведены рекомендуемые максимальные зазоры
между поршнем и цилиндром для разных значений твердости резины и
давлений жидкости. Эти кривые по-
строены с учетом долговечности уп-
лотнения в 100 000 циклов (ходов)
и при изменении давления qt нуля
до соответствующего значения с ча-
стотой 150 цикл/мин.
При выборе величин зазора не-
обходимо учитывать возможность
отжатия поршня к одной стороне.
£сли поршень принудительно цент-
рируется внутри цилиндра, при рас-
чете учитывается радиальный зазор;
если же поршень может быть отжат,
О 0J 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6
Диаметральный зазор в мм
Фиг. 270. Рекомендуемые максимальные
зазоры для различных давлений жидко-
сти и твердостей резин.
что наиболее часто происходит, то
учитывается диаметральный зазор.
Испытаниями установлено, что
долговечность уплотнительных ко-
лец круглого сечения, работающих
под давлением 1504-200 кг!см2, в зависимости от длины хода, качества
поверхности уплотняемых деталей и величины зазора, а также сорта
резины исчисляется от десятков до сотен тысяч двойных ходов; при ма-
381
лых длинах хода порядка 204-40 мм срок службы колец может быть
доведен до 200 000 ходов. Однако даже после появления незначитель-
ных утечек уплотнение способно еще длительно работать без каких-либо
серьезных нарушений действия гидросистемы.
Следует отметить, что срок службы круглых колец при понижении
' давления резко повышается. Так, например, длительные испытания ко-
лец диаметром 5,6 мм из резины твердостью по Шору 65 при монтаж-
ном обжатии кольца на 10% в стальном цилиндре диаметром 84 мм при
чистоте обработки рабочей поверхности (зеркала) V 8 показывают,
что после 488000 циклов, выполненных за 130 час. испытаний, герме-
тичность уплотнений полностью сохраняется; испытания проводились
на веретенном масле при давлении 70 кг/см2 и температуре масла
15—65° С; ход поршня в одном направлении — 20 мм; число циклов
равно ^38 двойным ходам в минуту. Осмотр состояния рабочих дета-
лей после испытаний позволил сделать заключение, что испытанные
экземпляры колец могут выдержать по меньшей мере еще такое же
число ходов, т. е. не менее одного миллиона циклов.
Опыт эксплуатации подобных колец диаметром 60 и НО мм в гид-
равлических агрегатах металлорежущих станков при длительности
одного цикла работы 45 сек., при котором в течение 25 сек. действо-
вало давление 70 кг/см2, и единичном для каждого цикла забросе дав-
ления до 210 кг/см2 показывает, что общий срок службы таких колец
исчисляется от 1500 до 2500 час. работы станка.
Качество материала деталей и чистота поверх-
ности. Трение и износ уплотнительного элемента в значительной
степени зависят от качества обработки поверхности и материала детали
по которой он скользит. Так, например, трение и износ уплотнения при
использовании деталей из алюминия, латуни, бронзы и нержавеющей
стали с одинаковой чистотой обработанной поверхности (средняя вы-
сота неровностей 0,3-40,4 мк) повышаются значительно больше, чем
при стальных деталях. Из практики также известно, что срок службы
уплотнения увеличивается, если трущиеся поверхности хромированы.
Однако при некачественном хромировании износ уплотнения может
усилиться вследствие того, что частички хромового покрытия в процес-
се работы отслаиваются и действуют как абразивный материал.
Что касается влияния чистоты рабочей поверхности на трение и
износ, то по этому вопросу существуют противоречивые мнения. Распро-
странено мнение, что поверхности с небольшими неровностями лучше
удерживают частички рабочей жидкости, ввиду чего имеют, при прочих
одинаковых условиях, более низкий коэффициент трения и износ, чем
поверхности с высокой чистотой обработки. Вместе с тем существует
и другое мнение, что любые неровности на поверхности вызывают повы-
шенное трение и износ уплотнительных колец, в частности резиновых.
Опыты, проведенные с бронзовым цилиндром, размер неровностей
поверхности зеркала которого после нескольких последовательных по-
лировок был уменьшен с 0,2 мк до 0,06 мк, показывают, что трение ре-
зинового кольца от чистоты обработки металлической поверхности прак-
тически не зависит; наблюдались даже случаи, когда трение этого коль-
ца по второй тщательно отполированной поверхности увеличилось по
сравнению с трением кольца по первой поверхности. Последнее под-
тверждает справедливость приведенных выше предположений, что
поверхность с неровностями лучше удерживает частицы жидкости, чем
тщательно отполированная поверхность.
Однако, если трение резиновых колец практически не зависит, в
пределах испытанных неровностей, от качества поверхности, то сте-
пень износа колец в значительной мере определяется ее качеством.
382
Таблица 9
Давле-
ние
кг]см2
0,56 мк
0,06 мк
Количество циклов (двойных
ходов) до износа уплотнения
при работе по поверхности
с неровностями:
210 11000 1100
175 18 000 1800
140 31500 3000
следы резца и другие дефекты ка-
Ниже в табл. 9 приведены данные по долговечности, полученные
при испытаниях уплотнений из резины твердостью по Шору 75 при раз-
личной чистоте обработки рабочих поверхностей, одна из которых
(стальная) была хонингована и имела после обработки среднюю вы-
соту неровностей 0,06 мк и вто-
рая (чугунная) 0,56 мк.
Чистота металлических по-
верхностей уплотнительной пары,
движущихся относительно уплот-
нительного элемента (штоков
и др.) обычно составляет 0,1“
0,5 мк, а в отдельных случаях
доводится до 0,01 мк.
При изготовлении деталей
уплотнительного узла необходимо
обратить особое внимание на чи-
стоту поверхности канавки, в ко-
торую помещается кольцо, так
как малейшие зазубрины, царапины
навки вызывают ускоренный износ кольца; поэтому поверхности канавки
(дно и боковые стенки) должны шлифоваться или полироваться.
На поверхностях уплотнительного кольца, контактирующих с уп-
лотняемыми поверхностями штока и цилиндра, не должно быть облоя
(технологических заусенцев). Для этого прессформу, в которой прес-
суются кольца, необходимо' выполнять так, чтобы разъем был смещен
от рабочих поверхностей кольца.
Не допускается ручное удаление (срезание) облоя, так как при
этом неизбежна порча (вырывы) уплотняющей поверхности кольца и
нарушение его геометрии.
При проектировании уплотнительного узла должны быть учтены
условия прочности, поскольку деформация его деталей может служить
вследствие изменения размера зазора причиной выхода из строя уплот-
нительного элемента.
z-4 мм
Фиг.
271. Защита резиновых уплотнительных
колец кожаными проставками.
н ы е) кольца. Для предо-
хранения уплотнительных
колец от выдавливания в за-
зор применяют различные
защитные кольца, наиболее
распространенными из кото-
рых являются кожаные коль-
ца толщиной 2-^4 мм, поме-
щаемые по одной (см.
фиг. 271,6) или обеим (см.
фиг. 271, а) сторонам уплот-
нительного резинового коль-
ца круглого сечения (фиг. 271). Эти кольца изготовляются как разрез-
ными и неразрезными; стыки разрезных колец выполняются внахлестку,
чтобы материал уплотнительного резинового кольца (резина) не выдав-
ливался в стыковой зазор.
Перед монтажом неразрезное кольцо из кожи размачивается в
воде, что позволяет растянуть его до требуемого размера; после мон-
тажа в канавку кольцо осаживается и вместе с поршнем помещается
в цилиндр.
Внешний и внутренний размеры заготовки подобного кольца вы-
полняются с небольшим превышением размеров цилиндра и канавки.
После того как кольцо под действием сил давления жидкости раз-
дастся в радиальных направлениях, на контактирующей с резиновым
383
Внешний конец, штока
Фиг. 272. Защита уплотнительного коль-
ца от абразива и пыли.
кольцом поверхности защитного кольца образуется под действием сил
давления жидкости вогнутость, как это показано на фиг. 271, б, бла-
годаря которой уплотнительное резиновое кольцо будет находиться в
«благоприятных, в отношении деформаций и напряжений в материале,
условиях.
Опорные кожаные кольца рекомендуется применять для давлений,
превышающих 150 кг)см2л Целесообразность применения кожаных ко-
лец при высоких давлениях объясняется и тем, что при этих давлениях
возможно значительное расширение цилиндра по диаметру, которое
приведет к увеличению первоначальных конструктивных зазоров, что в
свою очередь может вызвать, при отсутствии защитных колец, выдав-
ливание уплотнительного резинового кольца в зазор. Следует иметь
в виду, что кожаные кольца значи-
тельно (в два-три раза) повышают
трение уплотнительного узла.
Очевидно, что при работе уплот-
нения в условиях, при которых вы-
давливания уплотнительного кольца
в зазор не происходит, применение
защитных колец практически не дает
заметного повышения срока служ-
бы, однако при работе уплотнения в
иных условиях, при которых уплот-
нительное кольцо может быть вы-
давлено в зазор, защитные кольца
могут в несколько раз повысить срок
службы уплотнения.
также изготовлены из любого эла-
стичного материала, но достаточно жесткого, чтобы не происходило вы-
давливания его в зазор давлением жидкости.
Важным фактором, определяющим срок службы уплотнения, яв-
ляется предохранение его от действия абразивных частиц. Для умень-
шения возможности попадания этих частиц в уплотнительный узел
применяются резиновые или кожаные скребковые (очистительные)
кольца 1, устанавливаемые с внешней стороны уплотнительного узла;
кольца плотно охватывают шток и при движении последнего счищают
с него грязь (фиг. 272).
В некоторых случаях для этой же цели с внешней стороны уплот-
нительного кольца устанавливается в отдельной канавке металличе-
ское разрезное кольцо (см. фиг. 251).
При работе в рабочей среде с плохими смазывающими качествами
канавки, в которых размещаются уплотнительные кольца, заполняются
до монтажа в них колец густой смазкой; для этой цели также приме-
няют специальные пропитываемые смазкой фетровые кольца 2, которые
помещаются в той же канавке или в отдельных канавках по обе стороны
уплотнительного кольца.
Защитные кольца могут быть
Следует обратить особое внимание на предохранение кольца от
повреждения при монтаже; это тем более важно, что подобное повре-
ждение при монтаже не поддается контролю.
Для предохранения кольца от повреждения при монтаже уплот-
нительного узла рекомендуется выполнять на сопрягаемой детали
фаску под углом 15ч-20° на такой длине, при которой ввод кольца в
цилиндр или ввод штока в кольцо происходит без поперечного
его обжатия. Подобные фаски должны быть предусмотрены в
местах размещения подводящих и отводящих каналов и отверстий,
расположенных на пули движения кольца при работе агрегата.
384
Двухступенчатые уплотнения. Для надежности гер-
метизации внешних штоков (валиков) часто применяют двухступенча-
тые уплотнения, которые имеют два последовательно установленных
герметизирующих элемента. Герметизирующий элемент первой сту-
пени, находящийся под действием рабочего давления, создает лишь
значительное снижение давления в камере перед элементом второй сту-
пени, граничащим с внешней средой, не обеспечивая при этом полной
герметичности. Камера между ступенями уплотнения сообщается через
обратный клапан со сливной линией гидросистемы. Таким образом
внешний герметизирующий элемент подвергается действию лишь ма-
лого давления, равного давлению в сливной линии, что значительно
облегчает условия его работы.
В качестве внутреннего герметизирующего элемента в этой схеме
может быть применено металлическое разрезное кольцо или металли-
ческая манжета с тонкой губой (см. фиг. 295) и внешнего — резиновое
кольцо круглого сечения.
Определение размеров кольца и канавки
В практике преимущественно применяются прямоугольные ка-
навки (см. фиг. 260). Размеры канавок должны быть выбраны таким
образом, чтобы при наихудшем сочетании отклонений в размерах со-
прягаемых деталей кольцо имело бы предварительное обжатие.
Глубина канавки, в которую помещается кольцо, вместе с зазо-
ром s между уплотняемыми поверхностями (велична Ь, см. фиг. 260)
должна быть меньше диаметра d поперечного сечения свободного (не-
обжитого) кольца на величину k, которая определяет величину предва-
рительного обжатия кольца, а следовательно, плотность контакта и
силы трения ненагруженного уплотнения. Для подвижных соединений
величина k должна быть равна 10% диаметра сечения—для колец с
диаметром поперечного сечения до 2 мм и 104-5% —для колец с диа-
метром от 2 до 6 мм.
Для колец, предназначенных для уплотнения неподвижных соеди-
нений, для которых сила трения не имеет значения, предварительное
обжатие может быть увеличено: величина k может быть, если это до-
пускается условиями монтажа, равна 154-20% диаметра поперечного
сечения кольца.
Радиус Г1 закругления внешних кромок канавки должен быть ра-
вен Г1 = 0,024-0,03 мм\ увеличение этого радиуса категорически недо-
пустимо, так как при этом увеличивается вероятность выдавливания
материала кольца в зазор.
Однако наличие острых кромок канавок может привести при пуль-
сирующем давлении к разрушению уплотнительного кольца вслед-
ствие подреза, ввиду чего эти кромки не закругляют, а лишь притуп-
ляют без применения режущих средств. Радиус г% сопряжения боко-
вых стенок с дном канавки следует выбирать не менее 0,8 мм.
Ширина а канавки должна быть примерно на 20% больше диа-
метра поперечного сечения кольца в свободном его состоянии или рав-
на ширине кольца в обжатом состоянии.
Размеры канавок для уплотнений подвижных соединений рассчи-
тываются по следующим формулам (см. фиг. 265):
а) для канавки в поршне:
^max^Anin 2 (^шах ^max)j (399)
^min= ^max 2(rfmjn ^min)’ (400)
Omax=Cmin-0,WH; (401)
—0,25rfH; (402)
25 1246
385
б) для канавки в цилиндре;
^'inin=='^max “Ь (^тах ^шах)> (403)
^max^min + SKnin-W (404)
^ax = -Smin- 0,1^: (405)
0,25dH; (406)
в) остальные параметры уплотнений:
^max = 1 •З^шах’ (407)
amia^=^,25dm^ (408)
^ = 0,03-7-0,05 мм; (409)
г2 = 0,5-4-0,7 мм; (410)
^3 = v« <411>
где А — внутренний диаметр цилиндра или буксы;
В — внешний диаметр поршня или штока;
С — внешний диаметр канавки (диаметр шейки канавки) на пор-
шне;
D — внутренний диаметр кольца;
Е — внутренний диаметр канавки в цилиндре;
г2 — радиус у дна канавки;
Г1 — радиус внешних углов канавки;
а — ширина канавки;
du — номинальный диаметр поперечного сечения уплотнитель-
ного кольца;
d — действительный диаметр поперечного сечения уплотнитель-
ного кольца;
k — радиальное сжатие уплотнительного кольца;
г3 — радиус закругления дна угловой канавки (см. фиг. 261).
Рекомендуемые соотношения размеров колец и прямоугольных ка-
навок приведены в табл. 10.
Таблица 10
Номинальный вну- тренний диаметр кольца (номиналь- ный диаметр штока) мм Диаметр попе- речного сечения кольца мм Глубина канавки- (с учетом зазора) мм Ширина канавки мм .
прямоугольной (см. фиг. 261, а) угловой или дуговой (см. фиг. 261, б)
3—10 1,6+0,06 1,45 2,4 3,6
16— 18 2,5+0,06 2,25 3,6 5,6
18—36 3,4+0,10 3,10 • 4,8 7,5
36—110 5,24-0,10 4,80 7,0 12,0
110—270 6,6+0,15 6,00 9,0 15,5
Следует отметить, что приведенные выше величины обжатия
кольца обусловлены также реальными производственными допусками
на размеры деталей и в отношении качества уплотнения не являются
наивыгоднейшими. Так, например, опыт показывает, что при жестких
допусках на размеры и при качественном изготовлении деталей уплот-
нительного узла уплотнение круглыми кольцами с малым, но гаранти-
рованным обжатием обеспечивает более надежную герметичность без
386
нагрузки давлением, чем уплотнение с высоким обжатием. Последнее
объясняется тем, что плотность контакта по периметру окружности
вала при узкой контактной поверхности, соответствующей малому об-
жатию кольца, будет выше, чем при более широкой поверхности. По-
добные уплотнения, помимо улучшения герметичности при нулевом
давлении, обладают малым трением.
Учитывая это, приведенные выше величины обжатия кольца для
подвижных соединений могут быть на 40-4-50% уменьшены, однако при
этом должны быть учтены реальные производственные допуски на точ-
ность изготовления, а также величины зазоров, эксцентричности и
температурного сжатия деталей уплотнения, с тем чтобы при всех ус-
ловиях сохранялось некоторое поперечное обжатие кольца.
Увеличение поперечного сечения кольца по сравнению с разме-
рами, приведенными в табл. 9, улучшает, как правило, уплотняющие
качества и увеличивает срок службы, однако одновременно увеличи-
вает и трение.
Причины потери кольцом контактного давления
Эксцентричность кольцевой канавки. Необходимо
обеспечивать строгую концентричность кольцевой канавки под уплотни-
тельное кольцо и внешней поверхности поршня, так как при ее нару-
шении кольцо с одной стороны будет излишне обжато, а с диамет-
рально противоположной стороны оно может потерять контакт с уплот-
няемой поверхностью. Последнее наглядно видно из фиг. 273, а.
Нетрудно видеть, что если
величина эксцентрично-
сти е оси канавки относи-
тельно внешней поверхно-
сти поршня достигнет зна-
чения, превышающего ве-
личину к номинального
предварительного обжа-
тия кольца (см. фиг. 260),
кольцо в одном месте не
будет обжато по попереч-
ному сечению и герметич- -
ность уплотнения будет
Фиг. 273. Примеры потери контакта кольца с уп-
лотняемой поверхностью.
нарушена.
Кроме того, вследствие неравномерного обжатия кольца по длине
его окружности возникает опасность проворачивания кольца в канавке,
при котором герметичность соединения во всех случаях будет нару-
шена.
Указанное выворачивание (закручивание) кольца вызывает уве-
личение напряжений, способствующих его разрушению, а также изме-
нение геометрической формы его поперечного сечения. Опыты показы-
вают, что при увеличении первоначального сжатия кольца закручива-
ние его возникает редко; при сжатии, равном и выше 20% сечения,
закручивание колец из резины средней твердости практически не на-
блюдается.
При определении предварительного поперечного обжатия кольца
следует учитывать возможность отжатия поршня (штока) к одной
стороне, эффект которого будет равноценен рассмотренной эксцентрич-
ности канавки (см. фиг. 273,6).
Растяжение кольца и твердость резины. При рас-
четах предварительного обжатия уплотнительного кольца часто пре-
небрегают изменением его поперечного сечения, происходящим при мон-
25* 387
тажном растяжении кольца. Площадь поперечного сечения кольца будет
изменяться при этом обратно пропорционально изменению длины его
окружности.
Одновременно следует иметь в виду, что под действием сил растя-
жения при монтаже кольца на поршень изменяется не только пло-
• щадь поперечного сечения, но и конфигурация его сечения — кольцо
Фиг. 274. Деформация круглого Фиг. 275. Изменение высоты сечения кольца при мон-
кольца при монтаже его на таже его на поршень.
поршень.
создающее начальный плотный контакт
Растяжение кольца в °/9
Фиг. 276. Влияние твердости резины на изме-
нение высоты сечения кольца при монтаже на
поршень.
на отдельных участках его длины, котор
сплющивается по высоте и его контакт с поршнем будет происходить
не по линии, как это наблюдалось при отсутствии растяжения (см.
фиг. 274, а), а по некоторой цилиндрической поверхности (см.
фиг/274, б). Кроме того, под действием сил растяжения нарушается
также профиль сечения кольца — по внешней его поверхности он ста-
новится более плоским — и тем самым* увеличивается сплющивание
кольца по высоте.
В результате этого предварительное напряжение (обжатие) кольца,
его с поршнем, может быть
потеряно.
Опытами установлено,
что характер указанного
сплющивания кольца будет
зависеть и от твердости ре-
зины. На фиг. 275 показан
характер изменения (сжа-
тия) по высоте поперечного
сечения кольца вследствие
растяжения при монтаже его
на поршень (твердость рези-
ны по Шору 70) и на
фиг. 276 — влияние твердо-
сти резины на указанное из-
менение сечения кольца.
Кроме того, следует учи-
тывать возможность нерав-
номерной вытяжки кольца
может произойти вследствие
влияния различных включений резины, а также ввиду неравномерной
механической ее прочности на различных участках длины кольца.
Влияние низких температур и релаксационных
процессов. Величина первоначального напряжения, создаваемого
в резиновом кольце при его деформации, со временем понижается
вследствие релаксационных процессов в резине и понижения тем-
пературы.
388
Практика показывает, что герметичность уплотнения менее всего
удается обеспечить при работе в условиях отрицательных температур,
при которых первоначальное сжатие уплотнительных колец может
вследствие температурной усадки резины уменьшиться или полностью
исчезнуть. Величина этой усадки определяется коэффициентом линей-
ного теплового расширения, который у резин почти в десять раз больше,
чем у металлов.
При расчете величину начального обжатия необходимо выбирать
такой, чтобы после уменьшения напряжения вследствие релаксацион-
ных процессов и понижения температуры оно оставалось бы достаточ-
ным для сохранения герметичности уплотнения.
Для сохранения герметичности подвижных уплотнительных соеди-
нений при низких температурах необходимо также, чтобы резина, из
а)
Фиг. 277. Графики изменения сечения уплотнительного кольца в результа-
те монтажного растягивания и вымывания пластификатора.
Свободное
кольао
После удалец
W////7'
Новое налицо
2.09
2,30
0,21
0,0*
которой изготовлено кольцо, была при этих температурах морозостой-
кой или чтобы сохраняла ту долю эластичности, которая необходима
для компенсации нецилиндричности рабочих поверхностей и микроне-
ровностей, а также биения при ходе поршня или штока.
Поэтому одним из основных факторов, характеризующих работо-
способность резины уплотнительных колец при отрицательных темпе-
ратурах является показатель восстанавливаемости и деформируемости
этой резины, при заданной отрицательной температуре, под воздействием
усилий, соответствующих напряжению в кольце.
Влияние жидкости. Нарушение плотности контакта уплот-
нительного кольца с уплотняемыми поверхностями может произойти
также в результате воздействия на него жидкости, которое может при-
вести к уменьшению объема резины и к усадке кольца.
Последнее, как известно, происходит вследствие вымывания из ре-
зины при контакте ее с маслом пластификаторов, добавляемых к резине
для упругости ее при низких температурах.
На фиг. 277, а приведены данные, характеризующие изменение
объема кольца в результате удаления (вымывания) пластификатора,
вследствие чего, как это видно из фигуры, при применяющихся разме-
рах кольца и канавки, которая здесь представлена в виде зазора, может
иметь место «отрицательное обжатие» кольца (зазор между кольцом
и уплотняемой поверхностью). На фиг. 277,6 приведены данные для
того же кольца применительно к иным условиям монтажа, при которых
отрицательное обжатие кольца отсутствует.
389
Очевидно, что для устранения возможности нарушения герметич-
ности вследствие вымывания из резины пластификатора предваритель-
ное обжатие кольца должно вычисляться с учетом значения этого вы-
мывания. Это практически может быть достигнуто тем, что фактические
размеры кольца измеряются после пребывания в течение известного
времени кольца в рабочей жидкости. Последнее в свою очередь
достигается хранением колец в период между их изготовлением и мон-
тажом в агрегаты в рабочей жидкости.
УПЛОТНЕНИЯ ВРАЩАЮЩИХСЯ СОЕДИНЕНИЙ
Уплотнения вращающихся валов могут осуществляться двумя спо-
собами: уплотнением по окружности вала (радиальное уплотнение) и
уплотнением по торцовым поверхностям (осевое уплотнение).
Уплотнения радиального типа
В самолетной практике получили наибольшее распространение
уплотнения радиального типа,
Фиг. 278. Кожаные уплотнения.
причем преимущественно манжетные
устройства, которые составляют 70—
75% всех изготовляемых уплотнений
этого назначения.
Конструктивные схемы наиболее
распространенных видов этих уплотне-
ний, изготовляемых из кожи и различ-
ных резин, представлены на фиг. 278—
280. Уплотнения с кожаными манже-
тами (см. фиг. 278) отличаются в ос-
новном характером заделки манжет а,
а также типом пружин 6, служащих
для улучшения контакта их с уплот-
няемым валом. Уплотнения с резино-
выми манжетами (см. фиг. 279—280)
отличаются тем, что одни выполнены с
металлическим каркасом (обоймой) с,
служащим для увеличения жесткости
манжет а, другие — без него. Кроме
того, указанные уплотнения отлича-
ются местом расположения каркаса, а также типом и характером за-
делки пружины Ь.
Металлические каркасы приклеиваются путем вулканизации к ман-
жете и располагаются с внутренней (см. фиг. 279,6) или с внешней
стороны манжеты (см. фиг. 279, а и б и фиг. 280, б и б), хотя в некото-
Фиг. 279. Уплотнения из синтетической резины.
рых случаях они размещаются внутри тела манжеты (см. фиг. 280, е,
г и ж). Манжеты, представленные на фиг. 280, айв, каркасов не имеют.
Расположение металлического каркаса с внутренней стороны и
внутри тела манжеты предпочтительнее внешнего расположения, если
390
предусмотрена смена уплотнения, так как в этом случае при смене не
будет портиться поверхность гнезда корпуса.
Для защиты от пыли, которая может проникнуть через уплотнение
из внешней среды, манжета а снабжается дополнительным уплотни-
тельным элементом (пыль-
ником) d (см. фиг. 279,s).
При малых давлениях
(близких к атмосферному)
применяются иногда простые
в изготовлении уплотнения
без металлических пружин
(фиг. 281), в которых тре-
буемая плотность контакта
манжеты с валом достигает-
ся лишь за счет упругих
свойств материала ман-
жеты.
Материалы для
изготовления уплот-
нений. Для изготовления
манжет, применяемых в сое-
динениях с вращательным
движением, используют ре-
зины и различные резинопо-
добные материалы. Для этой
цели в основном применя-
ются маслостойкие сорта
синтетического каучука. Кау-
Фиг. 280. Уплотнения из синтетической резины
с различной заделкой металлических каркасов.
чук при переработке смеши-
вается с наполнителями и
вулканизационными мате-
риалами. Для улучшения
, вулканизации к нему в небольшом количестве (до 3,8%) добавляется
сера. Как известно, при более высоком содержании серы получается ве-
щество, подобное коже; при содержании серы свыше 22% образуется
твердая резина (эбонит). Так как многие жидкости, применяемые в гид-
ропроводах, содержат серу, то поверхность трения резинового уплотни-
тельного элемента может превратиться под действием ее в эбонит. По-
добная затвердевшая поверхность уплотнительной манжеты растрески-
вается, в результате чего уплотнение
Фиг. 281. Уплотнения без пружин.
становится непригодным для
работы. Это затвердение ре-
зины особенно реально для
рассматриваемых уплотне-
ний при вращательном дви-
жении соединения вследст-
вие того, что в них на по-
верхности скольжения ман-
жеты могут развиться высо-
кие температуры.
Наполнители, добавляе-
мые к резине, повышают ее
эластичность. В качестве наполнителей применяются различные сорта
сажи, графит, окись цинка и другие материалы с высокой теплопровод-
ностью. Сажа и графит обладают также антифрикционными качествами,
снижающими трение уплотнительного узла, величина которого для син-
тетических уплотнений меньше в 2—3 раза, чем для кожаных, работа-
ющих в тех же условиях.
391
Для изготовления уплотнительных колец обычно применяется ре-
зина, имеющая при температуре 25° С твердость по Шору 65—85. Со-
противление резины растяжению должно составлять 70—80 кг!см2.
Для изготовления неподвижных уплотнений обычно применяется
мягкая резина с твердостью по Шору 70.
Резина в условиях температуры —55° С не должна давать трещин
при изгибе, а также терять со временем физические свойства. Измене-
ние объема в результате старения кольца при длительном пребывании
его в масле должно быть не больше 3-^5% и изменение твердости-—
не более 64-9%. Кроме того, резина должна сохранять упругие каче-
ства при всех возможных в эксплуатации температурах.
Для изготовления уплотнительных колец круглого сечения приме-
няется также графитизированная резина, нейлон и тефлон. Хорошие
результаты показывают кольца из синтетической резины с содержанием
18% акрилонитрила и 80% бутадиена.
В отечественной промышленности распространены резины марок
98-1 и В-14, пригодные с известными ограничениями для работы при
—55-4-60° С. Однако при этих температурах упругость резин значитель-
но понижается. Так, например, при —60° С контактное давление колец
из этих резин с уплотняемой деталью понижается на 85—90% по сравне-
нию с давлением при +20° С.
Контактное давление особенно заметно снижается при длительном
(в течение нескольких суток) использовании обжатых колец в условиях
отрицательных температур, причем контактное давление при повыше-
нии после этого температуры полностью не восстанавливается. Так, на-
пример, уплотнение из резины В-14 после двухмесячного использования
в условиях температуры —45° С, восстановило свои упругие свойства
после повышения температуры до -%20° С лишь на 80%.
Указанная потеря упругости обусловлена по всей вероятности про-
цессом кристаллизации резины, при котором физико-механические ее
свойства изменяются.
Основным недостатком уплотнений из органических материалов
является их низкая теплостойкость, ограниченная для большинства
эластомеров температурой 150° С. Исключение составляет материал,
полученный на основе фтороуглеродистого синтетика, который сохра-
няет длительную работоспособность в диапазоне температур от —55
до —300° С и пригоден с некоторым относительно небольшим сокраще-
нием срока службы для работы при температурах до 400° С.
Заслуживает внимания пластмасса типа тефлон, срок службы
уплотнений из которой примерно в десять раз превышает срок службы
рассмотренных выше резиновых уплотнений прямоугольного или круг-
лого сечения. Однако подобные уплотнения требуют высокой чистоты
обработки и высокой твердости рабочих металлических поверхностей
уплотнительной пары.
Уплотнения из кожи (см. фиг. 278, а—г) обеспечивают также вы-
сокий срок службы, менее требовательны, чем уплотнения из резины,
к чистоте поверхности уплотняемого вала и пригодны для работы при
плохой смазке и загрязненности рабочей среды пылью и абразивными
частицами.
Для изготовления манжет применяется обычно кожа, обработан-
ная дубильными веществами в виде коры дуба или хромпика. Следует
отметить, что коэффициент трения кожи, как правило, более высокий,
чем резины. Причем фрикционные характеристики кожи после прира-
ботки и при обильной смазке ухудшаются. Однако при повышении тем-
пературы эта разница в величинах коэффициентов трения сглаживается,
и при температурах выше 100° С коэффициент трения резины превышает
коэффициент трения кожи.
392
Особенности условий работы уплотнений соеди-
нений с вращательным движением. В уплотнительных
соединениях для механизмов с вращательным движением контакт
уплотнительного кольца с металлической поверхностью происходит по
одной, при этом небольшой поверхности, что в сочетании с высокими
окружными скоростями и относительно большим контактным давле-
нием приводит к интенсивному нагреву контактирующих поверхностей
вала и уплотнения.
Ввиду высокой концентрации тепла на поверхности трения созда-
ние надежного вращающегося уплотнительного соединения представ-
ляет известные трудности, основными из которых являются обеспечение
срока службы уплотнительного элемента и соприкасающейся с ним
парной детали и поддержание температуры уплотняющего узла в пре-
делах, допускаемых примененным материалом.
Исходя из этого можно сравнивать уплотнительные манжеты для
валов различных размеров, пользуясь удельной силой трения на поверх-
ности скольжения:
Л4тр
= —-гем, (412)
ГТР 2тиг2 1 V 7
где Л4тр — момент трения;
Ртр — величина удельной силы трения;
г — радиус вала.
Испытания показывают, что значение удельной силы трения ртр
удовлетворительно работающих манжет из пербунановых резин в боль-
шинстве случаев равно рТр = 454-50 г/см при окружной скорости
~8 м/сек и подобных манжет из силиконового каучука при окружной
скорости ~18 м/сек ртр = 274-30 г/см.
Окружные скорости и температуры на поверх-
ности вала. Из указанного выше следует, что наиболее важными
факторами, .влияющими на работу рассматриваемого уплотнения и опре-
деляющими его долговечность, являются окружная скорость и связан-
ная с ней температура на поверхности трения.
Практика показывает, что кожаные уплотнительные элементы мож-
но применять для окружных скоростей вала до 10 м/сек и температуры
на поверхности трения до 110° С, причем для окружных скоростей до
4 м/сек и положительных температур не выше 60—70° С можно приме-
нять кожу дубового дубления; при более высоких скоростях и темпе-
ратурах следует применять хромовую кожу, которая пригодна для ра-
боты при температурах до 110° С.
Уплотнения из синтетических резин могут работать при окружных
скоростях на поверхности трения до 20 м/сек, а в отдельных случаях
и до 25 м/сек-, в зависимости от сорта резины они могут быть пригодны
также для работы при температурах выше 150° С. Так, например, ман-
жеты из силиконовой резины допускают при скорости 25 м/сек темпе-
ратуру 180° С.
Хорошие результаты получены при работе уплотнений из резины
типа неопрен при скорости 15 м/сек и числе оборотов вала 10 000 в ми-
нуту; температура на поверхности трения в этом случае составляет
1004-110° С. Однако применять высокие скорости и температуры без
крайней необходимости не рекомендуется, так как это снижает надеж-
ность уплотнения. Так, для уплотнений из пербунана при работе их
в среде машинных масел и длительной эксплуатации допускают темпе-
ратуру не выше 110° С. Кроме тогр, манжеты из пербунана для работы
без специального охлаждения могут применяться при окружных скоро-
стях уплотняемого вала до 12 м/сек, причем указанная скорость может
быть допущена лишь в случае больших диаметров вала (^100 ж). При
393
малых диаметрах вала скорости должны быть уменьшены, в частности,
при диаметрах вала до 10 лш окружные скорости вала не должны пре-
вышать 4 м/сек.
Подобная зависимость допустимой скорости от значения диаметра
является в основном следствием того, что поперечное сечение вала уве-
личивается во второй степени от его диаметра, а следовательно, отвод
тепла при больших диаметрах вала более благоприятен, чем при малых.
Кроме того, малым диаметрам соответствует более высокая, при тех
же окружных скоростях, частота деформаций манжеты вследствие бие-
ния вала.
Надежность уплотнения зависит как от окружной скорости, так и
от температуры на поверхности вала. Поэтому если величину одного из
этих параметров необходим^ повысить до некоторого высокого значе-
ния, то одновременно необходимо соответственно уменьшить величину
другого. Например, если уплотнение должно работать при окружной
скорости 15 м/сек или выше, то температура окружающей среды не
должна превышать 90—95° С; кроме того, биение вала (см. ниже
стр. 398) должно быть в этом случае не более 0,05 мм при соответствую-
• щей чистоте обработки поверхности (средняя высота неровностей
0,5 мк).
Выбор параметров радиального уплотнения
Предварительная деформация манжеты. Для создания герметич-
ности манжета должна устанавливаться на вал с натяжением, которое
достигается тем, что диаметр отверстия в манжете выбирается меньше
диаметра вала. В практических условиях размеры манжеты выбираются
6)
Фиг. 282. Расчетная схема уплотнения.
с таким расчетом, чтобы при монтаже ее на вал внутренний диаметр
уплотняющих губ был увеличен на 5-7-8%. В этом случае манжета f
при установке на вал растягивается по окружности с одновременной
деформацией поперечного ее сечения (фиг. 282, а).
Величина растягивающего напряжения при конструктивно задан-
ном перемещении h утолщенной части поперечного сечения конца губы f
394
в радиальном направлении может быть выражена через значение мо-
дуля упругости Е материала уплотнения. Если обозначить давление
контакта манжеты с поверхностью вала через а ширину поверхности
соприкосновения в осевом направлении через а и среднюю толщину се-
чения манжеты, подвергающейся изгибу, через s, то при радиусе вала г
и среднем расстоянии между поверхностью соприкосновения манжеты
с валом и местом ее закрепления в уплотнительном кольце (изгибаемом
плече) манжеты I можно написать
ргаг~ f$z кг;
hE , 9
а.= кг сМ"
« i *
Г
кг) см.
(413)
(414)
(415)
Поверхность соприкосновения манжеты с валом испытывает вслед-
ствие указанного изгиба поперечного ее сечения дополнительную на-
грузку, которую обозначим через удельное давление рг-
Пренебрегая кривизной манжеты, можно написать на основании
закона Гука для некоего элемента поверхности с шириной, равной
единице:
bp^al 3hEs
s2 ~ 2/2
KljCM2;
(416)
hEs3 ,
---------- кг см.
4/3--1
(417)
Отношение рассмотренных удельных давлений можно выразить
в виде
Р2 rW
(418)
где параметры a, Z, ft, г, s и f соответствуют обозначениям на фиг. 282, а.
Строго говоря, эластомеры, применяемые для уплотнений, не имеют
постоянного модуля упругости, а поэтому закон Гука может быть при-
нят для них лишь условно. Однако при имеющемся здесь незначитель-
ном растяжении материала изменением этого модуля можно пренебречь.
Ширина уплотняющей кромки резиновой манжеты. При установке
манжеты на вал контактирующая ее часть деформируется под дей-
ствием усилия прижима, в результате чего образуется цилиндрическая
поверхность скольжения шириной в несколько десятых долей милли-
метра между кромками уплотнения d и ft, которая и создает уплотни-
тельный контакт (см. фиг. 282,6).
Из схемы распределения контактного давления р по ширине а по-
верхности контакта уплотнения после установки его на вал (см. пра-
вую часть фиг. 282, б) видно, что контактное давление по ширине а не
постоянно: у передней кромки вследствие более значительной дефор-
мации материала развивается высокое удельное давление, которое по-
нижается по направлению к задней кромке ft.
Ввиду того, что сила трения и выделяющееся при этом тепло зави-
сят в значительной степени от площади контакта манжеты с валом,
одним из способов уменьшения нагревания вала в месте трения является
уменьшение ширины а поверхности этого контакта, которая в уплотне-
ниях, изготовленных из синтетической резины, доводится до размера
очень узкого пояска.
В подобных уплотнениях с заостренной кромкой контакт манжеты
с валом в начале работы после монтажа практически происходит по
395
весьма узкой площадке, вследствие чего трущаяся часть манжеты бы-
стро изнашивается и образуется контакт по некоторой ширине площад-
ки; в дальнейшем износ благодаря увеличению площади контакта и
уменьшению натяжения пружины уменьшается и через некоторое время
прекращается.
Практика показывает, что подобные уплотнения с узкой контакт-
ной поверхностью сохраняют хорошую герметичность, а также отли-
чаются малым трением, однако не допускают перегрузки по давлению.
Относительное растяжение в %
а)
283. Конструкция (б) и характеристика уплотнения
вращающегося вала (а).
Фиг.
Натяжение пружины. Как известно, все эластичные материалы,
применяемые в уплотнительных соединениях, обладают свойством ре-
лаксации напряжений под действием продолжительной нагрузки, вслед-
ствие чего может нарушиться плотность контакта уплотнительного
кольца с валом. Ввиду этого для обеспечения надежного уплотнения
необходимо дополнительное прижатие манжеты, которое обычно осу-
ществляется с помощью спиральной пружины (см. фиг. 278—280). Бла-
годаря тому, что пружина устанавливается с предварительным натяже-
нием, создается равномерное, достаточно высокое, напряжение по всей
поверхности обхвата манжетой уплотняемого вала. Очевидно, чем мень-
шее влияние оказывает предварительное напряжение материала ман-
396
жеты, которое устраняется соответствующим выполнением ее размеров,
тем в большей степени надежность уплотнения будет зависеть от пра-
вильного выбора пружины и тщательности ее изготовления.
На фиг. 283, а приведена характеристика спиральной пружины
с диаметром витка 2,5 мм и диаметром проволоки 0,4 мм. На оси орди-
, нат отложено усилие предварительного натяжения пружины в граммах
и на оси абсцисс — относительное растяжение пружины в %.
Ввиду неизбежных неточностей при изготовлении пружины необхо-
димо испытывать ее на растяжение, с тем чтобы все витки при монтаже
были растянуты и отошли один от другого, что соответствует точке А
на фиг. 283, а. Точка В характеризует общее растяжение пружины при
установке уплотнения на вал.
Отношение толщины проволоки к внешнему диаметру витков пру-
жины обычно составляет 1 :5, причем для узкого ее конца о, вводимого
при монтаже в широкий конец, это отношение уменьшается до вели-
чины 1:3.
Необходимо, чтобы сжатие манжеты пружиной было равномерным
по длине окружности, так как неравномерное сжатие ухудшает герме-
тичность уплотнения.
При монтаже манжеты на вал следует обратить внимание на воз-
можность выворачивания кромки уплотнительной губы манжеты в на-
правлении стрелки d, которое может произойти при монтаже манжеты
на вал в направлении стрелки а.
Срок службы уплотнения
Основными факторами, влияющими на надежность и срок службы
уплотнения соединений вращательного типа, являются чистота и твер-
дость поверхности вала, рабочее давление жидкости, окружная ско-
рость вала и температура на его поверхности, а также искажение ци-
линдричности, биение, несоосность и прогибы вала при вращении и дру-
гие производственные дефекты.
Стендовые испытания рассматриваемых уплотнений из кожи и ре-
зины длительностью ~300 час., проведенные при окружной скорости
рабочей части вала ~6,5 м/сек, напоре 100 мм высоты столба жидкости
и температуре ее 80° С, показывают, что утечка масла не превышает на
всех этапах испытания величины 0,05 см^/час. Причем в этих условиях
лучшую герметичность создают уплотнения из кожи. Поверхность вала
при уплотнении из кожи изнашивается меньше, чем при уплотнении из
синтетической резины.
Аналогичными испытаниями также было установлено, что при
уплотнении из синтетической резины, примененном в авиационном гид-
ронасосе, двусторонний износ стального хромированного вала диамет-
ром 16 мм и с числом оборотов 3600 в минуту за 130 час. работы состав-
ляет 0,09 мм (герметичность при этом была потеряна).
Интенсивный износ вала при манжете из синтетического каучука
объясняется тем, что синтетический каучук в отличие от кожи не впи-
тывает масло и тем самым хуже смазываются поверхности скольжения.
Кроме того, кромка манжеты из синтетического каучука вследствие
трения о вал и развивающейся при этом высокой температуры со вре-
менем твердеет, превращаясь в эбонит, что понижает ее упругость и
способствует возникновению на ней трещин. Однако, как показывают
испытания, при температуре масла 100° С и выше синтетический каучук
отличается большей долговечностью по сравнению с кожей.
Биение и несоосность вала. При несоосности, а также при осевом
и радиальном биении уплотняемого вала неизбежно нарушается герме-
тичность уплотнения. В том случае, когда избежать биения вала невоз-
можно, следует компенсировать вредное его влияние соответствующим
397
уменьшением окружной скорости, чистоты поверхности и других пара-
метров.
Опыт показывает, что радиальное биение валов малых диаметров
не должно превышать 0,05 мм и больших диаметров —0,1 мм; при этом
несоосность вала — не более 0,05—0,1 мм и осевое биение — не более
0,4—0,8 мм.
По некоторым зарубежным данным (см. [16]), допускаются ра-
диальное биение вала, независимо от величины его диаметра, до 0,1 мм,
несоосность вала 0,1—0,2 мм и осевое биение 0,8—1 мм. Однако опыт
отечественной практики показывает, что при таких параметрах умень-
шаются надежность и срок службы уплотнения.
Упругость .уплотнительных манжет должна быть такой, чтобы при
радиальном биении вала, вызванном прогибом при вращении и прочими
причинами, манжеты не теряли контакта с поверхностью вала. Каче-
ственно изготовленное уплотнение из синтетической резины при пра-
вильно выбранном натяжении пружины может успешно работать при
числе оборотов-4000 в минуту и радиальном биении до 0,75 мм. Однако
в подобных случаях важно, чтобы были обеспечены упругость уплотни-
тельного элемента и необходимое натяжение пружины.
Причиной выхода из строя уплотнения может служить осевое бие-
ние вала, так как риски на изношенной части вала могут разрушить при
осевых смещениях рабочую уплотняющую кромку. На работу уплотни-
тельного узла также влияет, но в меньшей степени, чем радиальное
биение вала, несоосность прочих сопряженных деталей. Опыт показы-
вает, что хорошее уплотнение возможно при несоосности до 0,8—0,9 мм,
однако для получения подобных удовлетворительных результатов дру-
гие условия должны быть благоприятными.
Качество рабочих поверхностей. Работа уплотнения в значительной
мере зависит от точности размеров, а также заданной формы и каче-
ства поверхностей деталей, находящихся в соприкосновении с уплот-
няющим элементом, причем влияние качества изготовления будет тем
значительнее, чем выше относительная скорость движения.
Из указанных выше факторов наиболее важным является качество
обработки рабочей поверхности вала и точность его геометрической
формы. Вал должен быть строго цилиндрическим и на нем не должно
быть следов обработки, которые являются одной из главных причин
интенсивного износа уплотнения.
Следовательно, чем глаже поверхность уплотняемого вала в месте
контакта с манжетой, тем выше срок службы и надежность уплотнения.
Так, эксплуатация уплотнений масляной системы компрессоров, служа-
щих для нагнетания воздуха в кабину высотного самолета, показывает,
что эти уплотнения при средней высоте неровностей вала 0,5 мк не
создают требуемой герметичности. Уменьшение утечки жидкости было
достигнуто улучшением чистоты поверхности вала, средняя высота не-
ровностей которой была доведена до 0,05 мк. Однако в большинстве
случаев практически достаточно обеспечить чистоту поверхности вала
при средней высоте неровностей 0,4—0,6 мк применением обычных ме-
тодов технологии обработки деталей. На валах с подобной чистотой
поверхности уплотнение как из кожи, так и из синтетических резин обес-
печивает срок службы более 12 000 час. при окружной скорости
18 м/сек} при скорости же 10—12 м)сек срок службы достигает не-
скольких лет.
В некоторых случаях обработку поверхности вала приходится огра-
ничивать по производственным причинам средней высотой неровностей
до 1,2—1,6 мк; если окружная скорость при этом не слишком велика, то
работа уплотнения, особенно кожаного, оказывается удовлетворитель-
ной. Как показывает опыт, срок службы уплотнений на валах с чисто-
398
той поверхности, определяемой неровностями высотой 3 мк, даже при
окружной скорости 18 м/сек исчисляется несколькими месяцами.
Следует отметить, что герметичность уплотнения вала зависит так-
же и от направления микроскопических царапин, являющихся следами
обработки. Так, например, если следы режущего инструмента направ-
лены по винтовой линии таким образом, что впадины (царапины) при
вращении вала перемещаются навстречу движению жидкости в них, то
возможность утечек уменьшается и наоборот.
Это обусловлено тем, что в одном случае трение жидкости будет
способствовать, а в другом — препятствовать движению жидкости
(утечкам) по впадинам.
Последнее подтверждается экспериментами, которые показывают^
что путем нанесения на вал наждачной бумагой винтовых царапин соот-
ветствующего направления можно устранить или увеличить утечку, на-
блюдавшуюся при чистом вале, а следовательно, путем нанесения по-
добных микроканавок можно добиться повышения герметичности
уплотнения.
Результаты этих экспериментов дают объяснение тому, что часто
уплотнения, выполненные на первый взгляд по одинаковой технологии,,
работают неодинаково — одни создают полную герметичность, а дру-
гие— нет.
Очевидно, что глубина канавок не должна быть больше величины^
при которой нарушается перекрытие их поперечного сечения уплотни-
тельным кольцом при невращающемся вале. Этому условию удовлетво-
ряют при положительных температурах глубина впадины 0,05—0,1 мм
при ширине ее 0,2—0,3 мм.
Выше было отмечено, что для работы в условиях большой запылен-
ности окружающей среды применяют уплотнения с дополнительным
уплотнительным элементом — пыльником (см. фиг. 279, в), который
препятствует проникновению пыли к основному уплотнительному
элементу.
Интересные результаты были получены при испытании уплотнения
на поверхности вращающегося вала, в зоне камеры а (см. фиг. 283, б)
которого была прорезана винтовая канавка глубиной 0,08 мм и шири-
‘ ной 0,4 мм; канавка выполнялась так, что винтовые впадины переме-
щались навстречу пыли, проникающей в камеру а извне.
Испытания продолжались в течение 4200 час. Несмотря на то, что
камера а была к концу испытаний заполнена спрессованной пылью,
в рабочую камеру пыль не проникла.
Немаловажным фактором в обеспечении надежности уплотнения
является также технология обработки поверхностей уплотняющей пары.
Опыт показывает, что применение абразивных веществ для окончатель-
ной доводки этих поверхностей недопустимо, так как абразив запол-
няет микропоры поверхностей и служит впоследствии причиной их
износа.
.Для окончательной доводки поверхностей применяется специаль-
ный полирующий состав, изготовленный из размельченного до порошко-
образного состоянйя древесного угля с добавлением в него керосина.
При обработке указанным составом обычно применяют притиры из бе-
резовой древесины.
Необходимо также выдерживать размерную точность деталей
уплотнительного узла. На основании опыта можно рекомендовать раз-
мерный допуск по диаметру вала Ь ±0,025 мм, хотя в распространенных
условиях масляное уплотнение получается достаточно эффективным при
допуске b ±0,1 мм.
Диаметр отверстия (колодца) в корпусе агрегата, в котором разме-
шается уплотнительный элемент* и размер внешнего диаметра этого
399
элемента должны быть выполнены так, чтобы обеспечивалась плотная
' посадка элемента в отверстии, т. е. уплотнительный элемент должен
быть посажен в отверстие с натягом (обжатием). Величина натяга для
валов среднего размера составляет при внешнем расположении метал-
лического каркаса 0,1—0,15 мм.
Кроме того, для герметичности соединения по месту посадки уплот-
няемого элемента в корпусе следует обеспечить соответствующую чисто-
ту поверхностей отверстия и каркаса, которые должны быть обработаны
с точностью в пределах 1—1,5 мк средней высоты неровностей.
Для того чтобы не применять столь высокую чистоту расточки,
можно использовать уплотнение с резиновыми покрытиями внешней
поверхности его корпуса (см. фиг. 279, б и 280, е и ж), которое устанав-
ливают без добавления уплотнительных составов в отверстиях со сред-
ней высотой неровностей поверхности до 2,5 мк. В этом случае величина
натяга для валов среднего размера может быть увеличена до
0,25—0,5 мм.
Важным также является обеспечение соответствующей твердости
поверхности вала. Опыт показывает, что потребная твердость поверх-
ности вала определяется в первую очередь количеством и характером
абразивных частиц, которые могут попасть в зону уплотнения. Если
абразивные условия, в которых работает уплотнение, неблагоприятны,
вал в зоне уплотнения должен иметь максимально твердую поверхность.
Для этого' на вал в месте контакта с уплотнительной манжетой часто
насаживают втулки из особо твердого материала (стеллита и др.). Если
скорость валов относительно небольшая и загрязненность масла тоже
небольшая, то уплотнения хорошо работают даже на валах из обычных
малоуглеродистых сталей.
Рабочее давление жидкости. Рассматриваемые уплотнения для вра-
щающихся деталей гидравлических агрегатов обычно применяются при
низких давлениях — от атмосферного до ~2 кг/см2, К этой группе
уплотнений относятся около 904-95% всех современных уплотнений для
валов. В отдельных случаях указанные уплотнения применяются при
давлениях до 20 кг/см2. Однако следует иметь в виду, что в тех слу-
чаях, когда уплотнение используется в условиях, где на него действует
давление выше 14-1,5 хг/сж2, окружная скорость вала не должна пре-
вышать 64-5 м)сек и температура на поверхности контакта-—величины
804-70° С; при этом радиальное -биение вала не должно превышать
0,05 мм, чистота обработки его рабочей поверхности должна быть не
более 0,5—0,6 мк средней высоты неровностей.
Для давлений выше 54-7 кг!см2 ширина контактной кромки уплот-
нительной манжеты должна быть увеличена, скорости понижены, а чи-
стоту поверхности следует выдерживать в пределах 0,254-0,4 мк.
Уплотнения торцового типа
Уплотнительные устройства торцового типа обладают рядом пре-
имуществ, к которым относятся высокое качество герметизации, малое
трение, высокий срок службы и несложность эксплуатации, а также при-
годность для работы в условиях высоких температур и окружных
скоростей.
Подобные устройства позволяют решить в ряде случаев весьма
сложные проблемы уплотнения. Так, например, соответствующим под-
бором материалов можно обеспечить надежную работу уплотнительных
устройств в любых рабочих средах, встречающихся в технике, в том
числе и в кислотах. Благодаря обеспечению этими устройствами высо-
кой герметичности они незаменимы при работе в условиях вредных га-
зов., а также незаменимы в топливных системах самолетов, в которых
400
7
(а)
Фиг.
ного
284. Принципиальные схемы неразгружен-
и разгруженного (б) уплотнений тор-
цового типа.
’требование обеспечения надежного уплотнения обусловлено опасностью
возникновения пожара.
Распространено мнение, что эти уплотнения, как и другие, не пред-
отвращают полностью утечку жидкости, так как по законам гидроди-
намики для падения давления в зазоре между уплотняемыми поверх-
ностями необходим некоторый расход (утечки) жидкости; наличие жид-
кости в зазоре необходимо
также для сохранения смаз-
ки на поверхностях скольже-
ния. В действительности же,
учитывая силы поверхност-
ного натяжения жидкости и
молекулярного взаимодейст-
вия ее с поверхностями, об-
разующими зазор (см.
стр. 11IX» можно при уплот-
нениях торцового типа прак-
тически полностью предот-
вратить ее утечки и сохра-
нить между скользящими
поверхностями смазочную
пленку жидкости. Этот тип
уплотнения пригоден для ра-
боты в условиях температур
до 300-е-350° С и окружных
скоростей до 30 м/сек, что
позволяет применить его в
высокоскоростных агрегатах,
число оборотов которых до-
стигает 10 000—15000 в ми-
нуту. Окружные скорости,
при ограничениях прочих па-
раметров (срока службы, до-
пустимых нарушений точно-
сти в обработке деталей
и пр.), могут быть повышены
до 50 м/сек. Кроме того, при
соответствующем подборе
материалов подобные уплот-
нения длительное время мо-
гут работать без смазки.
Рассматриваемое здесь
торцовое уплотнение (фиг.
284, а) состоит из уплотни-
тельного кольца 2, изготовленного
риала, и контактирующего с ним
кольца (буксы) 3. Уплотнительное
из
по
кольцо крепится либо к вращающе-
муся валу, либо соединяется с неподвижным корпусом, а опорное в пер-
вом случае крепится в корпусе и во втором — на вращающемся валу.
При этом одно из колец должно иметь свободу перемещения вдоль оси,
благодаря которой оно с помощью пружины 1 может быть прижато ко
второму кольцу. Пружина создает предварительное контактное давле-
ние, достаточное для предотвращения утечек жидкости при нулевом
или близких к нему давлениях жидкости.
По мере увеличения давления рабочей среды к усилию пружины 1,
нагружающему подвижное кольцо 2, добавляется усилие давления
жидкости в камере со стороны пружины, благодаря чему поверхностное
контактное давление скользящей пары будет повышаться пропорцио-
26 1246
мягкого антифрикционного мате-
торцу металлического опорного
401
нально увеличению этого давления. По величине контактное давление
в схеме, представленной на фиг. 284, а, может быть равно или больше
давления рабочей среды.
Указанная выше свобода перемещения одного из колец вдоль оси
необходима для компенсации неточностей производственного исполне-
ния и монтажа, а также для ком-
пенсации износа колец, биения
вала и др.
Уплотнение подвижного коль-
ца по поверхности осевого сколь-
жения осуществляется с помощью
резинового кольца 4 или уплотни-
тельных манжет и металлических
сильфонов (мембран). Последний
тип уплотнения с помощью метал-
лического сильфона пригоден для
условий высоких температур, од-
нако сильфоны подвержены при
вибрационных нагрузках устало-
стным разрушениям.
На фиг. 285 приведены рас-
пространенные конструктивные
схемы торцовых уплотнений. В
конструкциях а и б уплотнитель-
ные кольца 2 соединены с враща-
ющимся валом и опорные буксы
5 — с корпусом 4, а в конструк-
циях вл г и д уплотняющие коль-
. ца 2 соединены с корпусом 4, а
буксы 5 — с валом. Стыки колец,
которые могут перемещаться в
осевом направлении, герметизи-
руются с помощью резиновых
манжет 1 или уплотнительного
резинового кольца 3.
На фиг. 285, е изображена
схема наиболее простого уплот-
нения этого типа, в котором опор-
ным кольцом является заплечик 5
самого вала. Уплотнительное
кольцо 2 связано с корпусом аг-
регата через резиновую манже-
ту J, с помощью которой гермети-
зируется стык кольца 2, имеюще-
го осевую свободу перемещения.
Рассматриваемые неразгру-
женные уплотнения надежно ра-
ботают при давлениях до
15 кг] см2 в том случае, когда ра-
бочей средой является минераль-
ное масло. Однако в условиях рабочей среды с низкими смазывающими
качествами неразгруженные уплотнения пригодны для работы при дав-
лениях не выше 6ч-8 кг/сж2.
• При больших значениях давлений наблюдаются высокие потери
энергии и недопустимое нагревание рабочих поверхностей контактирую-
щей пары.
Для уменьшения силы трения применяют так называемые разгру-
женные уплотнения, точнее, уплотнения с частичной разгрузкой тру-
402
щейся пары от сил давления рабочей среды, у которых площадь f, на
которую действует давление жидкости, прижимающее подвижное кольцо
к неподвижному, составляет
/ = ^(D2_rf2)
меньше площади F, по которой происходит скользящий контакт уплот-
нительной пары (см. фиг. 284, б):
J
Следовательно, разгрузка достигается уравновешиванием усилий
давления жидкости путем выбора соответствующего отношения вели-
чины площади, на которую действует давление жидкости, нагружающее
подвижное кольцо, к площади контакта колец. Отношение ffF = k на-
зывают коэффициентом уравновешивания, а обратную ему величи-
ну 1/k — степенью разгрузки уплотнения. Правильным подбором отно-
шения этих площадей можно получить поверхностное контактное дав-
ление ниже удельного давления рабочей среды и одновременно
обеспечить требуемую герметичность соединения. Задача конструктора
заключается в том, чтобы выбрать такое значение контактного давле-
ния, которое, с одной стороны, предотвратило бы утечки жидкости и
одновременно с этим не вызвало бы выдавливания жидкости из зазора
и не развивало бы большой силы трения и температуры на поверхно-
стях трения.
Схема одного из способов разгрузки уплотнения представлена на
фиг. 284, б. Для разгрузки применен ступенчатый вал. Подвижное коль-
цо 2 помещено на утолщенной части вала с диаметром d, превышаю-
щим внутренний диаметр D2 контактирующей поверхности торца уплот-
нительного кольца 2, вследствие чего эффективная Ттлощадь этого
кольца, на которую действует нагружающее давление рабочей жидко-
сти, может быть меньше площади торцового контакта уплотнительных
колец. Очевидно, что если диаметр D\ внешней поверхности скольже-
ния уплотнительного кольца 2 довести до размера диаметра утолщен-
ной части вала d, усилие давления рабочей среды на подвижное уплот-
нительное кольцо будет равно нулю и это кольцо будет прижиматься
к буксе 3 лишь усилием пружины /.
Подобная разгрузка уплотнения от сил давления жидкости удли-
няет срок его службы и уменьшает потерю энергии, на трение; кроме
того, разгруженное уплотнение менее чувствительно к пульсациям дав-
ления жидкости.
Практика показывает, что уплотнения разгруженного типа при-
годны для работы при давлении до 45 кг/см2, при принудительной
смазке рабочих торцов, осуществляемой подводом жидкости к месту
контакта колец. При этом давление может быть повышено до 60 кг/сж2.
Силы, действующие в торцовом уплотнении
На фиг. 286 изображена расчетная схема торцового уплотнения.
Для удобства рассмотрения уплотнение представлено в виде двух ци-
линдров, плоские торцовые поверхности а и Ь которых разделены мас-
ляной прослойкой толщиной s, соединенной с жидкостным резервуаром,
образуемым стенками этих цилиндров. Принимаем, что течение жидко-
сти в рассматриваемом зазоре подчиняется законам гидродинамики.
Очевидно, что количество жидкости, которое протечет через зазор между
поверхностями а и Ь, будет зависеть при всех прочих равных условиях
от величины напора (давления) столба жидкости в резервуаре и от ве-
личины нагрузки на эти поверхности, создаваемой весом G цилиндра.
26*
403
Составим уравнение течения жидкости через подобную щель шири-,
ной 5 при условии постоянства величины этой щели и давления жидко-
сти в резервуаре. Так как величина щели ничтожно мала (см. стр. 49),
можно считать, что поток жидкости через нее будет ламинарным.
Фиг. 286. Расчетные схемы
торцового уплотнения.
Уравнивая силы, действующие на
в кольцевом зазоре, как это показано
вить следующее уравнение:
элементарную частицу жидкости
на фиг. 286, а и б, можно соста-
Др (2пг2)(2у) = f т (2nr)(2dr)
V
Г1
(419)
или, преобразовав это
уравнение, получим
гч
4пЬрг2у=4к xrdr, (420)
где г1 и г2 — внешний и внутренний радиусы цилиндра, указанные на
фиг. 286, а;
Др —перепад давления жидкости на входе в щель и на выходе
из нее (у поверхностей, образованных радиусами г2 и^);
для случая, когда давление за щелью равно атмосферному,
др=р, где р —давление в жидкостной кольцевой камере;
т —напряжение сдвига слоев жидкости, приходящееся на единицу
поверхности.
404
Поскольку напряжение сдвига равно т — р —
dy
[см. выражение (49)],
можно написать
РЧУ
(421)
При условии ламинарности потока жидкости
скоростного поля потока между уплотняемыми
параболической, а следовательно,
в щели зависимость
поверхностями
будет
21
(422)
Взяв производную скорости по у,
du
--------------= U
dy max
Выразим количество жидкости
пением
S2
&У)
получим
__ ^итахУ
протекающее через щель
урав-
^umax.
(424)
Из этого уравнения находим
3Q
Ц — -----~~-
max 4zrs
(425)
Подставив это значение в уравнение (423), получим
du 6Qy
--= ,
dy-vrs3
Подставив — в уравнение (421), можно написать
dy
рК2 р*
(427)
Произведя интегрирование, находим
6Q ,
Следовательно, расход (утечка) жидкости через щель равен
хр/*?$3 Tt/^S3
6р.(г2 —П) 6|1
Q
(429)
Расход жидкости на единицу окружности уплотнительного кольца
составит
-5—= - — •-------£---. (430]
2~г2 12|х (г2 — Г1)
Поверхностное натяжение слоя жидкости в щели. Для облегчения
дальнейшего анализа рассмотрим схему, представленную на фиг. 286, б.
Схема состоит из двух, помещенных одна на другую, идеально плоских
металлических пластин, между которыми имеется слой жидкости. После
того как излишек жидкости под действием веса G верхней пластины вы-
давится из зазора наружу, жидкостная прослойка приобретает одина-
ковую толщину по всей поверхности пластин. Так как эта прослойка
будет находиться под давлением, обусловливаемым весом верхней пла-
стины, должна возникнуть сила, противодействующая полному выдав-
405
ливанию жидкости из зазора, истинная природа которой до настоящего
времени неизвестна.
Одна из возможных гипотез о механизме действующих сил была
рассмотрена выше (см. стр. 111). Согласно другой гипотезе в приве-
денной выше схеме действуют силы поверхностного натяжения и моле-
кулярного взаимодействия, благодаря которым жидкостная прослойка
отделяет одну поверхность уплотнительной пары от другой. В результате
действия поверхностного натяжения выдавливаемая из зазора жидкость
будет выступать на краях пластин в виде выпуклостей, как это схема-
тически изображено на фиг. 286,6.
Исходя из этой схемы поверхностное натяжение можно выразить
через растягивающее усилие, приходящееся на единицу длины края
пластины:
ps = 2ф, (431)
где р — давление в слое жидкости, находящемся между пластинами;
s — ширина зазора (толщина масляной прослойки);
Ф — сила поверхностного натяжения.
Исследования, результаты которых приведены в работах [см. (1)
и (4)], показывают, что для смазочного масла сила поверхностного на-
тяжения при малых зазорах может достигать значительной величины.
В качестве иллюстрации ниже приведены данные исследований,
характеризующие условия равновесия рассматриваемых параметров р
и s для смазочного масла:
Ширина зазора в мм 0,025 0,0025 0,00025 0,000025
Давление в масляной прослойке* В KtjCM^ 0,0296 0,296 2,96 29,6
Таким образом каждой величине зазора или толщине масляного
слоя соответствует определенное предельное значение давления, при ко-
тором теоретически можно осущевтвить абсолютную герметичность рас-
сматриваемого уплотнения, которая в этом случае будет обеспечена по-
верхностным натяжением слоя жидкости в зазоре.
Подобные статические условия равновесия можно распространить
и на рассмотренную выше схему уплотнения (см. фиг. 286, а). Если
давление в масляной прослойке этой схемы, умноженное на площадь
контакта уплотняющих торцовых поверхностей fT = л (г22—r2i), равно
весу G трубы, то труба уравновесится в положении, в котором зазор s
2ф
между поверхностями а и & контакта будет равен величине $ = —,
Р
как это показано на фиг. 286, д. Поверхностное натяжение будет удер-
живать жидкость в зазоре до повышения нагрузки до некоторой вели-
чины.
Если уменьшить давление жидкости в резервуаре, образованном
стенками цилиндров, то давление жидкости в зазоре не сможет уравно-
весить вес трубы G и труба опустится. Очевидно, что при известных
соотношениях давления жидкости и веса трубы вся жидкость будет вы-
давлена из зазора (^ = 0) и уплотняющие поверхности придут в контакт.
Если повысить давление р на удвоенную величину отношения веса тру-
бы к площади уплотняющей (контактной) поверхности fT, т. е. на
2G/fT, труба переместится вверх на величину, при которой давление
в зазоре, изменившееся вследствие появившихся утечек жидкости, не
уравновесит веса трубы. В этом случае давлением, обусловленным по-
406
верхностным натяжением, можно пренебречь и считать, что действует
гидродинамическое давление, которое распределяется на поверхности
уплотнения, как это показано на фиг. 286, в, т. е. понижается при па-
раллельной щели по линейному закону от давления р до атмосферного.
Для иного давления жидкости (см. фиг. 286, г) труба опустится
в какое-то промежуточное положение. В этом случае сила поверхност-
ного натяжения жидкости не сможет полностью уравновесить нагрузку.
Однако, действуя как выходное сопротивление, эта сила частично урав-
новешивает вес трубы. Величина давления жидкости в зазоре, создавае-
мого поверхностным натяжением, равна
Для этого случая перепад давления жидкости, обусловливающий
расход (утечки) жидкости через зазор, с учетом указанного поверхност-
ного натяжения можно выразить уравнением
(432)
Поверхностное натяжение будет действовать также и в случае пе-
ремещающихся одна относительно другой уплотняющих поверхностей.
Очевидно, что поскольку молекулы находятся в движении, относитель-
ное движение уплотняемых поверхностей при вращении одной из них
не может оказывать заметного влияния на величину поверхностного
натяжения.
Распределение давления жидкости в зазоре между уплотняющими
поверхностями. Из фиг. 286, а видно, что при условии равновесия дей-
ствующих сил вес трубы уравновешивается давлением жидкости на
уплотняющую поверхность, равную /T = jt(r22—r2i).
Для принятого случая, приведенного в схеме фиг. 286, д, при кото-
ром утечки жидкости будут отсутствовать, вес трубы уравновешивается
давлением в масляной прослойке, создаваемым поверхностным натя-
жением пленки; давление жидкости в зазоре должно быть общим на
всей уплотняющей поверхности и равным давлению, уравновешивающе-
му вес внутреннего цилиндра. ’
При отсутствии поверхностного натяжения (фиг. 286, в) вес цилинд-
ра будет уравновешиваться средним гидродинамическим давлением в
зазоре, обусловленным его сопротивлением при протекании жидкости.
При этом среднее давление р& в зазоре равно некоторой доле давления р
у входа в зазор.
Величину среднего давления в зазоре можно вычислить из уравнения
G = п (г| - г?) ре. (433)
Допуская, что падение давления в зазоре происходит по линейному
закону (см. фиг. 286, в), можно написать в общем виде
или
2кг dr
(434)
(435)
где k — величина, зависящая от размеров уплотнения:
407
Из уравнения (435) следует, что величина k при узкой уплотняю-
щей поверхности примерно равна Лг = О,5; в случае диска £=0,666; для
наиболее распространенных конструкций уплотнения величина
£=0,514-0,52.
Рассмотренные выше вопросы позволяют оценить и выбрать при
конструировании уплотнений требуемые параметры, наиболее важным
йз которых является величина площади уплотняющей поверхности JT;
последняя в свою очередь зависит от величины среднего давления в за-
зоре р«, а следовательно, зависит как от подводимого давления р, так
и от давления ps, соответствующего поверхностному натяжению пленки
жидкости.
Соотношение между величинами ре, р и p\s показано на схеме
фиг. 286, е, представляющей собой типовую схему подвижного уплот-
нительного элемента.
На основании этой схемы можно написать
Pe=Ps + k(p—ps) =kp + ps(l-k)
или
Ps - 2?/s = p\_kp
(436)
(437)
Отсюда находим ширину зазора в зависимости от величины поверх-
ностного натяжения:
Ре — kp
Из фиг. 286, е видно, что подвижное кольцо уплотнения нагружено
со стороны уплотняемой рабочей среды внешней силой W, развиваемой
усилием пружины и давлением р этой среды:
^=^пр+М- (400)
где IFnp — сила сжатия пружины, действующая на подвижное кольцо
уплотнения;
/к — площадь торца кольца со стороны рабочей среды.
Эта сила уравновешивается давлением жидкости в контактном за-
зоре уплотнения. Разделив уравнение (400) на величину площади уплот-
няющей поверхности /т, образующей контактный зазор, получим сред-
нюю величину контактного давления рСр:
Введя понятие относительного натяжения пружины, приходящегося
на единицу площади уплотняющей поверхности рПр= можно на-
7 т
писать
(441)
В том случае, когда уплотняющие поверхности не соприкасаются,
внешняя нагрузка должна уравновешиваться давлением жидкости в за-
зоре, т. е. для этого случая справедливо будет равенство
Ре =Р ер-
403
4
Принимая во внимание, что
Pe = kp^-pBf(\-k),
можно написать
kp + РД1 -k) «= /?Пр+ Р (~) • (442)
\/т /
Из последнего уравнения следует, что давление ре в масляной про-
слойке зазора устанавливается автоматически в соответствии с прочи-
ми параметрами. Если давление контакта поверхностей превышает ве-
личину (ftp), то зазор будет большим, а поверхностное натяжение —
меньшим. Если значение этого давления приближается к величине р,
масляная прослойка (зазор) будет уменьшаться до тех пор, пока по-
верхностное натяжение не увеличится настолько, что установится равно-
весие внешних сил и сил давления жидкости.
Следует отметить, что величина рср может изменяться лишь в пре-
делах величины (kp) и р. В том случае, когда величина рср будет мень-
ше величины (kp), герметичность уплотнения нарушится. Если вели-
чина рср больше величины р, зазор исчезнет и уплотняющие поверхности
вступят в контакт.
На основании рассмотренной взаимозависимости ширины зазора и
величины нагрузки на подвижный элемент уплотнения, а также давле-
ния в зазоре уплотнения, воспринимающем эту нагрузку, рабочие ха-
рактеристики уплотнения можно выразить величиной отношения jpcp/p
независимо от того, является ли эта нагрузка результатом действия на
подвижную уплотняющую деталь усилия пружины или давления жид-
кости, действующего со стороны уплотняемой среды.
Таким образом, имеется некоторая свобода выбора величины пло-
щади уплотняющих (контактирующих) поверхностей и усилия натяже-
ния пружины. Следует отметить, что для уменьшения износа контакти-
рующих поверхностей, величину натяжения пружины следует выбирать
минимальной.
Смазка не будет также выдавлена из зазора, если давление рср не
превысит давления р. Если толщина масляной прослойки при этом бу-
дет меньше, чем высота неровностей на плоскостях уплотняющих по-
верхностей, то указанные поверхности вступят в контакт по этим не-
ровностям.
Для предотвращения этого следует уменьшить давление нагрузки
подвижной уплотняемой детали, с тем чтобы увеличить толщину мас-
ляной прослойки или улучшить чистоту поверхностей. Если поверхно-
сти уплотнения недостаточно плоские, получить качественное уплотнение
практически не представляется возможным.
Рассмотрим вопросы утечек жидкости с учетом принятой гипотезы
о действии поверхностного натяжения.
Как было указано, поверхностное натяжение в слое жидкости, на-
ходящемся в зазоре, уменьшает перепад давления, обусловливающий
величину утечек жидкости через зазор. Этот перепад будет равен
Др==р—ps.
Следовательно, утечки жидкости могут наблюдаться лишь в том
случае, когда p^>ps\ при условии р<р5, утечек не будет.
Подставив в формулу (430) вместо р величину перепада давления
Др = р—р9, а также значение зазора s = — , получим уравнение
Ps
Q= _gy3(P_-P.) . /443}
2лг2 3p.j93(r2— п)
40
Заменив выражение (га—п) величиной L — шириной уплотняющей по-
верхности, можно написать
Q _ а?)
ЭпГъ Зр-р3 L
(444)
Пользуясь уравнением (436) для эффективного давления в зазоре и
приравнивая давление ре=Рс$, уравнение (444) можно представить
в виде
Q
2тсг2
Ар
Ар
Подставив из уравнения (441) значение рср
(445)
можно
(1-Л)2
3(1Лр2
написать
Q __ Зуз
2тсГ2 fyLpl
(446)
Произведя дифференцирование по р, находим, что искомая вели-
чина Q/2nT2 будет иметь максимальное значение при условии
(447)
Из приведенного анализа, а также из схемы, представленной на
фиг. 286, е, следует, что герметичность рассматриваемых уплотняющих
устройств зависит от соотношений величин давления жидкости р, уси-
лия пружины 1^пр, величины уплотняющей поверхности /т и поверхно-
сти fK, на которую действует давление р, нагружающее подвижный
элемент уплотнения. Исследования показывают, что для распростра-
ненных уплотнений максимальные утечки будут наблюдаться при дав-
лении жидкости, в 8—10 раз превышающем величину давления, прихо-
дящегося на единицу площади контакта уплотняющих поверхностей, от
натяжения пружины. При уменьшении давления жидкости ниже этой
величины эффективное давление, вызывающее утечки жидкости, умень-
шится, и давление от силы натяжения пружины уменьшит зазор,
уменьшая тем самым утечки жидкости. При падении давления ниже
некоторой величины может наступить состояние, при котором давление
* на поверхность уплотнения будет недостаточно для противодействия
пружине, в результате чего слой масла из зазора между уплотняемыми
поверхностями будет выдавлен пружиной и возникнет сухое трение
поверхностей.
С другой стороны, при увеличении давления жидкости выше какой-
то величины уменьшение зазора будет происходить интенсивнее, чем
увеличение давления, в результате чего утечки будут уменьшаться.
Качество уплотнения зависит, как уже было указано, также от
правильного выбора отношения поверхностей /к//т. Следует отметить,
что при отношении поверхностей /к//т~1 кривая, характеризующая
утечки от давления, имеет наименьший подъем. При fK//T смазка из за-
зора будет выдавлена пружиной и возникнет сухое трение.
Следовательно, надежность работы рассматриваемых уплотняю-
щих устройств зависит в первую очередь от правильного соотношения
величины контактной поверхности колец и поверхности, на которую
410
действует давление жидкости, нагружающее подвижный элемент
(кольцо) уплотнения, а также от усилия пружины, создающей перво-
начальное нагружение этого элемента. Указанное соотношение опре-
деляет для данного давления жидкости величину удельного контакт-
ного давления на поверхности скольжения уплотнительных колец. Как
было отмечено, для повышения срока службы уплотнения величину
этого давления необходимо максимально уменьшать, что достигается
применением разгруженного уплотнения (см. фиг. 284,6).
Однако расчет уравновешивания является весьма сложной про-
блемой, так как до настоящего времени мало изучены характер и тол-
щина смазочной пленки, распределение давления в этой пленке, темпе-
ратуры и др. Ввиду этого даже при тщательном расчете размеров уп-
Фиг. 287. Зависимость отношения р^/р от конструктивных
параметров.
лотнения, проведенного с целью уравновешивания действующих сил,
колебания давления могут вызвать появление непредвиденных осевых
сил в том или другом направлении.
Рассмотрим приведенные выше выкладки применительно к рас-
пространенным уплотнениям, расчетные схемы элементов которых
представлены на фиг. 287, при этом неразгруженное уплотнение приве-
дено на фиг. 287, а и частично разруженное—на фиг. 287,6. Разгруз-
КЗ* в последней схеме достигается тем, что подвижное кольцо 1 поса-
жено на специальную проставку (втулку) 3, помещенную на валу.
В первом приближении допустим, что прижимная пружина отсут-
ствует и уплотняющие поверхности деталей 1 и 2 непосредственно со-
прикасаются, т. е. происходит сухое трение. Этот случай в отношении
расхода энергии и нагревания контактующих поверхностей является
наихудшим.
При этом условии значение контактного давления можно выразить
следующей зависимостью:
__fKp p{D\~d^
Рср fT - £>*)
где /Хср —среднее контактное давление на уплотняющих торцах, обуслов-
ливаемое давлением р рабочей жидкости;
£>! и D2 —внешний и внутренний диаметры зоны контакта;
411
d—диаметр поверхности, по которой скользит при осевом переме-
щении подвижный элемент уплотнения;
/к —площадь торца подвижного уплотнительного элемента (кольца),
находящегося под давлением жидкости;
/т —площадь контакта уплотнительных колец: /т=
х
4
(£)2-£>22).
Выразив рассматриваемую зависимость через отношение контакт-
ного давления р' к давлению уплотняемой среды (жидкости) р, полу-
чим
Рср О] -
_ = п2 тл2
(449)
Данное выражение, представляющее собой уравнение параболы
(см. кривую EFGH на фиг. 287), характеризует значение отношения
р' /р в зависимости от диаметра d при известных значениях диаметров
Dx и D2 или характеризует отношение площади fK подвижного кольца,
на которую действует давление рабочей среды, к площади контакта
уплотнительных колец. Значение этого отношения, выраженное в про-
центах, в свою очередь характеризует степень уравновешенности (раз-
груженности) уплотнения.
Нетрудно видеть, что рассматриваемое уплотнение может быть
уравновешено (в идеальном случае) в любой степени — от 0 до 100%
удельной нагрузки на уплотняющую поверхность. Из графика, приве-
денного на фиг. 287, б, видно, что для конкретных значений rf, DT и D2
отношение р<^!р ПРИ частично разгруженном уплотнении равно 0,69
(см. точку F). При увеличении диаметра d втулки до величины диа-
метра внешней окружности кольца получим нулевое контактное
давление (см. точку £), а при уменьшении значения d до величины
диаметра D2 контактное давление рср становится равным давлению
жидкости (рабочей среды) р (см. точку G).
При неразгруженном уплотнении (см. фиг. 287, а) диаметр d втул-
ки (см. фиг. 287, б) равен диаметру d вала, а отношение рср/р соответ-
ственно будет равно 1,22 (см. точку Н).
На фиг. 287, в приведены две параболы, одна из которых EFGH
(изображена пунктиром) совпадает с рассмотренной выше параболой
и соответствует кольцу диаметра D\ и вторая ExF^G^Hx характеризует
кольцо уменьшенного сечения (диаметра £)3).
Уменьшение внешнего диаметра окружности контакта кольца до
значения Р3 при неизменной величине значения d вызывает уменьшение
отношения рср/р (в данном случае с 0,69 до 0,46).
Что касается выбора значения диаметра D2i то его, очевидно, сле-
дует принимать минимальным, насколько это практически возможно.
Дополнительное контактное давление рПр на уплотняющих тор-
цах, вызываемое действием пружины, определяется из выражения
4IFnp
~ л (D] — Dl) ’
(450)
где 1ГПр — усилие натяжения пружины в рабочем состоянии.
Полное среднее контактное давление с учетом усилия натяжения
пружины будет равно
Рср^Рср+Рпр- (451)
Величина суммарного контактного давления /?Ср характеризует из-
нос уплотнительных колец и определяет потери мощности.
412
Ввиду того, что скользящий контакт происходит по одной и той
же относительно небольшой поверхности, которая подвержена значи-
тельному нагреву, условия работы скользящей пары значительно ухуд-
шаются. При этом температура может повыситься настолько, что про-
изойдет, в особенности при работе с жидкостями, обладающими высо-
кой упругостью насыщенных паров, выделение паров, которое может
вызвать разрушение смазачной пленки жидкости и порчу рабочих по-
верхностей.
При высокой герметичности уплотнения, т. е. когда отсутствует
циркуляция (обновление) жидкости в зазоре, тепло, выделяющееся при
трении, концентрируясь на поверхностях скольжения и в масляной про-
слойке, повышает их температуру до недопустимой величины. Кроме
того, вследствие отсутствия
обновления масла в зазоре
на механические и смазыва-
ющие его качества сильно
сказывается разрушение мо-
лекулярных цепочек масла
(см. стр. 25).
Для предотвращения по-
вышения температуры дол-
жна быть предусмотрена,
если это необходимо, цир-
куляция через уплотнитель-
ную камеру рабочей жидко-
сти, которая снимала бы из-
лишнее тепло. Это осущест-
вляется путем подвода жид-
кости к трущейся паре из
напорной магистрали; жид-
кость из камеры уплотнения
отводится в сливную или
всасывающую полость си-
Фиг. 288. Кривые распределения давления в сты-
ковом зазоре торцового уплотнения.
стемы (см. также стр. 109).
Как видно из фиг. 287, уменьшение значения D\ при постоянном
значении d сопровождается понижением величины контактного давле-
ния рСр. Если в этом случае соответственно уменьшить усилие пружи-
ны, то развиваемое ею контактное давление рПр может остаться неиз-
менным; в результате уменьшения диаметра Dx будет понижаться и
полное контактное давление рСр.
При расчете величины контактного давления выше было принято,
что давление жидкости в зазоре между контактирующими поверхностя-
ми кольца 1 и буксы 2 (см. фиг. 287) отсутствует, т. е. жидкость в этот
зазор не затекает. В действительности же жидкость, затекая в зазор,
как бы расклинивает контактирующие поверхности.
Давление жидкости в указанном зазоре р' по ширине L кольца в
направлении утечек будет переменным: максимальным (равным давле-
ний р рабочей среды) у кромок контакта уплотнительных колец со
стороны уплотняемой камеры и минимальным (равным атмосфер-
ному давлению или давлению выходной линии) у противоположных
кромок.
На фиг. 288 показаны кривые, характеризующие зависимость от-
ношения давления р' в зазоре к давлению р рабочей среды от ширины L
кольца в направлении утечек (см. также фиг. 287).
Кривые показывают, что изменение давления в зазоре в направле-
нии утечек будет для идеальной пары линейным (см. кривую т) и для
реальных пар (см. кривые о и п) —степенным: для случая, когда за-
зор между кольцами (толщина масляной пленки) возрастет в направ-
413
лении утечек, распределение давления в зазоре будет выражаться во-
гнутой кривой п и для противоположного случая — выпуклой кривой о.
Кривая т построена в предположении линейного падения давле-
ния в зазоре от максимальной величины, равной давлению рабочей
среды на внешней кромке, до атмосферного давления —у внутренней
кромки поверхности уплотнения. В этом случае среднее результирую-
щее давление масляной пленки в зазоре будет равно 50% давления ра-
бочей среды. Для сохранения плотного контакта поверхностей колец
средняя величина уравновешивающего давления или усилия должна
несколько превышать это значение.
Очевидно, что в реальных парах условия контакта колец близки к
любому из х рассмотренных случаев, причем при распределении давле-
ния по кривой о расклинивающий эффект давления жидкости в зазоре
будет максимальным.
Уравнение для определения контактного давления с учетом разгру-
жающего действия давления жидкости в-зазоре между кольцами при-
мет вид
p(rf-<p) р^р}-р$ _p№-di)
Р^~ (Р]-Р$ (tf-p/) Р1‘ (452)
Допуская, что распределение давления в радиальном направлении
по ширине уплотняющей поверхности L = —1 будет линейным,
можно написать
( D2 — d? \
---°»5} (453)
где Р\ — среднее давление в зазоре; для принятого линейного закона
распределения = —.
Равновесие сил давления жидкости на уплотнительное кольцо с
учетом указанного расклинивающего действия жидкости при линей-
ном распределении давления наступит при условии
7)2 —^2
(454)
Это значение коэффициента уравновешивания является критическим и
плотность контакта, требуемая для сохранения герметичности, дости-
гается лишь действием усилия натяжения пружины.
Ввиду того, что использование пружин с большим усилием натя-
жения, которые гарантировали бы требуемую плотность контакта при
максимальных давлениях и нарушении правильности геометрических
орм, нежелательно вследствие повышенного трения и нагрева
рабо-
чих поверхностей и в особенности при малых давлениях жидкости,
подобное значение коэффициента уравновешивания применять не сле-
дует.
Учитывая это, а также принимая во внимание возможность распре-
деления давления в зазоре по любой из приведенных на фиг. 287 и 288
кривых (о, /пип), коэффициент уравновешивания обычно увеличи-
вают.
Для распространенных уплотнений с шириной контактной поверх-
ности L = 4—5 мм можно рекомендовать следующие значения коэффи-
циента уравновешивания:
6 = 0,55-^0,6 при давлении выше 8—10я кг/см2;
6 = 0,6—0,7—при давлении ниже 5 кг/см2,
т. е. среднее давление в стыковом зазоре равно 60—-70% давления ра-
бочей среды.
414
Кривая распределения давления в зазоре для этого случая будет
иметь вид кривой о (см. фиг. 287 и 288).
Для уплотнений с шириной контактной поверхности £ = 54-8 мм
коэффициент уравновешивания несколько увеличивается и принимается
обычно равным £ = 0,74-0,75.
При значениях £>— появится избыточная сила, действующая в
направлении прижима, которая будет стремиться уменьшить толщину
масляной прослойки и устранить гидродинамическое течение, заменив
его равновесием граничных слоев полярных молекул, находящихся в
зазоре. Способность прослойки из граничных слоев полярных молекул
воспринимать нагрузку от гидравлической силы, прижимающей подвиж-
ное кольцо к неподвижному, объясняется напряжением при сдвиге
этих слоев, которые прочно связаны между собой и с поверхностями,
образующими зазор, и особым образом ориентированы.
Следовательно, при конструировании торцовых уплотнений необхо-
димо стремиться к устранению гидродинамического течения, что дости-
гается соответствующим выбором площади, на которую действует
давление жидкости в направлении прижима. Однако эта площадь дол-
жна быть минимальной, чтобы не вызывать излишнего трения при
скольжении граничных слоев жидкости.
Реальные условия уравновешивания действующих сил зависят от
многих факторов, в том числе и от качества рабочей жидкости, вязкость
которой оказывает влияние на распределение давления по поверхно-
сти контакта колец. Приведенные выше данные по уравновешиванию
этих сил соответствуют жидкостям с малой вязкостью (типа воды, ке-
росина, бензина и др.) при средних значениях давления. В жидкостях
с большой вязкостью (типа машинных масел) качественно изготовлен-
ное уплотнение надежно работает при условии
(455)
т. е. если среднее давление в зазоре принимается равным 40% давле-
ний рабочей среды. Распределение давления жидкости в зазоре для
этого случая характеризуется вогнутой кривой п (см. фиг. 287—288).
Приведенные данные справедливы для уплотнений с шириной кон-
тактной поверхности £^5 мм. Для уплотнений иных размеров про-
цент гидравлического уравновешивания можно принять изменяющим-
ся обратно пропорционально размеру уплотняющей поверхности в на-
правлении утечек.
Определение оптимальных сочетаний ширины уплотняющей поверх-
ности и гидравлического уравновешивания зависит от опыта конструк-
тора и конкретных данных испытания, а также от конкретных условий
работы уплотнения. Очевидно, что если проектировать уплотнение для
определенных жидкостей и условий, то его можно спроектировать с
максимально рациональными данными. Так, например, практика пока-
зывает, что при известном опыте конструктора и стабильном качестве
изготовления деталей уплотнения можно добиться более высокой, чем
это указано выше, точности разгрузки и надежной работы уплотнения
при среднем контактном давлении в зазоре в пределах 10—15% давле-
ния рабочей среды.
Эффективность уравновешивания продольных сил, действующих
на уплотнение, зависит также от трения при осевых перемещениях по-
движного кольца; значение этого трения должно быть минимальным.
В заключение следует остановиться на расходе энергии. Этот рас-
ход создается жидкостным трением смещаемых слоев жидкости, к ко-
торому при контакте уплотняющих поверхностей прибавляются потери
415
энергии на механическое трение этих поверхностей. Потери энергии в
первом случае, т. е. в случае, когда отсутствует контакт уплотняемых
поверхностей и зазор между ними заполнен жидкостью, поддаются
более или менее точному расчету, тогда как потери во втором случае
расчету практически не поддаются, так как они зависят от того, в какой
степени будет выдавлена из уплотнительного зазора жидкость. Для
расчета потерь мощности в первом приближении можно пользоваться
формулой (75).
*
Вопросы конструирования торцового уплотнения
Конструирование уплотнения представляет собой относительно
сложную задачу, так как одновременно приходится решать ряд вопро-
сов, наиболее важными из которых являются правильный выбор
допустимого контактного давления и обеспечение равномерного распре-
деления его по поверхности контакта колец — вращающегося и непо-
движного. Важным также является обеспечение правильных геометри-
ческих форм деталей и качества уплотняющих поверхностей. Так,
например, рассматриваемые уплотнения допускают непараллельность
рабочих поверхностей не выше 1°, биение вала —до 0,25 мм и продоль-
ное (осевое) перемещение — до 3 мм; при обработке рабочих торцо-
вых поверхностей колец средняя высота неровностей не должна пре-
вышать 0,5—1 мк.
Качество торцовых уплотнений в значительной степени также за-
висит от гибкости уплотнительного элемента 1, предназначенного для
создания свободного осевого перемещения одного из колец. Практика
показывает, что наиболее пригодными для этой цели являются резино-
вые кольца круглого сечения (см. фиг. 284).
Важным является также выбор способа для сообщения принуди-
тельного вращения подвижному уплотняющему кольцу. При отсутст-
вии подобного принудительного привода уплотнительное кольцо будет
стремиться провернуться, что вызовет перекосы и вредные напряжения
в гибком элементе уплотнения. Приводное устройство для передачи
подвижному кольцу принудительного вращения должно быть таким,
чтобы передавался лишь вращающий момент.
Следует обратить также внимание на правильность расположе-
ния прижимной пружины, усилие которой должно равномерно распре-
деляться по поверхности торцов уплотнительных колец. Неправильный
выбор усилия пружины, создающего предварительный контакт колец,
может привести к излишнему трению и износу скользящей пары.
Качество уплотнений в значительной мере зависит также от пра-
вильного выбора материала контактирующих колец. Контактная пара
уплотнения обычно состоит из бронзового или чугунного уплотнитель-
ного кольца и стального опорного кольца (буксы) с цементированной
поверхностью. Чугун более пригоден для применения в уплотнениях,
предназначенных для работы с маловязкими маслами, керосином и бен-
зином; при вязких маслах предпочтительнее бронзовые кольца, а так-
же различные графитовые и графито-металлические материалы.
При работе в жидкостях с плохой смазочной способностью хоро-
шие результаты дает сочетание графитового уплотнительного кольца
с закаленным стальным опорным кольцом. Так, например, трущаяся
пара из закаленной стали и синтетического угля (графита) более на-
дежно работает без смазки, чем со смазкой. Коэффициент трения угля
по стали равен 0,1—0,13, временное сопротивление на сжатие состав-
ляет 2000—2500 кг/см2 и растяжение равно 200—400 кг)см2. Качество
угля должно соответствовать техническим требованиям, предъявляе-
мым к материалу, применяемому для изготовления угольных щеток
электромашин. При удачном сочетании этих материалов образуется
416
твердая полированная поверхность, обладающая хорошей износоустой-
чивостью и малым трением.
Буксы этих пар изготовляются из инструментальных, нержавеющих
и легированных сталей, а также сплавов стеллита и карбидов вольфра-
ма. Хорошие результаты были получены при использовании деталей из
нержавеющей цементированной стали в сочетании с графитом. В усло-
виях работы с агрессивными жидкостями применяют кольца из спе-
циальных твердых сплавов, стойких против действия этих жидкостей.
Для изготовления опорных колец можно рекомендовать антифрик-
ционный чугун, детали из которого обычно применяются в ларе с дета-
лями из бронзографитовой массы; подобная пара обеспечивает значи-
тельный срок службы уплотнения даже при плохой смазке.
В условиях масляной среды в паре с деталями из антифрикцион-
ного чугуна часто применяют также кольца из твердого синтетического
каучука, а также из других материалов, в частности из пластмассы,
тканей, пропитанных резиной и графитом, керамических сплавов, при-
чем пластмасса и керамические сплавы имеют преимущества при ра-
боте с окисляющими средами.
УПЛОТНЕНИЕ НЕПОДВИЖНЫХ СТЫКОВ (СОЕДИНЕНИЙ)
Наиболее распространенным в самолетных агрегатах типом уплот-
нения неподвижных стыков является уплотнение при помощи колец
круглого сечения (см. фиг. 289), в которых герметичность при нулевом
давлении создается за счет контактного давления, развиваемого пред-
Фиг. 289. Уплотнение неподвижных соединений круглыми
резиновыми кольцами.
варительным сжатием уплотнительного элемента с последующим уси-
лением плотности контакта в результате давления жидкости.
Однако в отдельных случаях приходится применять уплотнитель-
ные соединения, в которых требуемая плотность контакта между уп-
лотняемыми поверхностями создается внешней силой. Для того чтобы
соединение сохранило герметичность, контактное давление должно пре-
вышать давление внутри уплотняемой камеры.
27 1246
417
Поскольку фактором, вызывающим утечки жидкости, является
зазор s, характеризующий относительное положение сопрягаемых дета-
лей (фиг. 290), то уплотнительными средствами этот зазор должен быть
устранен.
Очевидно, что если реальные поверхности сопрягаемых пар будут
контактировать только точками, герметичность соединения будет обес-
печена лишь в том случае, если эти поверхности изготовлены так, что
точки контакта образуют замкнутую линию.
Последнее можно достигнуть:
1) путем деформации обеих или одной из уплотняемых поверхно-
стей. Этот способ применяется при герметизации трубопроводных и не-
которых других соединений;
2) взаимной пришлифовкой (приработкой) поверхностей уплотне-
ния, при которой увеличиваются число и размеры точек соприкоснове-
ния; этот способ применяется при уплотнении стыков различных агре-
гатов;
Фиг. 290. Расчетная схема фланцевого соединения.
3) заполнением неровностей уплотняемых поверхностей легко де-
формируемыми под действием внешнего усилия прокладками; этот спо-
соб применяется в большинстве случаев уплотнения неподвижных
стыков.
К преимуществам уплотнения соединений приработанными поверх-
ностями относятся простота монтажа и демонтажа, а также возмож-
ность выдерживания точных размеров соединения благодаря ничтожно
малой деформации. Однако добиться полной герметичности таким спо-
собом практически невозможно даже при большом внешнем усилии
затяжки стыкуемых поверхностей и высокой чистоте обработки их по-
верхностей. Поэтому в гидроагрегатах, в которых обеспечивается вы-
сокая чистота обработки уплотняемых поверхностей, применяют тонкие
уплотнительные прокладки из бумажной кальки, алюминиевой
фольги и др.
В некоторых неразборных соединениях герметичность достигается
применением различных замазок между уплотняемыми поверхностями,
которые в сжатом состоянии превращаются в тонкую уплотнительную
прокладку.
Для уплотнения поверхностей с недостаточно высокой чистотой
обработки применяются толстые эластичные прокладки, способные
компенсировать неровности и другие производственные дефекты.
Чтобы предохранить уплотнительные соединения с толстыми про-
кладками от выдавливания, прокладки помещают в специальные ка-
навки.
На фиг. 290 показана схема наиболее распространенного уплотне-
ния неподвижного соединения. Для создания уплотняющего контактного
давления служит усилие затяжки Рк или иные средства. Величина этого
давления, обусловливающего герметичность уплотнения, выражается
418
алгебраической суммой внешних Pd и внутренних сил Pi, действующих
на уплотняющей поверхности:
Ра = V и pi=~ D], (456)
где Da и £), —внешний и внутренний диаметры уплотняющей поверхно-
сти;
pd—контактное
pt — внутреннее
Отношение внешней уплотняющей силы к противодействующей ей
внутренней силе принято называть коэффициентом уплотнения
ti=P-kfPi^ Очевидно, что при конструировании следует стремиться к
уменьшению этого коэффициента.
Важным параметром, харак-
теризующим качество уплотнения,
является значение величины кон-
тактного давления
давление;
давление жидкости.
м
отношение этого давления к дав-
лению жидкости palpi является
основной характеристикой подоб-
ного уплотнения.
На фиг. 290 справа показана
схема действующих напряжений,
возникающих в уплотнении под
действием контактного давления
р&, внутреннего давления жидко-
сти pi и удельной силы трения.
Очевидно, что герметичность уп-
лотнительного соединения нару-
шится, если уплотнение под дей-
ствием давления жидкости будет
выдавлено наружу. В этом случае
требуемая величина контактного
давления определяется давлением
жидкости и зависит от толщины
уплотнения и коэффициент# трения между уплотнительным
лом и уплотняемыми поверхностями.
Из приведенного выше видно, что при данной величине
о
। Г-
Ь=30мм, Di^SOmm
Ь=20мм, Dl = 100mm
Г i —1-------
b = 10 мм, Di - 120 мм
20 40 60 80 100 120 140 160
Внутреннее давление pt кг/см2-
291. Зависимость значений внутрен-
давления pi от ширины b проклад-
ки и коэффициента n=pk!Pi
ния жидкости.
Фиг.
него
от давле-
Pd / г>2 гч2 \ ’
ж
материа-
внешней
силы (усилия затяжки болтов) Рк величина контактного давления р&
будет зависеть для данного диаметра уплотняющей поверхности D от
ширины прокладки.
На фиг. 291, а, б и в показаны конструкции рассматриваемых уп-
лотнений с разной шириной b прокладки, из которых видно, насколько
различными для данного Р^ могут быть значения контактного давле-
ния pd. Очевидно, что для создания при разной ширине прокладок тре-
буемой плотности контакта должны быть также различными внешние
силы Рь а следовательно, и величины деформации фланцев.
Уплотнительные прокладки с прямоугольным поперечным сече-
нием, изготовленные из эластичного материала, размещаются обычно
в канавках и рассчитываются на полное с избытком заполнение ка-
навки; для этого поперечное сечение канавки выбирается на 30%
меньше поперечного сечения уплотнения.
27*
419
Пользуясь коэффициентом n = Pk!Pi, можно определить величину
уплотнительного контактного давления. Для неметаллических прокла-
док при давлениях pi = 10 кг/см2 значение п = 2 и при давлениях
Pi = 50 кг!см2 п = 3.
В отдельных случаях, в особенности для фланцев больших диамет-
ров, рекомендуется вместо использования коэффициента п исходить из
• отношения удельных давлений pdfpi. При этом для плоских широких
прокладок (см. фиг. 290) можно рекомендовать pd/pi = 24-4; для про-
кладок в широкой канавке p<s/pi = 34-6 и в узкой канавке pdlpi = 34-8.
Приведенные выше величины коэффициентов справедливы для
жестких фланцевых соединений.
УПЛОТНЕНИЕ ГИБКИМИ РАЗДЕЛИТЕЛЯМИ
В том случае, когда требуется создать абсолютную герметичность
при малом трении, применяют эластичные (гибкие) разделители (фиг.
292 и 293; см. также фиг. 215), изготовленные обычно из естественного
и синтетического каучуков и реже из металла — бронзы и нержавею-
* щей стали.
Фиг. 292. Эластичный разделитель сред.
Подобные устройства применяют главным образом для разделения
различных сред при нулевом или незначительном перепаде давления,
как, например, для отделения жидкости от воздуха в гидропневматиче-
ском аккумуляторе (см. фиг. 215), и реже для разделения сред с от-
носительно высоким перепадом давления.
Резиновые разделители обладают рядом недостатков, связанных
со свойствами материала, которые в особенности проявляются при ра-
боте в условиях высоких и низких температур. Ввиду этого широкое
распространение получили уплотнения с металлическими сильфонами,
Плотное соединение
Фиг. 293. Уплотнение при помо-
щи гофрированной трубы (силь-
фона).
применяемые, в частности, в узлах с,воз-
вратно-поступательным движением (см.
фиг. 293). В этом случае жесткость этих
элементов не играет существенного зна-
чения, так как усилия, возникающие* при
их пружинении, можно рассматривать
как силы натяжения пружин.
Подобные пружинящие элементы из-
готовляются с одним и несколькими слоя-
ми, причем последние применяются для
рабочих давлений до 150 кг/см2 и темпе-
ратур до 400° С. Долговечность подоб-
зависит от величины их деформации (на-
ных пружинящих элементов
пряжения). Рекомендуемая максимальная величина перемещения силь-
фюна составляет 25% его свободной длины, причем из них 15% отводится
на сжатие и 10% на растяжение.
зга
УПЛОТНЕНИЯ ДЛЯ РАБОТЫ В УСЛОВИЯХ ВЫСОКИХ ТЕМПЕРАТУР
Одним из важных факторов, которые приходится учитывать при
проектировании уплотнений гидросистемы современного скоростного са-
молета, являются высокие температуры, развивающиеся в основном в
420
результате аэродинамического торможения и передачи тепла от нагре-
тых частей двигателя. При этом развиваются столь высокие темпера-
туры (см. стр. 5), что существующие уплотнения удовлетворительно ра-
ботать не могут. Последнее подтверждается кривыми характеристик
резины, приведенных на фиг. 294. Как видно из графика, в условиях
температур выше 150° С синтетическая резина разрушается вследствие
образования при деформациях поверхностных трещин (см. точку Д) и
потери под действием температуры механических свойств.
Приведенные данные согласуются с практическими, которые пока-
зывают, что существующие уплотнения
температур до 120ч-130° С; при более
ются срок службы и герметичность уп-
лотнения.
Е? соответствии с требованиями
практики в последние годы были соз-
даны новые сорта уплотнительных ма-
териалов, которые позволили расши-
рить температурный интервал. В част-
ности, вместо кожи начали применять
прокладочные кольца из фторопласта
(тефлона), пригодные для температур
200° С; фторопласт при высоких темпе-
ратурах имеет преимущества перед ко-
жей. Испытания показывают, что при
использовании прокладочных колец из
фторопласта уплотнительные резино-
вые кольца круглого сечения могут
длительно работать в условиях темпе-
ратур до 120° С. Однако наблюдаются
ления фторопласта. Это объясняется
могут применяться в условиях
высоких температурах снижа-
Фиг. 294. Характеристики твер-
дости и сжатия органической ре-
зины.
случаи расплавления и расщеп-
тем, что фторопласт является
плохим проводником тепла и местный нагрев вызывает его плавление.
>В последние годы для изготовления манжет широко используются
кремнийорганические (силиконовые) каучуки, которые позволили зна-
чительно улучшить качество уплотнения. Для изготовления радиаль-
ных уплотнений применяются каучуки с относительно высоким содер-
жанием наполнителей, которые имеют пределы прочности при растя-
жении от 50 до 60 кг] см2 и относительное удлинение около 100%. Эти
свойства сохраняются в температурном диапазоне от —65 до 180° С.
Особое преимущество этого материала заключается в его своеобраз-
ном молекулярном строении, благодаря которому он может без разбу-
хания деталей впитывать некоторое количество масла. Кроме того, он
обладает относительно низким коэффициентом трения.
Следует указать, что представляется возможным получить силико-
новые резины, которые сохраняли бы требуемые качества (упругость,
эластичность и т. д.) при высоких температурах (250°С). Однако подо-
бные резины плохо переносят влияние масла. Поэтому кольца из та-
кой резины целесообразно покрывать тонким защитным слоем (плен-
кой) из резин, не обладающих требуемыми механическими свойствами,
но не подверженных действию жидкости.
Металлические уплотнительные кольца. В на-
стоящее время интенсивно ведутся работы по изысканию новых конст-
рукций уплотнений и материалов, которые были бы пригодны для ра-
боты в условиях высоких температур и давлений. В частности, ведутся
работы по созданию уплотнений на керамической и металлической
основе.
Очевидно, что для соединений с вращательным движением в усло-
виях высоких температур может быть применено соответствующее тор-
421
цовое (механическое) уплотнение (см. стр. 400) или любое из уплотне-
ний на металлической или керамической основе.
В некоторых агрегатах прямолинейного движения, предназначен-
ных для работы при высоких давлениях (выше 300 кг/сд12), применя-
ются уплотнительные кольца круглого сечения, изготовленные из пласт-
массы. Эти кольца служат также и для уплотнения неподвижных со-
единений и пригодны для температур до 200° С.
Для более высоких температур применяют при прямолинейном
движении, рассмотренные выше металлические поршневые кольца (см.
стр. 362). Однако, так как уплотнение с помощью этих колец не обес-
печивает полной герметизации, получили распространение устройства,
построенные на принципе применения упругих металлических уплот-
<9 6)
Фиг. 295. Металлическая пу-
стотелая манжета и схемы
нений. В частности, при работе в услови-
ях очень высоких и низких температур,
применяют металлические призматиче-
ские и шевронные уплотнения, изготов-
ленные из стеллита, кобальта, нержавею-
щей стали, бронзы и других металлов.
Металлические шевронные уплотне-
ния (фиг. 295, а) не требуют высоких на-
грузок сжатия по краям V-образного про-
филя; для осуществления уплотнения они
сжимаются при монтаже на 0,1—0,2 мм.
Уплотнения этого типа изготовляются из
материала толщиной 0,3—0,5 мм. Давле-
ние жидкости расширяет кольца и улуч-
шает уплотняющий эффект.
Применяются также уплотнительные
металлические кольца сплошного сече-
ния, радиальные стенки которых обычно
выполняются в виде клиновидного уса с
заострением на конце (см. фиг. 295,
бив).
Металлический герметизирующий
уплотнений. элемент и в этом случае так же, как и
при уплотнении из эластичного мате-
риала, должен обеспечивать герметичность при отсутствии давления в
системе; это обычно достигается за счет предварительного прижатия
заостренной части уса к уплотняемой поверхности вследствие ее пружи-
нения с последующим повышением плотности контакта при возникнове-
нии давления жидкости.
При испытаниях подобных металлических уплотнений (см. фиг.
295,6) лучшие результаты были получены при уплотнении с герметизи-
рующим элементом (кольцом) из мягкого модифицированного чугуна
при работе его в паре со стальным цилиндром с азотированной рабо-
чей поверхностью.
Утечка подобного уплотнения после 10 000 циклов перемещения
поршня при температуре жидкости 260° С и давлении 200 кг/см2 не пре-
вышала 1 см3 на каждые 1000 циклов.
Аналогичное уплотнение применяется также и для герметизации
штоков (см. фиг. 295, в). Испытания их показали, что признаки утечки
обычно начинают появляться между 15 000 и 20 000 циклами.
При боковых нагрузках количество циклов до нарушения уплотне-
ния штоков сокращается более чем в 2—3 раза по сравнению с уплот-
нением при отсутствии боковой нагрузки.
Указанные уплотнения пригодны для длительной работы в усло-
виях температуры до 600--700оС.
422
В последнее время изыскиваются новые виды конструкции уплот-
нительных устройств, пригодных для работы в условиях высоких тем-
ператур. В частности, начали применять пустотелые металлические
кольца круглого сечения с толщиной стенки '-*'0,24-0,3 мм; кольца сва-
риваются и заполняются инертным газом под давлением 40—50 кг!см2.
При сжатии подобного кольца при монтаже уплотнительного узла бла-
годаря упругости газа и материала кольца создается плотный контакт
между уплотняемыми поверхностями. Эти кольца дают хорошие резуль-
таты при работе в условиях высоких рабочих давлений и температур,
отличаются относительно высоким сроком службы, который в 3—4 раза
превышает срок службы резинового уплотнительного кольца подоб-
ного типа.
Для того чтобы увеличить площадь уплотнительного контакта без
применения высокой нагрузки сжатия, кольца предварительно сплющи-
ваются на 0,24-0,25 мм.
Указанные кольца изготовляются из обычной и нержавеющей ста-
лей и алюминия. Можно применять также и другие материалы, пригод-
ные по своим свойствам для уплотнения и легко свариваемые. Эти
кольца, как показали испытания, проведенные при температурах —55° С
и давлениях до 280 кг/ои2, обладают высокой герметичностью. Предель-
ные давления для этих колец соответствуют значениям 4204-450 кг!см2;
предельная температура для колец из нержавеющей стали — от —60° С
до !+5004-55(Г С.
Глава VIII
ТРУБОПРОВОДЫ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
Трубопроводы являются одним из основных компонентов самолет-
ных гидравлических систем; вес трубопроводов составляет 304-35% об-
щего веса гидросистемы. Ввиду того, что трубопроводы служат кана-
лами, по которым энергия от гидрогенераторов (насосов) поступает к ис-
полнительным силовым гидроагрегатам, разрушение трубопровода, даже
частичное, неизбежно выводит из строя гидросистему или ее часть.
Особенностью условий работы трубопроводов в самолетных гидро-
системах является то, что трубы подвергаются деформациям и высоко-
0,1 сек —*ч
В ' р е м я
Фиг. 296. Кривая колебания давления в трубе при
соединении с источником давления.
частотным вибрациям, происходящим в результате деформаций и виб-
раций частей самолета, а также в результате гидравлических ударов
и колебаний (пульсаций) давления жидкости.
Колебания и забросы давлений могут возникать по многим причи-
нам, наиболее вероятными из которых являются гидравлические удары,
наблюдающиеся при мгновенных срабатываниях различных клапа-
нов, а также колебания, возникающие при работе насоса и в особен-
ности при его работе в режиме кавитации (см. стр. 30). Максимальные
значения давления при колебаниях вследствие гидравлического удара
могут превышать в 2-43 раза рабочее давление жидкости. Забросы и
колебания давления возникают даже в том случае, когда трубопровод-
ная система, заполненная маслом под нулевым давлением, мгновенно
соединяется с гидроаккумулятором или другим источником давления.
Хотя в этом случае энергия, вызывающая удар, обусловлена лишь сжи-
маемостью жидкости, величины забросов давления достигают больших
значений (фиг. 296, см. также фиг, 15).
На фиг. 12 были приведены кривые колебаний давления в гидро-
системе с рабочим давлением 210 кг/см2 при полетах самолета на вы-
соте 9000 м. Питание гидравлической системы осуществлялось семи-
поршневым насосом, вращающимся с числом оборотов 3600 в минуту.
424
Испытания показали, что у земли в момент включения этого насоса
наблюдался единичный заброс давления до 270 кг/см2, который мгно-
венно затухал. При полетах на высоте 9000 м возникали незатухающие
колебания давлений с частотой ^100 колебаний в секунду, верхний
предел которых достигал величины 380 кг!см2 и нижний ~70 кг) см2, т. е.
амплитуда колебаний равна ~310 кг/см2.
Указанные пульсации давления, в особенности пульсации, возни-
кающие при кавитационном режиме работы насоса, вызывают разру-
шение труб в продольном направлении, а также возбуждают автоколе-
бания последних, приводящие вследствие поперечных изгибов к уста-
лостным их разрушениям в поперечном направлении.
Разрушение в продольном направлении особенно реально при на-
рушениях цилиндричности, т. е. при овальности трубы. Из схемы, при-
0 Qt1 0.2 0,3 0,4 0J5
Отмщение
Фиг. 297. Влияние ^деформации (эллиптичности) поперечного сечения
трубы на срок службы.
веденной на фиг. 297, видно, что давление жидкости на внутренние по-
верхности сплющенной трубы будет стремиться придать ей цилиндриче-
скую форму, причем максимальная деформация, а следовательно, и мак-
симальные напряжения наблюдаются в местах пит максимальной кри-
визны трубы, в которых она и начинает разрушаться. Концентрация
напряжений в этих местах будет тем больше, чем сильнее сплющена
труба.
Следует отметить, что даже незначительное искажение поперечного
сечения трубопровода приводит при пульсации давления жидкости к по-
нижению динамической его прочности.
На фиг. 297 приведены экспериментальные данные по влиянию
овальности поперечного сечения стального трубопровода, характери-
зуемой величиной k, на срок его службы, определяемый отношением
А^ф/А/б, где 2Уф — фактическое число циклов пульсации давлений до
разрушения трубопровода; Nq — базовое число циклов, принятое для
стального трубопровода равным 10 млн. циклов; k = a!b\ а и b — разме-
ры малой и большой осей овала. Ввиду этого искажение формы попе-
речного сечения более 5ч-7% недопустимо.
Испытания проводились при пульсации давления от 0 до 110 кс)см2
с частотой 70 гц.
Трубопровод может вступить при известных условиях в резонанс-
ные колебания, из которых наиболее вероятными и опасными являются
изгибные (осевые) колебания; эти колебания возникают в результате
вибраций и относительного перемещения частей самолета, к которым
крепятся трубы, а также воздействия на трубопровод внутренних сил
и в первую очередь пульсации давления жидкости.
425
Очевидно, что если один конец трубы будет колебаться вследствие
вибрации частей самолета относительно другого с частотой, равной ча-
стоте собственных колебаний рассматриваемого участка трубы, то воз-
никнут резонансные явления, при которых амплитуда колебаний сред-
ней части трубы может в зависимости от степени демпфирования ко-
лебаний в десятки и более раз превысить амплитуду возмущающих
(возбуждающих) колебаний концов трубы.
При резонансных колебаниях в трубе могут возникнуть напряже-
ния, во много раз превышающие величины напряжений, которые соот-
ветствуют возмущающим амплитудам вибраций концов. Так, например,
испытания зажатой по концам стальной трубы диаметром 6 мм и дли-
ной 500 мм показали, что предельные усталостные напряжения, значе-
ние которых для этого случая можно принять равным 16004-1800 кг/сти2,
возникают при частотных колебаниях средней части рассматриваемого
куска трубы с амплитудой 2,5 мм; амплитуды подобной величины могут
возникать в резонансных условиях при самых ничтожных по величине
амплитудах возмущающих колебаний концов трубы. При испытаниях
указанной трубы, находящейся под давлением жидкости, наблюдались
случаи, когда при совпадении частот возмущающих и собствен-
ных колебаний трубы указанная выше амплитуда (2,5 мм) резонанс-
ных колебаний средней части трубы возникла при амплитуде возмущаю-
щих колебаний ее концов, равной всего лишь 0,10—0,15 мм,
Изгибные резонансные колебания могут возникнуть также в резуль-
тате пульсации давления жидкости. Нетрудно видеть, что при непрямо-
линейности трубы силы давления жидкости будут стремиться придать
последней прямолинейность, в результате чего при совпадении частоты
пульсаций давления в гидросистеме с собственной частотой колебаний
(или одной из ее гармоник) рассматриваемого участка трубопровода
возникнут резонансные его колебания. Причем наиболее опасным яв-
ляется отношение частот колебания давления в гидросистеме со к ча-
стоте собственных колебаний трубопровода й, равное со/й = 0,54-3.
Частоту собственных колебаний трубопровода с учетом веса жидко-
сти можно определить по формуле
2£2
(457)
где Z —расстояние между опорами в см;
Е—ы&кукъ упругости материала в кг/сМ2;
J — момент инерции сечения трубы в см4;
g~ ускорение силы тяжести в см)сек2;
С? и Ож — вес погонного метра трубопровода и жидкости в кг.-
На частоту собственных колебаний, участков трубопроводов влияет
также величина внутреннего давления и скорость течения жидкости,
повышение которых сопровождается понижением частоты собственных
колебаний.
Для учета влияния давления жидкости и скорости ее течения полу-
ченное по выражению (457) значение й' следует умножить на коэф-
фициент
(458)
где
P=pf + т~ кг;
D i$EJ
— кг;
КР £2
р — давление жидкости в трубопроводе в кг/см2;
426
f — площадь внутреннего сечения трубопровода в см2;
т — масса погонного метра жидкости в кг;
и — скорость течения жидкости в трубопроводе в см!сек.
Таким образом частота собст-
венных колебаний трубопровода с
учетом давления и скорости течения
жидкости будет равна
2 = (459)
Испытания показывают, что ча-
стота рассматриваемых колебаний
труб обычно превышает 100 перио-
дов в секунду (см. фиг. 298) и соот-
ветствует порядку частот возмуща-
ющих импульсов, действующих в
120 колебаний в сел
Фиг. 298. Кривые резонансных коле-
баний трубы.
гидросистеме.
Разрушения (трещины) в продольном направлении происходят
в любом месте трубы, а в поперечном — вблизи ниппелей (на расстоя-
нии 10—15 мм от них), а также в местах изгибов максимальной
кривизны.
СПОСОБЫ ПОВЫШЕНИЯ СТОЙКОСТИ ТРУБОПРОВОДОВ
Стойкость труб против разрушения, как правило, повышается с уве-
личением предела усталости материала трубы и с устранением источ-
ников возбуждения ее колебаний и источников возникновения высоких
напряжений, а также с повышением демпфирования энергии колеба-
ний трубы.
Ввиду того, что выбор материала ограничен сортаментом труб, по-
вышение их стойкости может происходить главным образом за счет
улучшения качества их изготовления, а также устранения источников
возбуждения колебаний и повышения демпфирования. При расчетах
можно принимать, что предельное усталостное напряжение стандарт-
ной бесшовной трубы из углеродистой стали типа сталь 10 равно
~ 1800 кг)см2 и нержавеющей стали ~2100 кг/см2.
Для уменьшения провисания и вибрации (колебаний) труб креп-
ление их должно быть частым. Ниже в табл. 11 приведены рекомендуе-
мые расстояния между узлами крепления труб.
Таблица 11
Внешний диаметр трубы мм Расстояние между опорами мм Внешний диаметр трубы мм Расстояние между опорами мм
Трубы из стали Трубы из алюминиевых сплавов Трубы из стали Трубы из алюминиевых сплавов
6 8 10 12 400 450 500 580 340 380 400 500 15 20 25 650 700 800 1 560 600 660
Для демпфирования колебаний в зажимах труб применяют про-
кладки из материала, который хорошо поглощает энергию колебаний.
Поэтому наиболее эффективными являются прокладки из пористой ре-
зины. При этом для большего демпфирования колебаний трубу не сле-
дует сильно затягивать, чтобы не возникли резонансные колебания при
427
высоких возмущающих частотах. Демпфирующую прокладку выполняют
в виде резиновой трубы, свободно посаженной на металлическую трубу.
Зажимы следует монтировать так, чтобы ось трубы не была параллельна
оси демпфера, а составляла с ним некоторый угол, равный ~ 104-20°.
Как показывают испытания, применение указанных демпфирую-
щих прокладок понижает напряжения в трубе в 44-6 раз. Так, напри-
мер, при использовании демпфирующего зажима максимальные напря-
жения в трубе диаметром 6 мм и длиной 500 мм, достигавшие без при-
менения зажима 17004-1800 кг/см2, снижены были до ЗООн-375 кг/см2.
Следует отметить, что демпфирующим фактором в рассматривае-
мом случае вибраций труб, по которым течет жидкость под давлением,
является также поток жидкости в трубопроводе, который при известных
условиях обладает значительными демпфирующими свойствами и мо-
жет уменьшить действие сил, возбуждающих колебания. Под «демпфи-
рованием» автор в данном случае понимает рассеивание энергии виб-
рации в результате действия сил инерции при ускорениях жидкости
в трубе вследствие движения трубы при ее вибрациях относительно пе-
ремещающейся в ней жидкости.
Кроме того, на режим вибрации трубы будут также оказывать влия-
ние силы давления жидкости в трубе, действие которых, как это было
указано, уменьшает частоту собственных колебаний трубы: при извест-
ном повышении давления частота собственных колебаний может умень-
шиться до двух раз.
Однако для труб малого диаметра эти факторы имеют относитель-
но небольшое значение и ими можно пренебречь. Это тем более допу-
стимо, что движение жидкости во многих из компонентов трубопрово-
дов не постоянное, а периодическое, и резонансные явления могут
наступить при покоящейся жидкости. Следует лишь иметь в виду, что
поскольку давление жидкости может изменять частоту собственных ко-
лебаний системы, то изменение давления может способствовать вхож-
дению трубы в резонансные колебания, так как давление в гидросисте-
мах в большинстве случаев изменяется от нуля до максимального
значения.
Ввиду того, что большая кривизна изгиба труб увеличивает кон-
центрацию напряжений и понижает выносливость труб, ее следует из-
бегать. Ниже приведены рекомендуемые значения минимального ра-
диуса кривизны при изгибе колен труб с применением заполнителя.
Внешний диаметр трубы в мм
6 8 10 12 15 18 20
Минимальный радиус изгиба
(до оси трубы) в мм
20
30 40
50 60
Гибка труб. Выше было указано, что. одной из причин разру-
шений труб является нецилиндричность поперечного сечения трубы при
гибке, а также другие дефекты ее поверхности. Ввиду этого вопросам
технологии гибки труб должно быть уделено большое внимание. Это
в особенности относится к тонкостенным трубам с большими попереч-
ными сечениями — диаметром 254-50 мм и толщиной стенки 0,5н-1 мм.
Степень сложности указанной операции зависит от величин отно-
шения диаметра трубы к толщине ее стенки и от кривизны изгиба и по-
вышается с увеличением диаметра и с уменьшением толщины стенки
и кривизны изгиба.
428
В практике распространены несколько способов гибки труб, при-
меняемых в зависимости от типа материала, отношения толщины стенки
*к диаметру трубы и характера производства деталей. При гибке труба
вытягивается по внешней и сжимается по внутренней дуге изгиба. При
этом не должно быть недопустимого утонения трубы по внешней стенке
и морщин — по внутренней.
Из применяемых способов
наиболее удовлетворяет этим
требованиям гибка наматы-
ванием трубы /, зажатой в
патроне 2, на ролик (валик)
3, на цилиндрической по-
верхности которого проре-
зана дуговая канавка, соот-
ветствующая радиусу попе-
речного сечения трубы
(фиг. 299).
Этим способом осущест-
вляется гибка труб как с за-
полнителем, так и без него.
К недостаткам гибки труб
без заполнителя относится
то, что при известных отно-
шениях толщины стенки тру-
бы к диаметру поперечного
сечения и к радиусу изгиба
Фиг. 299. Схема гибки трубы с эластичным ме-
таллическим заполнителем.
может значительно иска-
жаться цилиндричность трубы в месте изгиба и могут образоваться
складки на поверхности внутренней ее стенки.
В этом отношении более совершенной является гибка трубы с за-
полнителем. Наиболее распространенным заполнителем является кани-
фоль, заливаемая в трубу в расплавленном состоянии.
Применение заполнителя, естественно, несколько1 усложняет произ-
водство, но качество деталей не ухудшается и допускается гибка с боль-
шей, для данных отношений толщины стенки к диаметру, кривизной
изгиба, т. е. с меньшим радиусом изгиба.
При массовой гибке в качестве заполнителя используются различ-
ные эластичные металлические оправки, наиболее распространенный
тип которых (шарнирный) изображен на фиг. 300 (см. также фиг. 299).
Фиг. 300. Эластичная металлическая оправка для гибки труб.
С левой стороны оправки 5 находятся сегменты 2, надетые на трос 3 и
сжатые вместе с оправкой 5 при помощи головок 1 и 6 и пружины 4.
Во время операции гибки трубы трос с сегментами изгибается по тре-
буемой дуге, а пружина обеспечивает сохранение плотности набора
сегментов. Длина упругой части оправки для гибки труб с толщиной
стенок 0,6“ 1 мм должна быть в ~2 раза больше наружного диаметра
трубы, диаметр внешних сегментов — меньше на 0,07—0,08 мм диаметра
оправки 5. Сегменты и оправка изготовляются из закаленной стали и
латунируются по рабочей поверхности.
На фиг. 301 представлен станок для гибки с помощью описанных
оправок (см. также фиг. 299). Изгибаемая труба зажимается в раз-
429
движном патроне 2. Оправка устанавливается в трубе так, чтобы эла-
стичная ее часть была несколько впереди (по ходу изгиба) точки на-
чала изгиба, благодаря чему уменьшается возможность сплющивания
трубы по внешней дуге изгиба. При стягивании трубы с неподвижной
оправки сегменты ее сглаживают морщины, образовавшиеся на внут-
ренней стенке колена трубы. В процессе гибки оправка удерживается
винтовым стержнем 1, с помощью которого регулируется положение эла-
стичной части оправки относительно изгибаемой части трубы.
Кривизна изгиба определяется формой блока 3, при повороте кото-
рого зажатая в патроне 2 труба стягивается с неподвижной оправки и
Фиг. 301. Станок для гибки труб.
наматывается на блок 3, на внешней поверхности которого проточен
желобок с профилем сечения, соответствующим поперечному сечению
трубы. Труба сохраняет при изгибе цилиндричность сечения, так как
ограничена с внешней стороны поверхностью желобка и с внутренней —
гибкой частью оправки. Поскольку труба при изгибе вытягивается по
внешней и осаживается по внутренней поверхности колена, толщина
стенки по внешней дуге утоняется и по внутренней — утолщается.
На фиг. 302 показано изменение толщины стенок трубы при изгибе
большой кривизны по сравнению с первоначальной толщиной 1,2 мм.
Описанный способ гибки позволяет получать изгибы с радиусом
кривизны, равным диаметру трубы. При этом способе гибки для труб
с разными внутренними диаметрами требуются различные гибкие оправ-
ки, но одна и та же оправка может служить для получения любой ве-
личины радиуса изгиба в любой плоскости.
Очевидно также, что на одном блоке можно осуществить изгиб
с различной длиной дуги, но одинаковой кривизны. Изгибы могут вы-
полняться под различными углами и в разных плоскостях; для этого
применяются различные приспособления, обеспечивающие установку
колена, изогнутого в одной плоскости, в требуемое положение относи-
тельно плоскости гибочного блока.
430
Трубопроводы после гибки следует очистить травящим веществом,
затем промыть в воде и треххлористом этилене и очистить продувкой.чи-
стым сжатым воздухом и пропусканием отфильтрованного масла.
X7-Z7
Фиг. 302. Изменение толщины стенок стальной трубы
при изгибе.
Резку трубопроводов следует выполнять таким способом, который
не дает стружки и металлической пыли.
Рекомендации по применению трубопроводов
Арматуру после установки не следует демонтировать, так как при
этом изнашивается резьба, а также возможно попадание в систему ее
заусенцев.
Особое внимание следует обратить на предохранение трубопрово-
да от повреждений, опасных в отношении концентрации напряжений,
при протаскивании его через различные люки и отверстия в конструкции
самолетов.
Фиг. 303. Повреждения трубы при монтаже соединения.
7 г мы
г\ первоначальной,
"J толщины
Прежде чем установить трубопровод, необходимо убедиться, что*
развальцованный конец его не имеет недопустимых утонений, царапин,
складок или вмятин.
Геометрическая ось развальцованного конца трубопровода должна
совпадать с осью штуцера, т. е. эта часть трубы не должна подходить
к штуцеру под углом. Длина трубопровода должна быть такой, чтобы
при присоединении и зажатии он не получил растягивающих напряже-
ний; при этом условии ниппельная гайка должна легко навинчиваться
на 2—3 нитки резьбы без применения инструмента. Следует также иметь
в виду, что очень тугая затяжка ниппельной гайки при монтаже трубо-
провода может вызвать повреждение (раздавливание) развальцован-
ной части (фиг. 303, а). Помимо происходящей при этом потери герме-
431
точности, могут отказать клапаны вследствие попадания в гидросистему
срезанных частичек трубы.
При развальцовке труб необходимо добиваться, чтобы развальцо-
ванная часть сохраняла не менее 80-н85% первоначальной толщины
стенки трубопровода (см. фиг. 303, б). Если развальцованная часть тру-
бопровода утонена по каким-либо причинам до 50% номинальной тол-
8)
Сварка
Фиг. 304. Соединение трубопроводов.
однако она не должна быть меньше
щины трубы, трубопровод сле-
дует браковать.
Однако недостаточная затяж-
ка в равной мере может привести
к аварии самолета, так как труба
в полете может быть вытянута из
соединения. Поэтому ниппельные
гайки необходимо завинчивать
специальными тарированными
ключами.
Накидную гайку не следует
завинчивать, если в трубопроводе
находится жидкость под давле-
нием.
Следует иметь в виду, что
трубопровод может демонтиро-
ваться и монтироваться не более
15-4-20 раз, после чего он должен
быть заменен новым. Монтаж
труб на самолете должен быть
таким, чтобы деформация конст-
рукции самолета не могла вызвать
в трубопроводе высоких напря-
жений.
Толщина стенок труб опреде-
ляется из условий ее прочности
при заданном рабочем давлении.
0,8-i-l мм для труб из алюминие-
вого сплава и 0,5 мм — из стали. При выборе толщины труб необходимо
также иметь в виду возможность снижения веса трубопроводов.
Прочность тонкостенных труб может быть проверена на продоль-
ный разрыв по формуле
(460)
где &р—• допускаемое напряжение на разрыв в кг/см2;
р — давление жидкости в кг1см2;
d и s — соответственно внутренний диаметр и толщина стенок трубы в см.
При искажении цилиндричности трубы допустимое напряжение сле-
дует понизить на 25%. Формула для расчета трубы на прочность для
этого случая примет вид
k = pd
р 2s-0,75
(461)
Для соединения стальных труб и присоединения их к агрегатам
в основном применяется арматура под развальцовку труб (фиг. 304, а)
и арматура типа ниппельного соединения с уплотнением при помощи
стального сферического ниппеля, прижатого к плоскому стальному ко-
нусу (см. фиг. 304,6). Первый тип соединения отличается простотой, но
может быть рекомендован лишь для давлений 200—300 кг!см2.
432
Для более высоких давлений рекомендуется тип ниппельного соеди-
нения (см. фиг. 304,6), который целесообразно также применять в тру-
бопроводах, подвергающихся частому демонтажу.
В трубопроводах, не подлежащих демонтажу, целесообразно при:
менять неразборные соединения со специальными переходными втул-
ками (см. фиг. 304, в) с пайкой труб твердым припоем или сваркой. Ко-
сой (угол 45—60°) обрез втулки предпочтительнее прямого вследствие
понижения напряжений в поверхностном слое трубы за счет распреде-
ления их на большую длину.
В штуцерах, которыми трубопроводы присоединяются к гидравли-
ческим агрегатам, применяют цилиндрическую и конусную резьбу. По-
следняя имеет преимущество перед первой, так как не требует специ-
альных уплотняющих прокладок, неизбежных при первом типе соеди-
Смазывать
Прямой участок
* не менее ^гр
Фиг. 305. Монтаж трубопроводных соединений.
зазор
Правильная сворна
Неправаяь пая сворна
t)
нения. Однако соединение при помощи конусной резьбы не пригодно
для применения в поворотных угольниках. Кроме того, при конусной
резьбе трудно получить точно заданное угловое положение штуцеров
с отводами.
Поверхности ниппелей и резьбы штуцеров (особенно из алюминие-
вых сплавов) перед затяжкой следует смазывать тонким слоем вазели-
нового масла (фиг. 305, а).
При монтаже необходимо добиваться того, чтобы геометрическая
ось развальцованной части трубы совпадала с осью штуцера, т. е. раз-
вальцовка должна соединиться со штуцером по прямой линии; прямой
участок трубы (см. фиг. 305,6) должен быть не менее 0,5dTP, где б?тр —
внешний диаметр трубы. При этом условии накидная гайка навинчи-
вается на штуцер без заметного усилия, что может служить проверкой
правильности соединения. На фиг. 305,6 изображены правильная и не-
правильная установка труб.
При угловом положении осей накидной гайки и развальцованной
части трубы произойдет перетяжка одной стороны развальцованной ча-
сти и недостаточная затяжка противоположной стороны или соединение
станет невозможным.
Ниже указаны ориентировочные величины крутящих моментов для
затяжки гаек соединений трубопроводов. Величина этих крутящих мо-
ментов в два раза меньше моментов, допускаемых для гаек и болтов
того же диаметра.
28 1246
433
Внешний диаметр трубы в мм 6 8 10 12 14
Крутящий момент в кг^см 45—75 70—100 80—110 150—280 230—400
сечения, которые увеличивают сопротивление
Фиг. 306. Исправление вмятин на трубе.
На трубах не должно быть вмятин и других искажений поперечного
потоку жидкости, а также
уменьшают прочность
трубы. Вмятины следует
исправлять путем про-
таскивания калибровоч-
ного шарика (фиг. 306).
Перед установкой трубо-
проводы должны быть
продуты воздухом и про-
чищены протягиванием че-
рез них чистого полотна.
Длину отрезков труб до разъемов рассчитывают так, чтобы монтаж
и демонтаж не были связаны с демонтажом каких-либо агрегатов
самолета.
При монтаже труб следует избегать возвышений, в которых мог
бы скапливаться воздух, а также различных видов изгибов, препят-
ствующих сливу жидкости из системы (фиг. 307).
При выборе длины труб и их монтаже следует учесть возможность
температурных удлинений, а также производственных отклонений в дли-
не и положении труб, иначе будет нарушаться герметичность соеди-
нений.
Фиг. 307. Схемы установок трубопроводов.
Неправильно
Если на трубопроводе располагаются небольшие агрегаты (напри-
мер, клапаны) или переходные тройники и др., расстояние между опо-
рами должно быть уменьшено по сравнению с данными, приведенными
в табл. 11, на 20%.
Для удобства эксплуатации агрегаты и трубопроводы, принадле-
жащие к какой-либо одной системе, имеют цветную маркировку: основ-
ных систем — зеленую и голубую и резервных — желтую и красную.
434
Гибкие шланги
В том случае, когда возможно перемещение двух частей самолета,
к которым крепится трубопровод, необходимо применять соединения,
допускающие подобные перемещения. Одним из таких соединений яв-
ляется соединение с помощью гибкого резинотканевого трубопровода
(шланга).
Повреждения гибких шлангов в месте соединения их со штуцерами
обычно возникают под действием сил давления и веса, а также под дей-.
ствием изгиба шланга.
Число случаев повреж-
дения шлангов можно зна-
чительно сократить, руко-
водствуясь следующим пра- t
вилом: шланг в месте соеди-
нения должен свободно ви-
сеть и не подвергаться дей-
ствию изгиба от собствен-
ного веса. Схемы правиль-
ного и неправильного монта-
жа шлангов приведены на
фиг. 308. При монтаже, так
же как и при эксплуатации,
не должно происходить скру-
чивания шлангов. Для конт-
роля на шлангах рекомен-
дуется наносить краской
продольные полосы (вдоль
всего шланга). Трубопрово-
ды в месте присоединения к
ним шлангов должны иметь
опоры, разгружающие тру-
бы от нагрузок.
Резкие изгибы шлангов
Правильно Неправильно
Фиг. 308. Монтаж гибких шлангов
также недопустимы; радиус
изгиба шланга должен быть
не менее 9—10 размеров на-
ружного его диаметра.
Для предохранения от механических повреждений шланги должны
быть защищены оплеткой или чехлом.
Ниже приведены рекомендуемые радиусы изгиба шлангов со сталь-
ной оплеткой, употребляемых на современных самолетах для гидроси-
стем с давлением 150^-200 кг!см2.
Диаметр проходного сечения шланга в мм 4 6 8 10 12
Прямолинейный участок от конца криволинейной части в мм 50 50 50 75 75
Минимальный радиус изгиба шлан- • га в мм 100 125 150 150 200
При определении длины гибких шлангов следует учесть возмож-
ную их усадку в эксплуатации, которая может достигать 3—4% общей
длины шланга. Концы труб под шланг должны выполняться прямыми
на участке не менее двойной величины диаметра шланга.
28*
435
На фиг. 309, а—г показаны распространенные способы заделки
в шланг арматуры. Один из наиболее совершенных способов заделки
арматуры представлен на фиг. 309, а. Заделка осуществлена при по-
мощи зажимной обоймы 1 и ниппеля 2, на котором находится накидная
. гайка 5. Хвостовик ниппеля 2 выполнен в виде конуса и резьбовой ча-
сти, при помощи которой он соединяется с обоймой 1.
г)
Фиг. 309. Заделка гибкого шланга.
При монтаже шланг 4 ввинчивается в наконечник 1 до упора, после
чего в него в свою очередь ввинчивается ниппель 2, который своим ко-
ническим хвостовиком вминает шланг в канавки резьбы наконечника
и уплотняет соединение.
В заделке, представленной на фиг. 309, г, деталь 4 выполнена с не-
большим раструбом на правом конце, благодаря чему обеспечивается
плавный изгиб шланга.
436
Поворотные и пружинящие соединения труб
Так как при высоких давлениях в гидросистеме гибкие шланги не
могут обеспечить требуемой надежности, в последнее время стали при-
менять поворотные и различные жесткие пружинящие соединения из
стальных труб.
Схема типового поворотного
соединения, применяемого в си-
стеме с давлением 210 кг)см\ при-
ведена на фиг. 310.
Из пружинных соединений
наиболее простым является пру-
жина в виде прямой трубы, де-
формирующейся при движении
(повороте) цилиндра (фиг. 311,.а).
Так как цилиндр качается вокруг
оси /, то точка 2, в которой тру-
бопровод присоединен к цилинд-
ру, описывает дугу, а следова- Фиг. 310. Поворотное соединение,
тельно, трубу, если считать за-
жим ее в точке 3 жестким, можно рассматривать как консольную балку
длиной А, заделанную одним концом (фиг. 311, б).
Максимальное напряжение о у места зажима трубы и прогиб Ай
конца этой балки определяются по формулам
(462)
где L и Дй~ длина заделанной части и прогиб конца трубы;
Л*—сила, которую необходимо приложить к концу трубы для
создания указанного прогиба;
Е — модуль упругости материала;
момент инерции сечения трубы; для трубчатого поперечного
. сечения
Фиг. 311. Пружинное соединение трубопровода и
его расчетная схема.
г1 и г2~ внешний и внутрен-
ний радиусы стенки
трубы.
Так как пружиной в дан-
ном случае является труба,
предназначенная для работы
под высоким давлением жид-
кости, то допускаемое на-
пряжение следует уменьшить
на величину напряжения,
вызываемого выпрямляю-
щим действием давления
жидкости. Учитывая это, до-
пустимое напряжение изги-
ба трубопроводов следует
уменьшить до величины:
а) для трубы из алюминиевого сплава диаметром 10 мм при работе
под давлением 100 кг/см2 — до 600 кг!см2\
б) для трубы из нержавеющей стали диаметром 6 мм при работе
под давлением 200 кг!см2— до 1300 кг/см2 и для трубы диаметром
10 мм—до 1600 кг/см2.
437
Величины допустимых прогибов для практических целей могут быть
взяты из табл. 12. *
Таблица 12
Расстояние между Допустимый прогиб труб в мм при давлении
100 кг!см% 200 кг [см2
•опорами трубы L Трубопровод из Трубопровод из и Трубопровод из
мм алюминиевого сплава нержавеющей стали нержавеющей стали
0 10 мм 0 6 мм 0 10 мм
75 0,3 0,43 0,35 .
150 1,2 1,8 1,36
225 2,7 4 3,1
300 4,7 7,1 6,8
375 * 7,4 11,2 8,6
Ввиду того, что труба в рассматриваемом случае играет роль пру-
жины, на нее распространяются все требования, предъявляемые к пру-
жинам в отношении качества ее поверхности, количества циклов работы
и прочих параметров.
1)
Фиг. 312. Присоединения труб к силовому цилиндру
с поворотным движением.
Для разгрузки развальцованной части от сил изгиба трубу следует
крепить к цилиндру с помощью зажима, который воспринимал бы на-
грузку, возникающую при деформациях трубы.
В качестве второго типа пружинного соединения рассмотрим спи-
раль, изображенную на фиг. 312, а. Ввиду того, что эта трубчатая спи-
раль подобна обычной спиральной пружине, работающей на кручение,
расчет ведется по тем же формулам, которые применяются для расчета
пружин, работающих на скручивание. Однако при этом необходимо
учитывать трубчатость сечения проволоки, а также давление жидкости.
438
Для практических расчетов можно пользоваться данными по допу-
стимым углам закручивания, приведенным в табл. 13, где d — внутрен-
ний диаметр трубы, р — давление жидкости.
Таблица 13
f Диаметр спирали Трубопровод из нержавеющей стали Трубопровод из алюминиевого сплава
мм </—6 мм 6^=10 мм <7=10 мм
/7=200 кг)см2 /7=200 хг/сл/2 р=100 кг1см2
Угол закручивания одного витка в град.
75
100
125
150
1,97
2,62
3,28
3,93
2,08
2,60
3,11
2,52
3,15
3,78
Прогиб одного витка в мм
75
100
125
150
4,9
8,9
14,0
20,5
3,65
6,8
10,3
15,4
4,2
7,6
12,2
22,8
Спираль рассматриваемого соединения целесообразно размещать
так, чтобы центр витка (петли) пружины совпадал с центром поворота
цилиндра 1 (см. фиг. 312, а). Если цилиндр поворачивается на неболь-
шой угол, то центр витка можно расположить в точке, находящейся
ниже или выше центра вращения цилиндра, если только виток работает
в той же плоскости, в которой поворачивается цилиндр. Виток должен
быть зажат с обоих концов, т. е. в точках 2 и 3.
Третьим типом пружинного соединения трубопровода является
установка, выполненная по принципу спиральной пружины (см.
фиг. 312,6). Расчет такой пружины можно осуществить по тем же фор-
мулам, по которым рассчитывается обычная спиральная пружина. При
этом учитывают трубчатое сечение материала, из которого изготовлена
пружина, и распрямляющее действие давления жидкости.
Таблица 14
Диаметр спирали мм Трубопровод из нержавеющей стали Трубопровод из алюминиевого сплава
d=6 мм />=210 кг]см2 tZ=10 мм /7=210 кг[см2 ^=10 мм /7=105 кг/см2
Прогиб витка в мм
75 4,9 3,65 4.2
100 8,9 6,8 7,6
125 14,0 10,3 12,2
150 20,5 15,4 22,8
439
Данные по допустимому прогибу одного витка приведены в табл. 13
и 14, где d — внутренний диаметр трубы, р — давление жидкости.
Крайние витки трубы должны быть изогнуты по дуге большого ра-
диуса, которая обеспечивает наименьшую концентрацию напряжений;
зажим концов должен быть осуществлен в точках 1 и 2 (см. фиг. 312, б).
В последние годы находят применение гибкие (гофрированные)
трубопроводы (рукава) из нержавеющей стали, которые пригодны для
работы в условиях высоких температур (до SCXFC) и больших давлений
(до 4004-500 кг/ся2) жидкости.
Резервуары для жидкости
Минимальная емкость резервуара выбирается на 50% больше сум-
маркой емкости гидросистемы, но не меньше объема жидкости, прохо-
дящей через бак за 0,3—0,5 мин.
Резервуар должен быть сконструирован так, чтобы в нем обеспе-
чивался отстой жидкости и не было потерь ее при различных эволюциях
самолета в воздухе, а также сохранялся статический напор в заборных
штуцерах насосов.
Ввод жидкости в резервуар не должен вызывать вспенивания и за-
вихрения ее, ввиду чего ввод осуществляется ниже уровня жидкости
в баке. На вводном канале бака рекомендуется устанавливать сетчатое
устройство, которое дробило бы струю жидкости и тем самым уменьша-
ло бы ее завихрение.
Расположение и конструкция резервуаров должны быть такими,
чтобы были обеспечены контроль уровня жидкости и пополнение ею без
применения каких-либо дополнительных устройств.
Резервуар должен иметь дренажное отверстие (трубопровод) диа-
метром 24-5 мм, устроенное таким образом, чтобы не было потерь
жидкости при эволюциях самолета. Для устранения попадания в бак
пыли дренажные отверстия резервуаров должны быть снабжены воз-
душными фильтрами или клапанами.
Сливные горловины следует располагать в таких местах бака, что-
бы при замене масла происходило полное его опорожнение и не при-
ходилось бы для этого применять обтирочных средств, которые часто
являются одним из источников загрязнения масла.
В некоторых самолетах применяются герметичные резервуары,
в которых жидкость отделена от сжатого воздуха, создающего подпор
в линии всасывания насосов, плавающим поршнем (см. стр. 35).
Для изолирования жидкости от воздуха часто применяются систе-
мы с тремя резервуарами, два из которых являются расходными для
дублирующей системы и один — напорный предназначен для создания
подпора в первых двух. Оба расходных резервуара полностью запол-
няются жидкостью.
В нижнюю полость напорного резервуара, отделенную от верхней
плавающим поршнем, подается воздух под небольшим давлением для
создания подпора жидкости в верхней полости, соединенной с расход-
ными резервуарами.
В том случае, если поршень напорного резервуара переместится
в верхнее крайнее положение, что может произойти вследствие утечек
жидкости, он замкнет электрические контакты, в результате чего на-
сосы с помощью специальных электромагнитных клапанов переключа-
ются на аварийный трубопровод, а летчик получит соответствующий
сигнал.
Глава IX
ФИЛЬТРАЦИЯ ЖИДКОСТЕЙ
Загрязнение жидкостей, в качестве которых в самолетостроении в
основном применяются минеральные масла и их смеси, различными
примесями снижает надежность и срок службы гидравлических агре-
гатов. Механические частицы, попадая в рабочую жидкость, способст-
вуют разрыву масляной пленки, ухудшая режим смазки, а также мо-
гут вызвать заклинивание плунжерных пар гидроагрегатов и закупорку
дроссельных щелей и прочих каналов малого сечения.
Кроме того, взвешенные в потоке жидкости частицы производят
абразивное действие на кромки распределительных окон, в результате
чего перекрытие постепенно уменьшается. Загрязнение масла способ-
ствует также его окислению и коррозии деталей гидроагрегатов.
Применяемые фильтры столь сильно влияют на работу гидроагре-
гатов, что без преувеличения можно утверждать, что в зависимости от
качества фильтрации срок службы гидроагрегатов может быть увеличен
или понижен в несколько раз.
Фильтры должны устранять как начальное загрязнение системы,
так и загрязнение, происходящее во время ее работы в результате из-
носа деталей гидроагрегатов и попадания загрязняющих частиц извне.
Для уменьшения загрязнения гидроагрегатов в процессе монтажа
детали перед сборкой необходимо промыть в трихлорэтилене, обдуть
сжатым воздухом и смазать минеральным маслом. При этом не реко-
мендуется применять животные и растительные жиры, так как они при
старении интенсивно окисляются и вызывают коррозию металлических
деталей.
Загрязняющие примеси в основном состоят из продуктов окисле-
ния масла, находящихся в виде вязких включений, а также продуктов
износа деталей гидравлических агрегатов и посторонних частиц, попа-
дающих в масло извне.
Часть продуктов окисления растворяется в масле, а другая — на-
ходится во взвешенном состоянии.
Продукты износа деталей гидроагрегатов в основном представляют
собой мелкие частицы металла, окислов или мыл, находящихся во
взвешенном состоянии (небольшая часть мыл может растворяться в
масле). Во взвешенном состоянии в основном также находятся части-
цы, попадающие в масло извне, наиболее распространенными из кото-
рых являются абразивные частицы и волокна тканей.
Как нерастворимые, так и растворимые продукты загрязнения ма-
сел отрицательно влияют на срок службы гидравлических агрегатов,
причем если механические частицы, в особенности частицы неоргани-
ческого происхождения, повышают износ вследствие непосредствен-
ного абразивного действия, то растворимые продукты загрязнения по-
вышают износ в результате понижения смазывающих качеств масла,
441
а также вызывают коррозионный износ. Волокна тканей закупоривают
дроссельные каналы и щели и создают основу для последующего отло-
жения твердых частиц и вязких включений, которые в свою очередь
связывают и удерживают абразивные частички на рабочих поверх-
ностях.
Поскольку фильтрующие устройства самолетных гидравлических
систем основаны на механическом отделении от жидкости частиц
определенного размера, ими удаляются лишь не растворимые в масле
взвешенные составляющие загрязнения, а растворенные составляющие
не задерживаются фильтром и остаются в масле. Ограничение их кон-
центрации осуществляется периодической сменой масла.
В связи с этим следует указать, что в масле действующей самолет-
ной гидросистемы, содержание загрязнений обычно не превышает
~0,02 см?!л (0,002% по объему). Так, например, средняя концентра-
ция загрязнений в гидросистеме самолета Ил-14 после налета 969 час.
оказалась равной 0,0027 см?!л (0,00027% по объему). Концентрация
загрязнения в масле АМГ-10 в состоянии поставки по ГОСТ 6794—53
составляет от 0,00088 до 0,0013%.
При выборе фильтра следует иметь в виду количество и влияние
каждого вида загрязняющих примесей на систему, для которой осуще-
ствляется фильтрование. К сожалению, современные знания по вопро-
сам влияния размера и происхождения твердых частиц и их формы на
износ деталей гидроагрегатов недостаточны. Так, распространено мне-
ние, что износ деталей вызывается лишь неорганическими частицами,
а органические примеси даже снижают износ.
Твердые частицы размером меньше 1 мк практически считаются
допустимыми, однако в какой степени влияет на износ деталей умень-
шение или увеличение этого размера, не установлено. Подобные ма-
лые частицы неизбежны в масле, так как даже фильтрующий материал
с мельчайшей пористостью не может отделить частицы размером мень-
ше долей микрона. Фильтрацию принято считать удовлетворительной,
если размер капиллярных каналов фильтрующего материала не превы-
шает половины наименьшего зазора в скользящих'парах агрегата, для
которого предназначен фильтр.
Некоторые исследователи считают, что влияние загрязнений жид-
кости на трение и износ деталей уплотнительной пары равнозначно
влиянию равновеликих по размеру неровностей от обработки этих де-
талей. Если исходить из этого, то загрязнения (включения) размером
меньше 1 мк не должны сильно отражаться на трении и износе. Од-
нако подобное предположение требует экспериментальной проверки.
Бесспорно лишь то, что абразивные включения, превышающие раз-
мер толщины масляной пленки, будут повышать износ деталей. Тол-
щина этой пленки крайне разнообразна и зависит от вязкости масла,
усилий и создаваемых ими контактных давлений деталей, имеющих
относительное перемещение, а также от скорости перемещений.
Измерения, которые удалось произвести, показывают, что эти
пленки могут иметь толщины более 1 мк, а следовательно, твердые
включения в масле размером больше 1 мк нежелательны.
МЕТОДЫ ФИЛЬТРОВАНИЯ
Под названием «фильтр» будем понимать устройство, в котором от
жидкости отделяются взвешенные частицы посторонних веществ вслед-
ствие различия размеров этих частиц и проходных капиллярных кана-
лов фильтрующей перегородки (фильтрующего материала).
Следует сказать, что в некоторых случаях применяются магнит-
ные фильтры, которыми из фильтруемой жидкости извлекаются сталь-
442
ные частицы. Ввиду того, что в самолетной практике эти фильтры рас-
пространения не получили, рассматривать их не будем.
В ряде машин применяются также центробежные маслоочисти-
тельные устройства, которые хотя по тонкости очистки масел от взве-
шенных частиц и уступают бумажным фильтрам, однако они лучше, чем
последние, удаляют из жидкости мелкие неорганические частицы с
большим удельным весом, которые оказывают на детали гидроагрегатов
большее, чем органические частицы, абразивное действие.
В качестве фильтрующих материалов и элементов применяют ме-
таллические сетки из обычной и витой проволоки, пакет из тонких ме-
таллических пластин, а также различные ткани, войлок, бумагу, кера-
мические и бумажные набивки, пористые металлы,
пластмассы и др.
В соответствии с видом применяемых фильтрую-
щих материалов фильтры можно разделить на два
основных типа: в первом частицы загрязнителя задер-
живаются преимущественно на поверхности фильтру-
ющего материала, а во втором — в порах капилляров
этого материала, расположенных на большей или
меньшей глубине от поверхности. Фильтры первого
типа получили в практике название поверхностных и
второго — глубинных.
Типовая схема капилляра однослойного фильтра,
под которым будем понимать канал, идущий сквозь
толщу слоя фильтрующего материала, приведена на
фиг. 313. Как видно из этой схемы, сечение капилляра
поры
капилляр
Фиг. 313. Схема
фильтрующего ка-
пилляра.
по длине имеет
сужения (поры) и расширения, от количества которых, а также от их
размера, формы и однородности зависят тонкость фильтрации и сопро-
тивление фильтра.
Очевидно, что для повышения качества фильтрации желательно
применять фильтры с минимальными размерами пор, способные от-
фильтровать (задерживать) мельчайшие частицы. Однако при этом
уменьшается удельный расход жидкости через фильтр, тогда как для
получения максимальной эффективности желательно, чтобы поток
жидкости через фильтр, при данном перепаде давления и размере филь-
тра, был максимальным. Следовательно, материалы фильтрующих
элементов должны быть максимально проницаемыми, но способными
задерживать возможно малые частицы твердых веществ. Поэтому та-
кой материал должен иметь мельчайшую однородную сетку с макси-
мальной площадью ячеек и количеством их на единицу поверхности
материала.
Для сравнения различных фильтрующих материалов по тонкости
фильтрации и гидравлическим характеристикам обычно пользуются
следующими критериями:
1) коэффициентом очистки (фильтрации), представляющим собой
отношение количества отфильтрованных частиц загрязнения к количе-
ству загрязнений, содержащихся в той же единице объема нефильтро-
ванной жидкости;
2) удельным расходом жидкости (пропускной способностью) через
единицу поверхности фильтра при перепаде давления 1 кг/см2 и вяз-
кости фильтруемой жидкости 1 пз.
Каждый из этих критериев в отдельности не может полностью ха-
рактеризовать фильтрующий материал, поэтому тот или иной мате-
риал следует выбирать с учетом указанных характеристик.
Коэффициент очистки, характеризующий тонкость фильтрации,
определяется микроскопическим анализом проб фильтра и не фильт-
443
рованной жидкости, загрязненной искусственно введенным загрязни-
телем постоянного гранулометрического состава. Из микрофотогра-
фий этих проб жидкости определяется количество частиц загрязнителя
в поле зрения микроскопа отдельно для пробы фильтрата и нефильтро-
ванной жидкости. Затем определяются количества или суммарные
объемы частиц загрязнителя в пробах фильтрата (w2) и нефильтро-
ванной жидкости (wi), разность которых = —w2 составляет объем
отфильтрованного загрязнителя. Отношение w3/wi представляет собой
указанный коэффициент:
= -^2-. (463)
W1 W1
Важным фактором, определяющим качество фильтра, является
также интенсивность закупорки его капилляров, от которой зависит
частота смены фильтрующего элемента.
Свойства абсорбции фильтрующих материалов
Характеристики фильтрующих элементов могут быть изменены
применением материалов, обладающих абсорбционными качествами-
Абсорбция является функцией поверхностного взаимодействия
между фильтрующей средой и соприкасающимися с ней частицами,
возникающего под действием перепада давления. Механизм этого
взаимодействия упрощенно может быть представлен как действие элек-
трических зарядов разных знаков, которые возникают на частичках,
загрязняющих жидкость, и на материале фильтрующего элемента; по-
тенциал этих зарядов будет для практических перепадов давления тем
большим, чем больше перепад. Свойства абсорбции становятся прак-
тически заметными при перепаде давления выше 0,5 кг[см2.
Благодаря указанному взаимодействию фильтрующий элемент за-
держивает мелкие частицы и коллоидные вещества. Испытания подоб-
ных фильтров показывают, что они отфильтровывают самые мелкие
частицы, которые в фильтрах без абсорбционной активности легко бы
прошли через поры. Так, например, продукты окисления масла в виде
угольных частиц размером, не превышающим долей микрона, проходят
через самые качественные глубинные фильтры. Эти продукты можно
отфильтровать лишь при абсорбционной активности элемента, благо-
даря которой, а также благодаря смолистым продуктам окисления про-
исходит коагуляция частиц угля в более крупные шарики, задерживае-
мые фильтром.
Опыты показывают, что различные материалы обладают различ-
ной абсорбцирующей способностью, причем наибольшей — целлюлозные
волокна и бумага.
В абсорбирующих фильтрах используются также прочие пористые
вещества: древесный уголь, силикагель, диатомит и др., обладающие
селективным свойством поглощать имеющиеся в жидкости примеси.
Следует указать, что при использовании фильтров с абсорбцион-
ным фильтрующим элементом необходимо предусмотреть, чтобы силы,
действующие на частицы при движении жидкости, соответствовали
силам, возникающим в абсорбционной среде, так как при высоких ско-
ростях частицы твердых веществ будут смываться с поверхности
фильтровального элемента.
Абсорбирующие фильтры не рекомендуется применять для жид-
костей, содержащих присадки и ингибиторы, которые легко могут быть
поглощены абсорбентом, от чего физико-химические свойства жидкости
ухудшаются.
444
Измерение частиц загрязнителя
Измерение количества и размеров* твердых частиц, находящихся
в фильтруемой жидкости и в фильтрате, обычно осуществляется при по-
мощи микроскопа методом осаждения этих частиц.
Следует отметить, что существует также метод измерения частиц,
находящихся во взвешенном состоянии, с помощью оптического при-
бора, путем сравнения с эталоном. Однако этот метод требует спе-
циального оборудования, ввиду чего распространения не получил.
Применяемый при испытаниях искусственный загрязнитель (шлам)
должен быть таким, чтобы частички его максимально приближались к
сферической форме,- при которой они легче отличаются от других про-
дуктов, благодаря чему их можно измерить с большей точностью, чем
частицы неправильной формы.
Как показывает опыт, наиболее подходящим для этой цели мате-
риалом является цинковая пыль, частицы которой диаметром от 1 до
0,1 мк имеют сферическую форму.
Для испытаний фильтров тонкой очистки с предельными разме-
рами пор, равными 0,44-0,5 лгк, можно рекомендовать цинковую пыль
диаметром частичек от 0,3 до 0,8 мк при концентрации загрязнителя
0,0074-0,01 г на 1 л испытываемой жидкости.
В качестве искусственного загрязнителя применяется также смесь,
состоящая по объему из 50% мелкой пыли и 50% карбонильной желез-
ной пудры; загрязнитель содержит 95% частиц размером до 5 мк и 5%
частиц размером 54-40 мк. Подобный искусственный загрязнитель до-
вольно точно соответствует естественному загрязнителю, выделенному
из жидкости самолетной гидросистемы после 50 часов работы при на-
земных испытаниях.
В США и Англии для испытаний фильтров используется в качестве
материала, загрязняющего жидкость, стеклянные шарики диаметром
от 2 до 15 мк. Подобный загрязнитель допускает многократное его при-
менение, так как шарики после эксперимента легко выделить из фильт-
рующей среды. При указанном способе измерения частиц проба за-
грязненной жидкости, подлежащая анализу, отстаивается, с тем чтобы
твердые частицы выпали из жидкости и осели на дно мензурки,
на котором помещаются несколько стекол, предварительно покры-
тых прозрачным жидким клеем, не растворяющимся в фильтруемой
жидкости.
Для качественного анализа необходима соответствующая выдерж-
ка времени, для того чтобы все частицы выпали из жидкости; величина
этого времени определяется высотой столба жидкости и характеристи-
кой частиц загрязнителя. После того как частицы осядут на дно, жид-
кость сливается и стекла с налипшими частицами шлама просуши-
ваются.
Размер й количество частиц удобнеё определить, если среднее рас-
стояние между частицами будет больше десятикратного размера их
диаметра или равно ему; последнее достигается путем соответствую-
щего выбора в пробах жидкости, подлежащих анализу, концентрации
загрязняющего продукта независимо от концентрации их в испытатель-
ной системе. Для получения этой требуемой концентрации исследуемые
пробы жидкости разбавляют чистой жидкостью, количество которой
учитывается при определении загрязненности проб жидкости.
Анализ осадка для установления абсолютного значения величин
частиц и распределения их по размерам можно провести путем микро-
фотографии осадка шлама на стекле или измерением их под микро-
скопом с увеличением не менее чем в 250 раз с помощью специальных
‘масштабных сеток.
445
ОСНОВНЫЕ ВОПРОСЫ ТЕОРИИ ФИЛЬТРОВАНИЯ
Поток жидкости через
применяющихся жидкостей
ния будет ламинарным.
, В соответствии с этим
кону Пуазейля:
капилляры фильтрующего материала для
и возможных в практике перепадов
давле-
расход через капилляр определится
по за-
~pdA
128р. Z,
(464>
расход жидкости и перепад давления;
где qx и р — соответственно
L и d — длина и диаметр капилляра;
у. — вязкость жидкости.
Это уравнение применимо и для каналов некруглых поперечных
сечений, например для капилляра с эллиптической формой поперечного
сечения, при которой .за диаметр d можно взять среднее значение боль-
шой и малой осей.
Допуская, что капилляры расположены равномерно по фильтрую-
щей поверхности F с количеством капилляров z на единицу этой по-
верхности и средняя длина капилляра L пропорциональна толщине
фильтрующего слоя h, расход жидкости через указанную фильтрую-
щую поверхность можно выразить уравнением
npcflzF
(465>
где t — коэффициент пропорциональности:
t=-~.
h
Обозначив значение постоянных параметров для данного филь-
трующего материала, входящих в уравнение (465), через коэффициент
пропорциональности с, это уравнение можно привести к виду
q~cpF,
(466>
где
nd4 г
С =-----------.
128|Л/г
Последнее уравнение показывает, что расход жидкости с постоян-
ной вязкостью через данный фильтр должен быть прямо пропорцио-
нальным перепаду давления и 'площади фильтрующего элемента.
Однако опыты показывают, что в некоторых случаях расход жид-
кости пропорционален перепаду давления не в первой, а в некоторой
степени п, значение которой зависит от материала фильтрующего эле-
мента, а также от природы загрязняющих веществ (шлама) и степени
загрязнения.
В соответствии с этим уравнение расхода жидкости можно пред-
ставить в общем виде:
(467)
где Cj — коэффициент пропорциональности, подобный аналогичному коэф-
фициенту уравнения (466), но учитывающий также и природу
шлама;
s — толщина осадка;
п —константа, зависящая от природы загрязнителя (шлама) и типа
фильтрующего материала.
446
Нарушение линейной зависимости расхода жидкости в функции
перепада давления в основном вызывается изменением сечения капил-
ляров, происходящего в результате деформации вязкого шлама и ма-
териала фильтрующего элемента при увеличении перепада давления.
Так как расход жидкости пропорционален по закону Пуазейля
диаметру этих отверстий в четвертой степени, изменения их размеров,
даже ничтожные по величине, должны влиять на расход жидкости.
Но этой причине при испытаниях наблюдаются значительные от-
клонения от линейного закона расхода в функции перепада давления.
Так, например, при испытаниях металлических (жестких) фильтров
на жидкостях, загрязненных вязкими и клейкими осадками, наблюда-
лись значения показателя степени п,
равные 1,7; 2,1 и 2,3, т. е. величина дав-
ления жидкости входила в уравнение
для вычисления расхода практически
в квадрате.
‘Подобная аномалия может быть
объяснена тем, что указанный осадок,
который при низком давлении запол-
няет фильтрующие капиллярные про-
токи и суживает их сечение, при повы-
шении давления продавливается через
эти проходы,-в связи с чем сечение ка-
пилляров увеличивается, что приводит
к степенной зависимости изменения
расхода жидкости от давления. В слу-
чае осадка типа абразива, т. е. зерни-
стого характера,, и жесткого (сетчато-
го) фильтра размер капилляра при уве-
личении перепада давления не увели-
чивался, а следовательно, сохранялась
линейная зависимость расхода жид-
кости от давления, т. е. показатель сте-
Перепад давления в нг/м2
Фиг. 314. Кривая расхода жидкости
через фильтр из нейлоновой ткани.
пени п был практически равен единице.
С другой стороны, при испытаниях
иных фильтров и при иных загрязне-
ниях наблюдается обратная картина. При испытаниях фильтров из
нейлонового материала на жидкости, загрязненной абразивом, показа-
тель степени п оказывается несколько меньше единицы, что подтверж-
дается кривой, приведенной на фиг. 314.
Наблюдения также показывают, что эти отступления от линейной
зависимости не являются следствием перехода к турбулентному по-
току жидкости. Наиболее вероятной причиной этого нарушения линей-
ности является то, что нейлоновая нить фильтрующего элемента, со-
стоящая из нескольких волокон, при увеличении перепада давления
сплющивается и уменьшает таким образом сечение капилляра, а следо-
вательно, уменьшает величину потока (расхода). При снижении пере-
пада давления упругая нить принимает первоначальную форму и рас-
ход возрастает.
Испытания указанных фильтров проводились также на жидкости,
загрязненной некристаллическим, легко сжимаемым шламом (типа
смолы), который, однако, имел такую вязкость, что не продавливался
при данном перепаде давления через капиллярные отверстия филь-
трующего элемента. Сечения этих отверстий в результате сжатия
осадка шлама при увеличении перепада давления уменьшились на-
столько, что при некотором давлении показатель степени п оказался
равным 0,27, т. е. скорость фильтрации изменялась примерно пропор-
ционально корню четвертой степени от давления.
447
Нарушение линейности может произойти вследствие изменения се-
чения ячеек фильтра из-за вытяжки или усадки под действием перепада
давления фильтрующей поверхности. Кроме того, нарушение линейности
может усиливаться при некоторых типах фильтрующего материала так-
fl 0,1 0,2 0,3
Перепад давления в кг/см2
Фиг. 315. Кривые расхода в функции
перепада давления.
же вследствие извилистости капилля-
ров и наличия в них большого количе-
ства расширений и сужений (пор),
ввиду чего сопротивление капилляра
будет не только вязкостным, как это
принято выше, а в нем в большей или
меньшей степени будет присутствовать
сопротивление, вызванное ускорениями
частиц жидкости (потерями на удар).
Однако следует отметить, что ука-
занные выше случаи нарушения линей-
ной зависимости расхода через фильтр
в функции перепада давления не яв-
ляются характерными для типовых
фильтров и загрязнений жидкости са-
молетных гидросистем. Испытания
фильтров показывают, что для боль-
шинства применяющихся в самолетных
гидросистемах фильтрующих материа-
лов расход жидкости через фильтр при
распространенных перепадах давления
практически прямо пропорционален перепаду давления (фиг. 315), что
свидетельствует о ламинарности потока жидкости. Различие в характе-
ристиках фильтрующих материалов из пористого металла обусловлено
разными размерами зерен, из которых спрессованы эти материалы.
РАСПРОСТРАНЕННЫЕ ТИПЫ ФИЛЬТРОВ
Провол 04 н ы е фильтры. Фильтрующие элементы этих
фильтров представляют собой либо фабричную плетеную металличе-
скую сетку (ГОСТ 6613—53), припаянную к силовому каркасу той или
иной формы, или проволоку, навитую на специальный цилиндрический
каркас. Первые фильтры обычно называются сетчатыми (фиг. 316, а)
и вторые — проволочными.
Проволочные фильтры изготовляются из обычной проволоки или
из проволоки переменного сечения; в первом случае величина фильтрую-
щего зазора определяется удаленностью одной проволоки от другой
(величиной шага навивки), а во втором — проволока укладывается
вплотную, при этом величина зазора определяется конфигурацией (мест-
ными утолщениями) проволоки.
Сетчатые фильтры часто выполняются с двух- и трехслойными
фильтрующими элементами, размер ячеек которых часто уменьшается
по потоку жидкости.
Фильтровальные качества сеток (тонкость фильтрации и расход
жидкости) характеризуются как величиной ячейки в свету, так и «плот-
ностью» или значением живого их сечения на единицу поверхности; по-
следний параметр выражается через коэффициент k> представляющий
собой отношение площади живого сечения F к общей площади сетки F\
(468)
448
Если число проволок z на длине I и диаметры проволоки по основе
и утку сетки равны между собою, значение коэффициента k может быть
выражено уравнением
dz \2
(469J
где / — длина (и ширина)
d, г —диаметр проволоки
куска сетки в мм;
и число проволок на длине I в мм.
I
Фиг. 316. Сетчатый (а)
и бумажный (б) фильтры.
Обозначив величину стороны ячейки в свету через а, получим вы-
ражение для коэффициента k живого сечения сетки в процентах:
k=^ = (——\ 100%.
F \a+d)
(470)
Для сравнительной оценки поверхностных фильтров можно поль-
зоваться приведенным ниже выражением для расхода жидкости, выте-
кающим из закона Пуазейля:
(471)
где Q —расход масла через поверхностный фильтрующий элемент в л)мин;
F—общая площадь фильтрующей поверхности в см2;
р, — коэффициент абсолютной вязкости масла в пз при температуре
фильтрования;
а —коэффициент удельного расхода (пропускной способности), выра-
женный в л!мин и отнесенный к единице фильтрующей поверх-
ности (1 см2), при перепаде давления 1 кг!см2 и абсолютной
вязкости масла, равной единице, в л)см2.
Значение этого коэффициента определяется экспериментальным
путем для конкретного фильтрующего материала.
Ниже в табл, 15 приведены значения этого коэффициента для ме-
таллических сеток (номер сетки показывает величину стороны ячейки
в свету в мм).
29 1246
449
Таблица 15
4 № сетки а л /СМ2 № сетки а Л)СМ2
Один слой Два слоя Три слоя Один слой Два слоя Три слоя
018 3,50 2,10 1,30 0085 1,04 0,86 0,60
015 2,60 1,30 1,16 0075 1,04 0,56 0,50
0125 2,10 1,04 0,86 0063 0,80 0,56 0,41
0105 1,50 1,04 0,68 0045 0,53 0,23 0,18
Если в предыдущее выражение вместо общей площади сетки F под-
ставить ее живое сечение F0=kF, то получим
Q = «o —> (472)
где а0—~.
k
Если под сеткой находится перфорированная опора, то площадь
сетки следует брать в 1,24-1,1 раза больше расчетной.
Фильтры также характеризуются следующими параметрами:
а) пропускной способностью (расходом) фильтра, отнесенной
к 1 см2 общей площади:
<7 = — л/мин ‘СМ2
и соответственно к 1 см2 площади живого сечения:
= л1мин-см2;
б) скоростью течения жидкости через фильтрующий элемент:
и— —— м1сек и йа=—— м!сек.
1 0 6ЛО 1
(473)
(474)
(475)
Ниже в табл. 16 приведены результаты испытаний проволочных се-
ток, расположенных на решетке с отверстиями диаметром 20 мм; испы-
тания проведены на веретенном масле при перепаде давления 0,3 кг/см2.
Параметры испытанных сеток приведены в табл. 17.
Испытания, проведенные при перепадах давлений от 0 до 1,2 кг!см2,
показали, что удельный расход жидкости в пределах этих перепадов,
отнесенный к единице площади сетки (1 см2), представляет линейную
зависимость от перепада. Однако удельный расход через сетки различ-
ных номеров, имеющих одинаковые по величине значения коэффициен-
та k живого сечения, различен, причем более высоким расходом обла-
дают сетки, имеющие большие по величине отверстия (ячейки) в свету.
Так, например, расходы сеток № 006 и 015, имеющие одинаковый коэф-
фициент Лг = 0,36, отличаются во столько раз, во сколько отличаются
размеры их ячеек, т. е. в 2,5 раза.
На фиг. 317 приведена кривая расхода масла, имеющего кинемати-
ческую вязкость v=l,3 см21сек, в функции перепада давления, через
однослойный фильтрующий элемент с сеткой № 008; площадь фильтра
f=10 см2.
Расход через многослойные сетки уменьшается примерно в .число
раз, равное числу слоев.
Процесс фильтрования жидкости сопровождается засорением филь-
трующего элемента, которое вызывает при постоянном расходе жидкости
450
Таблица 16
№
сетки
Коэффи-
циент
живого
сечения
k в 96
/=30°С; |л=5,98 пз
/=50° С; ,6 пз
q
л/мин-см2
а
л^см2
*0 о
л/см2
Я
AjMUH'CM2
л\см2
а0
Л 1см2
004
0045
005
006
0071
0085
010
015
018
020
025
28
29,8
31,0
36,0
31,4
32,0
34,6
36,0
33,8
36,7
43,3
0,147
0,178
0,258
0,374
0,370
0,471
0,566
0,930
1,01
1,17
2,03
2,90
3,50
5,07
7,35
7,25
9,25
ИЛ
18,2
19,8
23,0
40
10,3
11,8
16,5
20,6
23,3
29,0
32,3
51,0
58,5
62,5
92,0
0,419
0,485
0,845
1,27
1,22
1,71
1,87
3,73
3,96
4,15
7,50
2,26
2,64
4,60
6,90
6,60
9,90
10,4
20,1
21,7
22,5
40,7
8,1
9,1
14,7
19,0
21,0
29,0
30,0
56,5
64,0
61,5
94,0
Примечание. Значения коэффициентов вычислялись
Q qp q& . t Л)
7= —; ; ао= —г; «= •
F р pk г
по выражениям:
Таблица 17
№ сетки Размер ячейки в свету мм Диаметр проволоки мм Число про- волок на 1 см Число ячеек на 1 см2 Коэффициент живого сечения k в %
004 0,04 0,03 143 20450 28
0045 0,045 0,035 125 15000 29,8
005 0,05 0,035 118 13 900 31
006 0,06 0,04 100 10 000 36
0071 0,071 0,055 80 6400 34,4
0085 0,085 0,065 66,6 4 430 32
01 0,1 0,07 58,8 3 460 34,6
015 0,15 0,10 40,8 1670 36
018 0,18 0,13 32,3 1040 33,8
020 0,20 0,13 30,3 918 36,7
025 0.25 0,13 26,4 694 43,3
повышение перепада давления или при постоянном перепаде — сниже-
ние расхода через фильтр. Ввиду этого при выборе размеров фильтрую-
щего элемента необходимо учитывать изменение указанных параметров
вследствие загрязнения жидкости. При этом следует также учитывать,
что по мере накопления на фильтрующей поверхности осадка сопротив-
ление потоку увеличивается, однако тонкость фильтрования будет по-
вышаться. Очевидно, что указанное явление будет зависеть от характера
загрязнения и может быть оценено лишь для конкретных рабочих
условий.
1246 29* 451
В связи с этим сравнительные оценочные параметры а и значения
гидравлических характеристик, полученные при лабораторных испыта-
ниях, должны быть соответственно уменьшены с учетом выбранного ми-
нимального времени работы фильтра между очистками.
Так как в процессе загрязнения фильтра растет перепад давления на
фильтрующем элементе, необходимо обеспечить достаточную его проч-
ность и жесткость. Расчет на прочность фильтрующего элемента осуще-
ствляется при максимальном перепаде давления на полностью загряз-
ненном фильтре с открытым перепускным клапаном. Давление открытия
перепускного клапана обычно составляет 150—200% перепада давления,
на который рассчитан фильтр; величина этого перепада обычно выби-
Фиг. 317. Характеристика
расхода сетчатого фильтра.
рается равной 1ч-2 кг/см2.
Вопрос о сроках работы фильтров в на-’
стоящее время изучен недостаточно, поэтому
время работы фильтра между очистками уста-
навливается на основании результатов экс-
плуатационных испытаний. В качестве пред-
посылки для установления срока службы
фильтра между очистками принимают загряз-
нение 75% площади живого сечения поверх-
ности фильтра, сопровождающееся повыше-
нием сопротивления потоку жидкости.
В соответствии с этим площадь поверхно-
сти фильтра, вычисленная при выбранных ве-
личинах расхода, коэффициента вязкости, пе-
репада давления и удельного расхода (про-
пускной способности) фильтрующего материа-
ла, должна быть увеличена в четыре раза,
с тем чтобы в процессе работы при загряз-
нении 75% поверхности фильтра обеспечи-
вался
требуемый при допустимом перепаде давления расход жид-
кости.
У некоторых из существующих фильтров площадь поверхности пре-
вышает расчетную в десятки раз, что свидетельствует, с одной стороны,
о стремлении увеличить продолжительность работы фильтра между
очистками или заменой фильтрующих элементов и, с другой стороны, ’
о трудности учета всех факторов, влияющих на работу фильтра (кон-
центрация загрязнителя в жидкости, интенсивность износа, условия экс-
плуатации и др.).
В действительности 1 см2 сетки при работе на маслах с вязкостью
до 2 пз может задержать не более 0,1 г твердой фазы загрязнений,
после чего требуется промывка или замена сетки. В случае масел вы-
сокой вязкости (ц>2 пз) засорение фильтра наступает при значительно
меньшем (в 10 и более раз) количестве осадков. Кроме того, это коли-
чество осадков определяется также размером ячейки фильтрующего
элемента и увеличивается с увеличением последнего.
Для повышения срока службы фильтра необходимо уделять осо-
бое внимание чистоте системы — не допускать заправки в систему неот-
фильтрованного масла, своевременно заменять изношенные уплотнения,
следить за тем, чтобы при демонтаже и монтаже агрегатов в трубопро-
воды и агрегаты не попадали пыль, песок и другие загрязнители.
Применение фильтров с двухслойными сетками значительно повы-
шает интенсивность и тонкость очистки. Так, например, фильтрат за-
грязненного масла, пропущенный через однослойную сетку № 0071, со-
храняет мутный вид, тогда как эта же сетка в два слоя дает чистый
фильтрат.
Следует иметь в виду, что фильтр со сравнительно крупными ячей-
ками задерживает значительную часть даже таких частиц, которые по
452
размерам могли бы пройти через эти ячейки, в особенности, если пере-
пад давления, а следовательно, и скорость течения жидкости неболь-
шие. Очевидно, что за один проход жидкости в фильтре задержатся не
все мелкие частицы, но большая их часть; за несколько проходов будет
отфильтрована большая часть частичек, причем процент отфильтрован-
ных частичек повышается по мере того, как их размер приближается
к размеру капилляров и пор фильтра.
Последнее подтверждается результатами испытаний сетчатых
фильтров. В частности, испытания показали, что если принять количе-
ство примесей (по весу), задержанных за один проход каждой из испы-
танных сеток, за 100%, то количество частиц, размеры которых оказа-
лись меньше размеров отверстий ячеек в свету для данной сетки, будет
следующим:
№ сетки 006 0085 01 015 018 02
Количество задержанных сеткой частиц, размеры ко- торых меньше размеров от- верстий сетки в свету,в % 10 25 36 43 65 55
Фильтрующий элемент проволочных фильтров изготовляется из про-
волоки круглого или трапециевидного сечения, которая навивается на
цилиндр, имеющий на поверхности окна. В первом случае проволока
укладывается в винтовую канавку на цилиндре с шагом, обеспечиваю-
щим заданный зазор между витками, и во втором — виток к витку
(вплотную), а зазор между витками (фильтрующая щель) обеспечи-
вается тем, что на проволоке имеются местные утолщения (выступы).
Общая поверхность подобного фильтра вычисляется по формуле
F=0,01tfZ)7/ сл2, (476)
где D — диаметр барабана, на который навивается проволока, в мм;
Н — высота поверхности навивки в мм.
Применительно к указанным фильтрам различают коэффициенты
живого сечения фильтра k и фильтрующей поверхности (6ф.п), кото-
рые определяются как отношения
(477)
где 5 — фильтрующий зазор (высота выступа трапециевидной проволоки)
в мм;
t — шаг навивки в мм; для круглой проволоки t = d + s и трапецие-
видной t—s;
s —высота проволоки трапециевидного профиля в мм;
г/— диаметр проволоки в мм;
Fo —суммарная площадь всех фильтрующих зазоров в см2;
F0K —суммарная площадь всех окон в см2;
F—общая поверхность фильтра в см2.
Минимальный размер фильтрующего зазора 6 равен 0,04—0,05 мм.
В табл. 18 приведены результаты лабораторных испытаний при
р = 0,3 кг!см2 проволочного фильтра, имеющего следующие параметры:
/7 = 31 мм; £>=96 мм; 6 = 0,07 мм; £=93,5 см2; £0=21,9 см2 и 6 = 0,234.
Испытания показывают, что проволочные фильтрующие элементы
с зазором 0,07 мм загрязняются полностью при количестве примесей на
единицу поверхности, равной 0,0016 г/см2, причем 50% (по весу) ча-
стиц примесей по размерам меньше фильтрующей щели.
453
Пластинчатые фильтры. Фильтрующий элемент (пакет)
этих фильтров состоит из набора пластин 3 (фиг. 318), разделенных
проставочными пластинами 2, толщина которых определяет размер
фильтрующей щели. Очистка фильтрующего пакета производится
щетками /.
Таблица 18
Коэффициент
абсолютной
вязкости
масла [х
пз
Я
Л)мин‘СМ2
л) см2
а0
Л 1см2
5,98
3,37
1,6
0,014—0,019
0,024—0,038
0,050—0,056
0,29—0,33
0,27—0,33
0,27—0,32
1.2-1,4
1,2-1,4
1,2-1,4
Пластинчатые фильтры просты в эксплуатации, допускают отно-
сительно высокий перепад давления и пригодны для работы при высо-
ких температурах жидкости, а также отличаются высокой для данного
габарита фильтрующего пакета пропускной способностью. Однако эти
фильтры применимы лишь для относительно грубой очистки — частицы
менее 0,04—0,05 мм они практически не задерживают. Недостатком ука-
занных фильтров является также и то, что при очистке фильтрующего
пакета в чистую жидкость могут попасть'механические частицы, застре-
вающие между пластинами.
Высота Н фильтрующей части пакета и его поверхности F вычис-
* ляются по выражению
//=0,1 [z$ + 8(z — 1)] см и F = 0,01к£)// см2.
(478)
где D и s — внешний диаметр и толщина пластины в мм;
г —количество пластин в пакете;
8 —толщина прокладки между пластинами (т. е. фильтрующий
зазор) в мм.
Живое сечение фильтрующей поверхности пакета
r0=0,0UD8(z— 1) см2.
(479)
Коэффициент живого сечения пластинчатого пакета
Живое сечение пакета с учетом щеток ножей уменьшается, и в этом
случае коэффициент вычисляется по формуле
(481)
где ф° — центральный угол щели, закрываемый щеткой.
Распространение получили фильтры с зазором 0,12-?-0,18 мм; тол-
щина щетки 0,1—0,12 мм; толщина пластин 0,5 мм; количество пластин
в пакете до 1100 и более; перепад давления — до 4 кг/см2.
В табл. 19 приведены характеристики некоторых отечественных
однопакетных фильтров этого типа, применяемых в условиях работы
на масле марки «Индустриальное 20» при температуре 50° С (v = 20 сст)
и перепаде давления 2 кг/см2.
На фиг. 319 и в табл. 20 приведены результаты испытаний на про-
пускную способность пластинчатых фильтров, при перепаде давления
0,3 кг)см2 (D— 112 мм; s = 0,5 мм).
454
Фиг. 318. Пластинчатый фильтр.
0,08 0,12 0,16 0,20 0,24 0,28 0,32 0,36
Фильтрующий зазор S мм
Фиг. 319. Пропускная способность
(удельный расход) 1 см2 живого сече-
ния пластинчатого фильтрующего эле-
мента.
455
Таблица 19
D мм В мм ММ см2 и Q л)мин Я л\мин см2
56 0,08 160 300 35 0,11
56 0,12 160 300 50 0,16
56 0,20 160 300 70 0,23
34 0.08 80 75 8 0,11
34 0,12 80 75 12 0,16
34 0,20 80 75 18 0,24
Таблица 20
Размер
фильтрую-
щего зазора
мм
Коэффици-
ент живого
сечения
k в %
Я
л/мин-см2
л] см2
«0 А
Л 1см2
1—50° С; ^—1,6 пз
Я
л)мин-см2
/=30° С; 1х=5>98 пз
0,12 19 0,067 1,34 7,1 0,224 1,19 6,3
0,18 25,6 0,125 2,49 9,7 0,497 2,65 10,3
0,24 31,4 0,255 5,08 16,2 0,99 5,28 16,8
0,30 34,5 0,364 7,25 21,0 . 1,40 7,46 21,6
0,36 36,3 0,638 12,7 35,0 2,37 12,65 34,8
и
На фиг. 320 и в табл. 21 приведены
подоб-
результаты испытании
ногр фильтра, имеющего следующие параметры: D = 34,7 мм; s = 0,2 мм;
U = 6,18 мм; 6 = 0,19 мм; /г = 0,49 и Г0=32,8 см2 при перепаде давления
0,3 кг/с.иг.
Таблица 21
Вязкость масла р. пз Я л/мин-см2 <70 л} мин-СМ2 а л} СМ2 а0 л/см2
5,98 0,27 0,54 5,3 10,7
3,37 0,44 0,90 4,9 10,0
1.6 0,82 1.7 4,4 9,0
Зависимость пропускной способности (расхода) пластинчатых
фильтров от перепада давления имеет практически линейный характер.
Так, например, при испытании на гидравлическое сопротивление фильт-
ра, имеющего параметры 6 = 0,12 мм\ z=161; D= 112 мм (живое сече-
ние щелей патрона = 67 см2) на масле МК-22 (абсолютная вязкость
11=0,9027 пз при /=42° С) были получены следующие данные по сопро-
тивлению (в м вод. ст.) в функции расхода:
Потеря напора в м вод. ст.
Расход масла в л/мин
9,8 39 68 100 124
153
4,45
7,85
10,75
456
Минимальное значение фильтрующего зазора 3 в рассматриваемых
самоочищающихся фильтрах определяется толщиной прокладки между
пластинами, значение которой в свою очередь лимитируется прочностью
щеток для очистки фильтра. Поэтому наи-
более распространены фильтры с зазором
3=0,12 мм и реже с зазором 3=0,08 мм.
Испытания показывают, что пластинча-
тые фильтрующие элементы с зазором
6=0,19 мм задерживают лишь часть частиц
(75%), размер которых превышает 200 мк.
Ввиду этого фильтры с подобными зазора-
ми могут быть рекомендованы лишь для
грубой очистки или в том или ином сочета-
нии с фильтрами более тонкой очистки.
Один из конструктивных вариантов решения
этого вопроса представлен на фиг. 321;
фильтр 1 — пластинчатый и фильтр 2 — бо-
лее тонкой очистки.
Одновременно следует отметить, что
сетчатые и пластинчатые фильтры имеют
минимальное по сравнению с остальными
фильтрами сопротивление. Сравнительные
испытания сетчатого фильтра с сеткой
№ 008 (см. также фиг. 317) и пластинчато-
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,5
Перепад давления ьркг/см2
Фиг. 320. Пропускная способ-
ность пластинчатого фильтра
в функции перепада давления.
го, имеющего зазор между фильтрующими
пластинами 0,08 мм, показали, что сопротивление 0,2 кг/см2 при расходе
масла (вязкость v=l,3 см2)сек) 8 л)’мин соответствует в сетчатом одно-
слойном фильтре фильтрующей поверхности Г= 10 см2 и в пластинча-
том — фильтрующему пакету с поверхностью, равной F=80 см2.
Фиг. 321. Фильтр двойной очистки.
Для повышения тонкости фильтрования самоочищающихся пла-
стинчатых фильтров применяют фильтры этого типа, выполненные по
схеме, представленной на фиг. 322. Фильтрующий пакет состоит из на-
бора пластин и прокладок; последние представляют собой те же пла-
457
стины, но меньшего диаметра: внешний диаметр прокладки меньше
внутреннего диаметра пластины на величину двойного фильтрующего
зазора, величина которого в этом
случае может быть доведена до
Фиг. 322. Схема пластинчатого фильтра
тонкой очистки.
8=0,02-7-0,03 лш.
Фильтры тонкой ОЧИСТ-
КИ. К фильтрам тонкой очистки от-
носятся фетровые, бумажные, тка-
невые, а также фильтры другой
группы — глубинные.
Структура фетровых фильтров
подобна структуре бумажных, одна-
ко по относительно большой толщи-
не материала они могут быть отне-
сены к глубинным фильтрам.
Ниже приведены результаты ис-
пытания фетрового фильтрующего
элемента:
Диаметр частиц
загрязнителя
мк
Число частиц загрязни-
теля в пробе до фильтра Wj
Число частиц загрязните-
ля после фильтра
Коэффициент очистки
/г 1 W2
Wx
1006
943
0,11
100
88
0,12
19
12
0,37
10
2
0,8
64
1
0,984
Существующие бумажные фильтры отфильтровывают за один про-
ход значительную часть (75%) твердых включений размером 3—5 мк.
Так, например, из 76 частиц этого’размера, приходящихся на условную
единицу объема фильтруемой жидкости, в фильтрате после разового
прохода через фильтр было обнаружено 18 частиц, т. е. коэффициент
очистки за один проход составил 76% этих частиц:
/=1 ^ = 1 —I?» 0,765.
76
Ниже в табл. 22 приведены величины коэффициентов очистки неко-
торых отечественных фильтровальных бумаг; бумага пропитана 15%-ным
раствором бакелитового лака марки А.
Таблица 22
Фильтровальная бумага Эффективный размер частиц мк Коэффициент очистки Wj
АФБ-1 5 0,726
АФБ-1к 5 0,768
АФБ-2 5 0,698
АФБ-2к 5 0,755
458
Эти фильтры за несколько проходов отфильтровывают включения
размером выше 1 мк. По данным иностранной печати, вызывающим
сомнения, качественная фильтровальная бумага отфильтровывает за
несколько проходов включения выше 0,5 мк.
Фильтровальная бумага изготовляется из волокон чистого хлопка,
дающих мельчайшую однородную сетку. Размер пор качественной бу-
маги обычно не превышает 0,5 мк.
Так как бумага склонна под воздействием тепла и жидкости к раз-
рыхлению с понижением механической прочности, то для увеличения
прочности ее пропитывают маслостойкой смолой, которая увеличивает
механические свойства без существенного изменения структуры пори-
стости. В частности, широко применяются пропитка бумаги 15—20%-ным
раствором бакелитового лака в
спирте.
Кроме того, для увеличения
прочности фильтрующего элемента
бумага наклеивается на ткань с
большими ячейками, которая слу-
жит силовым каркасом.
Для увеличения фильтрующей
поверхности фильтровальная ткань
или бумага собираются в складки
той или иной формы, поддерживае-
мые металлическим каркасом (см.
фиг. 316,6). Благодаря этому удает-
ся получить большую фильтрующую
поверхность при минимальных габа-
ритах фильтра.
Так, например, если выпрямить
бумажный фильтрующий элемент
фильтра среднего размера, то его
длина составит ^3 м.
Удельный расход q л/минем2
Фиг. 323. Кривые удельного расхода для
фильтрующего элемента из бумаги мар-
ки АФ6-1.
Для повышения тонкости филь-
трования применяются многослой-
ные бумажные фильтры, в которых жидкость проходит последовательно
через несколько слоев.
Испытания показывают, что тонкость фильтрования качественных
бумажных фильтров значительно выше, чем фильтров иных типов, в том
числе и распространенных войлочных и фетровых фильтров, при отно-
сительно равных сроках их службы. Однако бумажные фильтры обла-
дают высоким сопротивлением.
На фиг. 323 представлена кривая расхода жидкости (л/лшн) на
единицу поверхности (си2) фильтрующего элемента из бумаги (АФБ-1)
в функции перепада давления (ка/сж2); испытания проведены на мине-
ральном масле, имеющем кинематическую вязкость v=l,5 см2/сек.
Глубинные фильтры. Глубинными фильтрами, как уже было
указано, называются фильтры, в которых жидкость проходит не через
один или несколько слоев фильтрующего материала, а через толщу
фильтрующего элемента, изготовляемого в большинстве случаев путем
прессования массы этого материала в соответствующие формы. В этих
фильтрах жидкость проходит через извилистые и относительно длинные
капиллярные каналы переменного сечения, т. е. с большим количе-
ством пор, в которых задерживается значительная часть частиц
по размеру в несколько раз меньше сечения капилляров и их пор.
Пористость фильтрующего материала можно определить по увели-
чению веса после пропитки фильтруемой жидкостью. Объем жидко-
459
сти, проникшей в поры, можно принять равным объему пор и рассчи-
тать по формуле
п
где О2 и О2 —вес образцов фильтрующего материала до и после погру-
жения в жидкость;
объемный вес жидкости.
Глубинный фильтрующий элемент (фиг. 324) состоит из спрессо-
ванного волокнистого материала или из керамики, а также из пористого
металла, пластмассы и т. д. В качестве волокнистого материала обычно
применяется текстиль, войлок, бумага, целлюлоза и другие пористые
материалы. Твердой набивкой служит обожженная глина, пористый ме-
талл, пластмасса и пр. Подобные фильтры обеспечивают тонкость филь-
трования до размера частиц 1—3 мк.
Распространены также фильтрующие элементы из пористого ме-
талла, получаемого
собе к спекаемому
Фиг.
324. Глубинный
фильтр.
способом порошковой металлургии. При этом спо-
металлическому порошку добавляется порошкооб-
разное вещество с зернами правильной шарооб-
разной формы, которое при спекании спрессован-
ной смеси переходит в газообразное состояние,
оставляя внутри спекшегося металлического кус-
ка пустоты, соединенные канальцами. Хотя неко-
торые из этих канальцев при спекании закупори-
ваются, значительная часть их остается откры-
той, в результате чего получается металлический
элемент с большей или меньшей, в зависимости
от отношений составных компонентов, проницае-
мостью.
Очевидно, что соответствующим подбором
компонентов и соотношения их объемов можно
получить фильтрующий элемент с минимальными
размерами пор при относительно высокой прони-
цаемости элемента. Ясно, что стабильность филь-
тровальных качеств в этом случае ниже, однако
по сравнению с рассмотренным выше способом
этот способ требует меньших затрат.
Фильтры глубинного типа, каждый капилляр
которых имеет большое количество пор, доходя-
щее до сотни и более, можно сравнить по эффек-
тивности фильтрования с многослойными фильт-
поверхностных типов с той же длиной капилляров и количеством в
рами
их пор. Вследствие того, что пористый фильтрующий материал пред-
ставляет собой массу со сложной сетью каналов, установить для них
‘кон' мерность и дать аналитическое выражение для характеристики
потока практически невозможно.
Градиент давления по длине х для рассматриваемого случая в об-
щем виде можно выразить уравнением
= с , (482)
dx рВ3 \ у. /
где р — давление жидкости;
х — переменная длина;
р. — вязкость жидкости;
р —плотность жидкости;
8 —некий линейный размер, характеризующий капилляр;
F— неизвестная функция;
460
и — средняя скорость жидкости;
с —константа.
Испытания пористых материалов показывают, что для малых ско-
ростей (при малых числах Рейнольдса) это уравнение имеет вид
dp ,
----— = const —
dx S2
и- для некоторых высоких скоростей
dp . ри2
----—= const -— .
dx S
(483)
(484)
Следовательно, в первом случае наблюдается линейная зависимость
расхода в функции перепада давления и во втором — степенная.
Исследования фильтрующего
элемента из металлических ша-
риков (фиг. 325), для которого
можно выбрать линейный размер
для определения числа Рейнольд-
са, показывают, что переход от
линейной зависимости к степенной
начинается при относительно не-
высоких значениях чисел Рей-
нольдса. Так, например, если чис-
ло Рейнольдса принять равным
Re = , (485)
где D — диаметр шарика;
и — скорость потока;
р и ц — соответственно плотность
и коэффициент абсолют-
ной вязкости жидкости,
то переход к степенному закону
наблюдается уже при Re 4.
Анализ результатов опытов,
а также теоретические исследова-
ния показывают, что квадратич-
ный закон сопротивления в этом
случае обусловлен в основном по-
терями вследствие сжатия и рас-
ширения сечений элементарных
струек жидкости, которым под-
вергается струйка при протоке
через фильтр.
Очевидно, что вследствие че-
редований сужений и пасптип^ий
капиллярных каналов сопротив-
ление их потоку обусловлено как
Перепад давления крнг/см2
Фиг. 325. Расчетная схема {а} и ха-
рактеристика расхода (б) для фильт-
рующих элемент^ металлических
шариков.
вязким сопротивлением, так и инерцией жидкости, причем при малых
скоростях будет преобладать первый и при больших скоростях — вто-
рой вид потерь.
В соответствии с этим уравнения (483) и (484) можно преобразо-
вать, включив параметр б в неизвестные константы:
= ар-д -h ppu2
(486)
где а — коэффициент вязкого сопротивления по длине канальцев;
1246
461
Р — коэффициент сопротивления, обусловленного ускорениями по-
тока жидкости.
Коэффициент р характеризует степень извилистости и изменений се-
чений каналов, определяющих ускорения, сообщаемые потоку жидкости.
В выражении обычного понятия потери кинетической энергии этот коэф-
фициент будет эквивалентен некоторому числу сжатий и расширений
струи жидкости на единицу пути.
Значения указанных коэффициентов могут быть определены лишь
экспериментально.
Глубинные фильтры из волокнистой фильтровальной массы наибо-
лее пригодны для отфильтровывания смол и других вязких включений,
при этом наиболее совершенными являются глубинные фильтры с пере-
менной в направлении течения жидкости пористостью фильтровальной
массы. В таких фильтрах масса с большими порами располагается у по-
верхности подвода фильтруемой жидкости и по направлению потока
жидкости постепенно переходит к более плотной массе. Подобные фильт-
ры отличаются относительно высоким по сравнению с фильтрами по-
стоянной плотности сроком службы и тонкостью фильтрации.
Для предохранения системы и защиты фильтра от повышенного
давления служат перепускные клапаны.
Глубинные фильтры, в особенности фильтры с текстильной набив-
кой, отличаются высокими фильтрующими качествами, однако вслед-
ствие относительно легкой закупорки капилляров и пор отфильтровы-
ваемыми продуктами приходится часто заменять фильтрующий
элемент, ввиду чего они могут применяться лишь в гидросистемах или от-
дельных агрегатах, требующих особо тонкой фильтрации. Кроме того,
перепад давления в таких фильтрах вследствие более высокого сопро-
тивления будет выше, чем в фильтрах поверхностных типов. Поэтому
их целесообразно применять для окончательного фильтрования вместе
с фильтрами менее тонкой очистки.
Металлокерамические фильтры. К группе глубинных
фильтров относятся также распространенные в практике фильтры
с фильтрующими элементами из спекшихся металлических шариков,
а также различные металлокерамические и керамические фильтры.
Эти фильтры получают в авиации все большее распространение в связи
с тем, что применяемые в настоящее время для тонкой очистки масел
бумажные фильтры не всегда удовлетворяют требованиям в отношении
температур, в которых приходится работать гидравлическим системам
современного скоростного самолета (см. стр. 5). Как известно, бумаж-
ные фильтры пригодны для работы при температурах, не превышаю-
щих 130—140° С. Металлические и металлокерамические фильтры при-
меняются для работы в условиях высоких температур (до 600—650° С),
а при соответствующем выборе материала — в условиях агрессив-
ных сред.
Металлические и металлокерамические фильтры изготовляются из
самых различных металлов и их соединений, обладающих свойствами
металла. Для изготовления металлических фильтров широко приме-
няется бронза (с содержанием олова 8—41%), углеродистые и нержа-
веющие стали, титан, карбиды титана, вольфрама и другие металлы.
Самолетные фильтры с пористым металлическим фильтроэлемен-
том, изготовляемым спеканием бронзового порошка, выпускаются про-
мышленностью на расход до 200 л!мин с рабочим давлением до 280 кг/сл2;
они задерживают 100% частиц размером 5ц и 98% частиц размером 2ц.
Керамические фильтры изготовляются из порошков стекла, кварца,
фарфора и др., которые размалываются и просеиваются для отделения
фракций требуемых размеров. При этом из фарфорового порошка мож-
462
но получить средний размер (диаметр) пор фильтрующего элемента
0,6—0,7 мк. Минимальный размер шариков металлического исходного
материала мк, что соответствует условному диаметру пор фильтрую-
щего элемента ~0,5 мк. Металлические фильтры часто снабжаются
магнитными вставками (ловушками), которые задерживают стальные
частицы до поступления жидкости в основной фильтр и тем самым об-
легчают условия работы последнего.
' В тех случаях, когда электромагнитные механизмы гидросистемы
помещают непосредственно в жидкости, применение подобных лову-
шек особенно целесообразно, так как мельчайшие стальные частицы,
находящиеся в рабочей жидкости и пропускаемые фильтрами, втягива-
ются в поле электромагнитного механизма и, скапливаясь на магнитах
и якоре, могут вывести их из строя.
Что касается равномерного распределения в фильтрующем мате-
риале поровых каналов, то наиболее целесообразной является шарооб-
разная форма зерен исходного порошка. Размеры пор металлических
фильтров определяют исходя из максимального диаметра частицы, ко-
торая может пройти в зазоре между тремя плотно уложенными шари-
ками (см. фиг. 325, а). Теоретические расчеты показывают, что при пра-
вильной шарообразной форме исходного порошка и точечном контакте
шариков максимальный линейный размер пор, т. е. максимальный услов-
ный диаметр частицы загрязнителя, которая может пройти через пору,
можно вычислить по> выражению
rf=0,155£>, (487)
где d— условный линейный размер поры;
D — диаметр зерна (шарика) исходного порошка.
Следовательно, тонкость фильтрования, характеризующаяся раз-
мерами частиц загрязнителя, задерживаемых фильтром, находится
в прямой зависимости от величины зерен исходного порошка.
Максимальный линейный размер пор в действительности оказы-
вается несколько меньшим своего теоретического значения вследствие
шероховатости зерен и отклонения их от правильной шарообразной
формы, а также ввиду того, что контакт между зернами происходит не
в одной точке, а по некоторой поверхности, величина которой зависит от
условий изготовления. Таким образом максимальный диаметр пор с уче-
том этого условия можно принять равным
d^0,lZ), (488)
т, е. фактический диаметр поры материалов, полученных путем спека-
ния и прессования, составляет 10% диаметра шарика (зерна) исходного
материала.
Однако подобный металлический фильтр благодаря застойным зо-
нам, образующимся при обтекании жидкостью шарообразных зерен, за-
держивает значительное количество частиц с размерами, меньшими диа-
метра поры, даже за один проход жидкости.
Фильтры тонкой очистки получают обычно прессованием порошков;
в пресс-формах под давлением 500—4000 кг!см2 с последующим спека-
нием в нагревательной печи. Спекание порошков осуществляется также’
пропусканием через них электрического тока. Шариковые брикеты спе-
каются в атмосфере инертного газа или в условиях вакуума. Для полу-
чения фильтров весьма тонкой очистки исходные порошки прокатыва-
ются холодным способом в листы толщиной 0,4—1,0 мм, из которых
можно изготовить фильтрующий элемент, аналогичный по конструкции
бумажным элементам (см. фиг. 316,6); вес одного квадратного метра
такого материала составляет 2,9—4,8 кг.
46&
Предел прочности при растяжении пористого металла, изготовлен-
ного методом спекания шариков, составляет 3—5 кг/мм2', относительное
удлинение при растяжении от 3 до 15%.
Шариковые брикеты должны быть испытаны на возможность отде-
ления шариков на вибрационных установках при пульсациях давления
и резких изменениях температуры. Частота вибраций ~200 гц\ пере-
грузка 15—50g. Кроме того, шариковые фильтры подвергаются им-
пульсным испытаниям длительностью 100 000 циклов нагружения давле-
нием от 0 до 240 кг/см2 при частоте пульсаций давления 6 гц.
Для получения высокого удельного расхода фильтра необходимо,
чтобы после спекания шариков максимальное количество пор проходило
от одной его поверхности к противоположной и было сведено до мини-
мума количество так называемых «слепых» (т. е. открытых только с од-
ной стороны) и внутренних (не сообщающихся с поверхностью) пор. Это
достигается применением специальных наполнителей, которые в про-
цессе спекания распадаются с образованием жидкой или газообразной
фазы, препятствующей закупорке пор.
Коэффициент удельного расхода фильтра сохраняет при распро-
страненных перепадах давления постоянное значение, поэтому гидрав-
лическая характеристика фильтра представляет собой в этой области
практически прямую линию и отклоняется от нее лишь при значитель-
ных перепадах давления (см. фиг. 325, б). Так как отдельные поры этого
фильтрующего элемента представляют собой ряд расположенных одно
за другим расширений и сужений, то потери энергии при прохождении
жидкости через фильтр будут складываться из потерь на трение и на
удар. Поскольку структура потока в порах ламинарная, потери на тре-
ние представляют собой линейную функцию скорости жидкости, а по-
тери на удар, как известно, пропорциональны скоростному напору по-
терянной скорости. При малых перепадах давления до тех пор, пока
скорость, потерянная в местных расширениях и сужениях пор, незна-
чительна, основную часть потерь энергии в фильтре составляют потери
на трение жидкости, и рассматриваемая характеристика фильтра близка
к линейной. С ростом перепада давления потери на удар, возрастающие
пропорционально квадрату скорости, нарушают линейность характери-
стики фильтра.
Из фиг. 325, б видно, что у фильтров с большим диаметром шари-
ков отклонения характеристики от линейного закона происходят при
меньших перепадах давления, чем у фильтров с меньшими диаметрами
шариков. Это явление можно объяснить тем, что у первых фильтров по-
тери на трение составляют по сравнению со вторыми меньшую
часть от суммарных потерь, а большую часть составляют потери на
удар, ввиду чего линейный участок характеристики у этого фильтра
короче.
В соответствии с этим удельный расход фильтра снижается с умень-
шением диаметра поры, которое достигается применением более мелкого
исходного порошка при сохранении суммарной площади поперечного
сечения пор (живого сечения фильтра), что объясняется как повыше-
нием потерь на трение вследствие увеличения внутренней поверхности
пор, так и ростом потерь на удар из-за увеличения общего количества
местных сужений и расширений в отдельной поре.
Трение жидкости о стенки пор можно уменьшить улучшением каче-
ства поверхности этих стенок. Поэтому при изготовлении фильтров тон-
кой очистки, имеющих малые диаметры пор, внутренние поверхности
поровых каналов покрывают тонким слоем расплавленного металла (пу-
тем конденсации паров этого металла в порах), что позволяет снизить
трение жидкости о стенки пор и повысить таким образом расход
фильтра.
464
К преимуществам металлических фильтрующих материалов отно-
сится то, что они допускают механическую обработку, опрессовку, пайку
и спекание, благодаря чему из них можно изготовлять фильтрующие
элементы различной формы, в том числе элементы в виде тонкостенного
цилиндра.
Фильтрующие элементы из этого материала часто выполняются та-
ких размеров и конфигурации, что их можно установить непосредственно
в штуцерах, по которым подводится жидкость к отдельным гидроагрега-
там, требующим тонкой очистки.
Эти фильтры допускают регенерацию путем прокаливания в потоке
горячего газа или изменением направления потока жидкости, а также
регенерацию электрохимическими способами.
Как металлические, так и керамические фильтры отличаются высо-
ким коэффициентом очистки (фильтрации) жидкости. Благодаря тому,
что диаметр пор здесь определяется диаметром исходных шариков, по-
добный фильтрующий материал характеризуется высокой однород-
ностью структуры в отличие от бумажных и прочих мягких материалов,
в которых размеры отдельных поровых каналов могут намного превы-
шать средний размер пор.. Преимуществом рассматриваемых фильтров
является также то, что их можно изготовить с любой гарантированной
тонкостью фильтрования, которая достигает в некоторых промышлен-
ных образцах 0,5 лос.
Испытания показывают, что фильтры из бронзовых шариков с услов-
ным диаметром пор 5 мк (со средним диаметром гранул 50 мк) задер-
живают за один проход 100% частиц размером 5 мк и 98% частиц раз-
мером 2 мк.
Капиллярные фильтры отделяют от рабочей жидкости нераствори-
мые в ней другие жидкости, имеющие более высокий удельный вес; на-
пример, они могут отделить до 99,9% содержащейся в масле воды.
В табл. 23 приведены результаты испытаний металлокерамических
фильтров с диаметром гранул исходного порошка 0,06 и 0,2 мм.
Таблица 23
Размер гранул исходного порошка
0,06 мм
Размер гранул исходного порошка
0,2 мм
Диаметр частиц за- грязнителя мк . Число частиц в пробе жидкости Диаметр частиц за- грязнителя мк Число частиц в пробе жидкости
до фильтро- вания после фильт- рования до фильтро- вания после фильт- рования
3 943 278 3 1117 697
5 10Э 21 5 153 40
10 19 0 10 25 2
15 10 0 15 16 1
20 64 0 20 37 1
25 54 0 25 39 4 0
Сравнительные испытания различных фильтрующих материалов
показывают, что металлокерамические фильтры с размером гранул ис-
ходного порошка 0,06 и 0,1 мм по тонкости фильтрования превосходят
даже такие качественные фильтрующие материалы, как фильтроваль-
ный картон и специальная фильтровальная бумага.
Указанные металлокерамические фильтры с диаметром гранул ис-
ходного порошка до 0,1 мм полностью отфильтровывают за один проход
все частицы размером 10 мк и выше, т. е. имеют коэффициент очистки
30 1246
465
при этом размере загрязнителя равный единице, тогда как картон и луч-
шая фильтровальная бумага (типа АФБ-1) имеют коэффициент очистки
при этих частицах соответственно 0,83 и 0,82; коэффициенты очистки
металлической сетки с ячейками 15 мк в свету и фетра для этого загряз-
нителя соответственно составляют 0,8 и 0,53.
Однако эти фильтры уступают бумажным по величине удельного
расхода (пропускной способности). Так, например, удельный расход
фильтров из бронзовых шариков указанного размера составляет
~0,01 л!мин • см2, тогда как расход фильтровальной бумаги АФБ-1к,
которая обеспечивает такую же тонкость (10 мк) фильтрования, состав-
ляет 0,03 л/мин • см2, т. е. удельный расход этой бумаги в 3 раза выше
расхода металлического фильтра.
В табл. 24 приведены сравнительные данные по величинам удельного
расхода основных фильтрующих материалов при перепаде давления
1 кг! см2.
Таблица 24
Удельный
расход q
Л\МПН-СМ2
0,014
0,03
0,063
0,14
0,3
0,26
0,27
Фильтрующий материал
Коэффициент
абсолютной
вязкости жид-
кости р.
пз
Бумага АФБ-1к
Бумага АФБ-1
Бумага АФБ-2
Шелковое полотно
Фетр толщиной 5 мм
Спрессованные бронзовые
шарики 0 0,2 мм
Навитая профилированная
проволока с фильтрующим за-
зором 0,08 мм
0,36
0,36
0,36
0,6
0,6
0,3
0,36
Ниже в табл. 25 приведены результаты испытаний металлических
и бумажных фильтрующих элементов, проведенных с целью установ-
ления закона изменения удельного расхода q единицы поверхности эле-
мента в зависимости от объема V загрязненной жидкости, пропущенной
через ту же единицу поверхности; испытания проведены при концентра-
ции загрязнителя 0,00123% по объему и при перепаде давления
Др=1 кг/см2.
Таблица 25
Фильтрующий элемент из спрессованных металли- ческих шариков 0 0,2 мм Фильтрующий элемент из бумаги АФБ-1
V л!см2 q Л)MUH- СМ2 V л/см2 q Л: мин -СМ2
0,024 0,073 0,03 0,082
0,062 0,023 0,075 0,056
0,088 0,021 0,109 0,01
0,090 0,006 0,121 0,002
466
Металлические капиллярные фильтры, задерживающие частицы
размером менее 10 мк, не рекомендуется применять в системах с корро-
зийно активной жидкостью.
Схема фильтрования
Применяются схемы фильтрования всего потока жидкости или части
его. Первая схема называется схемой последовательного и вторая — па-
раллельного включения фильтра.
При последовательном включении фильтра вся жидкость, нагне-
таемая в систему насосом или возвращаемая из системы в бак, прохо-
дит через фильтр. При параллельном включении фильтра лишь неко-
торая часть жидкости (из сливной или нагнетательной магистрали) про-
ходит через фильтр, а остальная возвращается в бак неотфильтрованной.
Схема последовательного включения фильтра более совершенна,
так как обеспечивает непрерывное фильтрование всей жидкости, уча-
ствующей в циркуляции, однако в этом случае фильтр должен быть рас-
считан на полный расход жидкости при допустимом перепаде давления.
Ввиду этого применение фильтра тонкой очистки, который имел бы
одновременно небольшие габариты и требуемую пропускную способ-
ность, часто бывает затруднительно.
Следует также учитывать, что при установке на нагнетающей ли-
нии фильтр будет находиться под рабочим давлением, что потребует
соответствующей прочности и жесткости корпуса фильтра. При уста-
новке фильтра на сливной линии создается подпор жидкости в слив-
ной магистрали, который в отдельных случаях нежелателен.
Тонкое фильтрование части потока применяется для особо тщатель-
ной очистки той жидкости, которая поступает в ответственные гидро-
агрегаты, а также для профилактической очистки жидкости гидроси-
стемы. Очевидно, что фильтрование части потока непосредственно не
предохраняет гидроагрегаты от попадания в них твердых частиц, но
систематическая тонкая очистка части потока уменьшает общую загряз-
ненность масла мелкими частицами и улучшает санитарные условия
работы гидроагрегатов. Для фильтрования части потока обычно приме-
няются глубинные фильтры. В гидросистемах целесообразно применять
одновременно обе схемы фильтрования: для фильтрования всего пото-
ка— фильтр, имеющий относительно высокую пористость, и для защи-
ты особо ответственных агрегатов — фильтры тонкой очистки.
Место для установки фильтра последовательного включения (пол-
ного расхода) выбирают исходя из следующих соображений. Для пре-
дохранения насоса, наиболее чувствительного к загрязнениям гидроси-
стемы, фильтр желательно было бы устанавливать на всасывающей ли-
нии насоса. Однако* ввиду того, что фильтр увеличивает сопротивление
всасывающей линии и тем самым ухудшает условия заполнения насоса,
от этого способа установки фильтра приходится отказываться. Уста-
новка фильтра на нагнетающей линии перед распределительным устрой-
ством хотя и предохраняет все агрегаты гидросистемы, кроме насоса,
однако сам фильтр будет находиться под рабочим давлением, что потре-
бует обеспечения его прочности, а это в свою очередь связано с увели-
чением его веса. Установка фильтра на сливной линии, хотя непосред-
ственно и не предохраняет агрегаты от загрязнения, однако имеет пре-
имущества, основное из которых заключается в том, что фильтр в этом
случае не препятствует всасыванию и не находится под рабочим
давлением.
Применяют также другие схемы включения фильтров, позволяющие
уменьшить размеры фильтра или действующее в нем давление.
Фильтры устанавливать в магистралях, в которых направление по-
тока жидкости меняется, не рекомендуется, так как для этого потребует-
ся фильтр сложной конструкции.
30*
467
t
Фильтры должны быть такими, чтобы при замене фильтрующего
элемента не требовалось демонтировать фильтр и разряжать гидроси-
стему. Для запирания жидкости в системе при замене фильтрующих
элементов последние снабжаются автоматическим блокирующим
устройством.
Формулы для практического расчета фильтров
Потери напора при проходе жидкости через фильтр можно вычис-
лить лишь в тех случаях, когда известны размеры и геометрические
формы отверстий или каналов фильтрующего элемента. Так, например,
можно более или менее точно вычислить эти потери в сетчатом и пла-
стинчатом элементах, а также в элементе из металлических шариков.
Для других элементов приходится пользоваться экспериментальными
данными.
Потери напора Др в однослойном сетчатом фильтре можно рассчи-
тать по формуле
где С —коэффициент сопротивления;
-( — объемный вес жидкости в кг/м3;
и — скорость течения жидкости, отнесенная ко всей площади сетки,
в м сек.
Для случая Re—-^->-400 значение коэффициента сопротивления
(489)
где Ло —площадь сечения проходных отверстий (ячеек) сетки;
F—полная площадь сетки;
d — диаметр проволоки сетки;
V —коэффициент кинематической вязкости жидкости.
Значения £ в зависимости от отношения FJF приведены ниже.
FtfF 0,25 0.3 0.35 0.4 0,45 0.5 0,55 0.6 0,65 0,7 0,75
10 6,4 4,3 3.0 2,2 1,65 1,26 0,96 0,75 0,58 0,44
При Re<400 значение для £ принимается равным = где Y] —
поправка на влияние Re. Значение этой поправки приводится ниже.
Re 50 100 150 200 300 400
•<) 1,44 1,24 1,13 1,08 1,03 1,01
Потерю напора можно также вычислить по данным табл. 15 и 16.
Поверхность сетчатого фильтра обычно выбирают такой, чтобы она
превышала площадь входного отверстия в корпусе (или площадь сече-
ния трубы) в 40—50 раз.
468
Потерю напора в пластинчатом фильтре находят из выражения
D
0,06^Qy In —
--------------- кг 1см2,
KS3ng
(490)
где у — коэффициент кинематической вязкости в см2/сек;
D и d— внешний и внутренний диаметры фильтрующего пакета вТм;.
s — размер щели между пластинками (толщина промежуточной
пластинки 4, см. фиг. 318) в см;
п — количество щелей (промежуточных пластин);
Q — расход жидкости через фильтр в смР/сек;
Y — объемный вес в кг]см\ i
Для расчетов пластинчатых фильтров могут быть также использо-
ваны данные таблиц 19, 20 и 21.
Значения расхода и сопротивления для фильтров с порами и ка-
пиллярами, не поддающимися измерению, подбираются эксперимен-
тально (см. табл. 22 и фиг. 323 и 325).
Снятие характеристик фильтров
На фиг. 326 показана типовая схема установки для испытания
фильтров и фильтрующих элементов.
Испытываемые плоские образцы 9 фильтрующего элемента уста-
навливают в испытательной камере 10 с внутренним диаметром 50 мм*г
при испытании других фильтрующих элементов вместо камеры 10 при-
меняют соответствующую камеру
или натурный фильтр.
Расход испытываемого филь-
тра измеряется с помощью сосуда
\13 и перепад давления — с помо-
щью ртутного манометра 11. Дви-
жение фильтруемой жидкости осу-
ществляется поршневым насосом
17 с регулируемой производитель-
ностью, который забирает жид-
кость из бака 16 и подает к испы-
тательной камере 10 через стен-
довый фильтр тонкой очистки 3
или в обход последнего, что до-
стигается при помощи кранов
2 и 4.
Ц 5 6 789 W
Фиг. 326. Схема установки для испытаний
фильтров.
Жидкость подается через дополнительный фильтр 3 при снятии ха-
рактеристик насоса и испытательной системы.
В рассматриваемой схеме предусмотрен ввод в бак 16 загрязнителя
жидкости и постоянная циркуляция в нем жидкости для поддержания
загрязняющих частиц во взвешенном состоянии, которая осуществляет-
ся специальным насосом 1, Для равномерного распределения загряз-
нителя в системе применяют также ультразвуковые вибрации.
Для того чтобы можно было визуально наблюдать за действием
фильтра, основные узлы установки изготовлены из стекла.
Испытательная установка допускает реверсирование потока для
очистки испытываемого фильтра, достигаемое при помощи кранов 5, 7,
8, 14 и 15.
Образцы фильтрата (после фильтрования) и фильтруемой жидко-
сти (до фильтрования) для анализа берутся одновременно из крана 12
и трубопровода 6.
Проверка срока службы фильтров. Схема испыта-
тельной установки для проверки срока службы фильтров приведена на
469
фиг. 327. Через испытываемый фильтр 2 насосом 9 прокачивается опре-
деленное количество загрязненного масла, забираемого из бака 8. По
показаниям манометров 3 и 4 наблюдают повышение перепада давле-
ния: при повышении давления до величины, равной давлению настройки
Фиг. 327. Схема установки для
испытаний фильтров.
лишь разницей, что давление во
равным 3,5 кг/см2. Испытания в
перепускного клапана, фильтр счи-
тается истощенным.
Тонкость фильтрования проверяет-
ся отбором проб фильтрата из мерного
бачка 5. Поток жидкости через фильтр
регулируется игольчатыми вентиля-
ми 7 и кранами 6. Температура регу-
лируется нагревательным элементом 10
и контролируется термометром 1.
Испытания проводились на ма-
шинном масле, загрязненном тверды-
ми включениями в количестве 0,5%.
В бак 8 заливалось 6 л загрязнен-
ного масла определенного состава и
расход регулировался игольчатыми
дросселями 7 так, что через фильтр
пропускалось грязное масло в количе-
стве 6,2 л)мин\ через каждый час из
бака забиралось 0,5 л масла для ана-
лиза и вместо него заливалось 0,5 л
загрязненного масла. Испытания про-
должались до тех пор, пока перепад
давления на манометрах 3 и 4 не до-
стигал 1 кг!см?, при котором фильтр
считали истощенным.
Фильтры тонкой очистки испыты-
вались в аналогичной установке с той
входном трубопроводе устанавливалось
последнем случае продолжались до тех
пор, пока загрязнение масла не увеличилось.
На фиг. 328 приведены результаты испытаний на ресурс работы (на
истощение) трех фильтров с различными фильтрующими элементами:
войлочного для полного потока (кривая п), бумажного (кривая Ь) и глу-
бинного (местного) с хлопчатобумажной набивкой (кривая с).
Фиг. 328. Кривые результатов испытаний фильт-
ров на ресурс работы.
Из графиков следует, что указанные фильтры истощились соответ-
ственно через 14; 24 и 32 час.
Если из точек начала истощения провести наклонные пунктирные
линии, соответствующие скорости загрязнения вследствие периодиче-
470
ского добавления в бак 0,5 л загрязненного масла, то пересечение этих
линий с горизонтальной линией, соответствующей начальному загряз-
нению масла перед испытанием (0,5%), определит возможный срок
службы фильтра до полного истощения.
Кривые а и b показывают, что при
бумажном и войлочном фильтрах загряз-
нение по мере их истощения достигает
начальной величины (0,5%-ного содержа-
ния твердых частиц) практически за оди-
наковое время (~30 час.), хотя срок ра-
боты войлочного фильтра несколько про-
должительнее, чем бумажного, но загряз-
ненность масла в системе не менее 0,3%.
Очистка масла в бумажном и глу-
бинном хлопчатобумажном фильтрах про-
исходит значительно быстрее, чем в вой-
лочном. Срок службы бумажного и вой-
лочного фильтров почти одинаковый при
худших очистительных свойствах послед-
него; наибольшим сроком при высоких
очистительных свойствах обладает глу-
бинный хлопчатобумажный фильтр.
На фиг. 329 показаны кривые изме-
нения перепада давления по времени для
войлочного (6) и бумажного (а) фильт-
ров, а также приведена кривая поток —
время (с) для фильтра глубинного типа
с хлопчатобумажной набивкой.
Продолжительность опыта в час
Продолжительность опыта Q час
Фиг. 329. Перепад давления в бу-
мажном (а) и войлочном (6)
фильтрах и расход глубинного
фильтра (с) в функции времени
работы
ЛИТЕРАТУРА
1. Ахматов А. С., О критической толщине граничного смазочного слоя, опреде-
.ляющей появление элементарных актов скольжения. Доклады АН СССР, т. 30, № 2,
1941.
2. Б а ш т а Т. М., Самолетные гидравлические приводы и агрегаты, Оборонгиз,
1951.
3. Баш та Т. М., Гидравлические следящие приводы, Машгиз, 1960.
4. Дерягин Б. В., Карасев В. В. и др. Механизм граничной смазки и
свойства граничного смазочного слоя, «Журнал технической физики» т. 27, вып. 5,
1957.
5. Джеймс и др., Теория следящих систем, ИЛ, 1953.
6. Ю д и н Е. М., Шестеренные насосы, Оборонгиз, 1957.
7. Н a d е k е 1 R., Hydraulic Systems and Equipment (Cambridge University Press,
1954).
8. «Вестник машиностроения», № 5, 1956; № 12, 1956; № 9, 1957; № 3, 1958;
№ 8, 1958.
9. «Станки и инструмент», № 6, 1956; № 11, 1956; № 7, 1958; № 8, 1958.
10. «Engineering», № 2, 1947; v. 16, 1945; № 5, 1950; № 4857, 1949; № 4478, 1951;
№ 4479, 1951; № 4979, 1951.
11. «Transactions of the American Society of Mechanical Engineering» (ASME),
№ 4, 1952; № 6, 1953; № 7, 1953; № 6, 1954.
12. «Journal» of the Royal Aeronautical Society (RAS), № 1,1952; № 2, J955; № 9, 1951.
13. «Machine Design», № 1, 1948.
14. «Product Engineering», July, 1947.
15. «Flight» № 2232, 2233, 1951.
16. «VDI Zeitshrift» №7, 1955.
17. «Aircraft Engineering», March, 1947.
О Г Л А В Л'Е Н И Е
Стр,
Введение ............................................................... 3
Г л а в а I
Рабочая жидкость и ее основные свойства
Весомость, сжимаемость и вязкость жидкостей................................. 15
л
Условные единицы вязкости............................................ 13
Вязкость жидкости как функция температуры............................. 20
Вязкость жидкости как функция давления................................ 22
Механическая и химическая стойкость масел.................................. 23
Мятие масел.......................................................... 25
Растворение воздуха и газов в жидкостях............................... 25
Механическая смесь воздуха с жидкостью.............................. 27
Влияние не растворенного в жидкости воздуха на работу гидросистемы 31
Применение синтетических жидкостей . ................................. 35
Скорость передачи гидравлического импульса 37
Гидравлический удар.................................................. 38
Гидродинамическое давление струи жидкости............................. 39
Основные сведения по теории гидравлики трубопроводов 40
Местные потери напора жидкости........................................ 44
Течение жидкости в узких (капиллярных) щелях.......................... 49
Облитерация капиллярных щелей......................................... 63
Глава II
Насосы и гидравлические моторы
Основные вопросы теории ротативных агрегатов.............................. 67
Влияние на величину утечек сжимаемости жидкости и упругой деформации
деталей насоса ................................................. 69
Производительность и мощность гидравлических агрегатов............... 72
Насосы и гидромоторы поршневых типов 82
Радиально-поршневые насосы и гидромоторы ........................... 83
Силы, возникающие в агрегате . ...................................... 85
Кинематика и динамика поршня . . ............................. 88
Производительность насоса.......................................... 90*
Конструкция радиально-поршневых насосов и гидромоторов............... 94
Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы............................ 101
Скорость движения поршня............................................ 104
Ускорение движения поршня. . .................................... 105
Производительность насоса ........................................... 106
Кавитационные характеристики насосов с торцовым распределением
жидкости......................................................... 107
472
Стр,
Теоретическая мощность и крутящий момент............................ 108
Силы, действующие в стыковом зазоре, образованном упорно-распредели-
тельным диском и цилиндровым блоком................................. 109
Конструктивные мероприятия по уменьшению износа скользящей пары . 115
Распространенные конструкции насосов и моторов пространственного типа 117
Пластинчатые (лопастные) насосы........................................... 131
Шестеренные насосы.................................................... . 133
Производительность шестеренного насоса.............................. 133
Потери мощности в шестеренном насосе . ....................... 136
Нагрузка, действующая на подшипники шестеренного насоса............. 144
Компрессия жидкости во впадинах шестерен............................ 148
Пульсация потока жидкости.......................................... 151
Конструкции шестеренных насосов, применяемых в самолетах............ 153
Гидравлические моторы шестеренного типа............................. 157
Вопросы конструирования шестеренных насосов......................... 158
Многоступенчатые и многошестеренные насосы.......................... 159
Разгрузка насоса ......................................................... 161
Системы с насосами регулируемой производительности.................. 170
Глава III
Гидравлический привод (трансмиссия) вращательного действия
«Объемное регулирование скорости трансмиссии.............................. 181
Коэффициент полезного действия гидравлического привода.................... 185
Гидравлические приводы (трансмиссии) постоянной скорости.................... 188
Привод дифференциального типа....................................... 189
Гидродифференциальная трансмиссия ................................. 192
Глава IV
Силовые цилиндры
Силовые цилиндры прямолинейного движения................................ 195
Цилиндр с устройством для демпфирования в конце хода................ 197
Расчет цилиндров высокого давления на прочность..................... 199
Механические замки для фиксирования поршня силового цилиндра . , . 200
"Гидравлические двигатели (силовые цилиндры) поворотного движения........ 203
Глава V
Распределительные устройства
Распределительные устройства кранового типа................................. 205
Золотниковые распределительные устройства................................. 206
Силы трения и гидравлическое «защемление» плунжеров................. 209
Гидродинамические (реактивные) силы потока жидкости в золотнике. . . 223
Золотниковые распределители с серводействием........................ 230
Золотники с электроприводом . . . ................................ 234
Требования к конструкциям цилиндрических золотников и к их изготовлению . . 239
.Плоские золотники.......................................................... 240
.Распределительные клапанные устройства ................................. 243
Распределительные устройства (реле) со струйной трубкой..................... 250
Предохранительные и редукционные клапаны 256 V
Расчет предохранительного клапана.................................... 258 /
Действие на клапан гидродинамических сил потока жидкости ..... . 262 *
Предохранительные клапаны с серводействием.......................... 264
Дифференциальные клапаны............................................. 267 ,
Предохранительные клапаны стержневого типа.......................... 270
Редукционные клапаны постоянного давления........................... 273
473
Стр.
Дроссельные устройства 274
Дроссельные устройства (регуляторы) постоянного расхода............... 277
Дистанционные гидравлические устройства..................................... 283
Вспомогательные агрегаты и устройства . .................................. 2891
Гидропневматически е аккумуляторы......................................... 302
Процессы сжатия и расширения воздуха в гидропневматическом аккумуля-
торе ................................................................. 306
Выбор рабочих параметров гидропневматического аккумулятора.......... 307
Расчет гидропневматического аккумулятора на прочность............... 310
Испытание гидравлической системы и агрегатов.............................. 311
Г л а в а VI
Гидравлические следящие устройства
Схема с насосом переменного расхода....................................... 318
Устройства для имитации «ощущения» руля на ручке управления............... 320
Системы с двигателями поворотного и вращательного типа.................... 323
Системы с насосом регулируемой производительности......................... 328
Чувствительность и точность гидравлической следящей системы............... 329
Влияние на-чувствительность системы различных факторов.............. 335
Быстродействие системы................................................ 337
Устойчивость гидравлической следящей системы................................ 338
Факторы, влияющие на устойчивость системы............................. 339
Способы повышения устойчивости гидроусилителей ............................. 342
Золотники со ступенчатыми проходными окнами........................... 344
Демпфирование энергии колебаний....................................... 345
Способы размещения гидроусилителей на самолете.............................. 351
Аварийные устройства . . . ......................................... 352
Испытание гидроусилителей................................................... 357
Глава VII
Уплотнительные устройства
Щелевое уплотнение.......................................................... 361
Уплотнение пружинящими металлическими кольцами.............................. 362
Уплотнение подвижных соединений манжетами.................................. 366
Уплотнения резиновыми кольцами прямоугольного сечения....................... 370
Уплотнения резиновыми кольцами круглого сечения........................... 374
Влияние различных факторов на срок службы уплотнительных колец . . 380
Определение размеров кольца и канавки .............................. 385
Причины потери кольцом контактного давления . ...................... 387
Уплотнения вращающихся соединений .......................................... 390
Уплотнения радиального типа .......................................... 390
Уплотнения торцового типа . 400
Уплотнение неподвижных стыков (соединений)..............................• . 417
Уплотнение гибкими разделителями............................................ 420
Уплотнения для работы в условиях высоких температур.................... . 420-
Глава VIII
Трубопроводы и вспомогательные агрегаты
Способы повышения стойкости трубопроводов................................... 427
Рекомендации по применению трубопроводов.............................. 431
Гибкие шланги . . ............................................ 435
Поворотные и пружинящие соединения труб........................... 437'
Резервуары для жидкости............................................... 440
474
Стр..
Глава IX
Фильтрация жидкостей
Методы фильтрования......................................................... 442
Измерение частиц загрязнителя...........................,............. 445
Основные вопросы теории фильтрования .................» . . : . . . . . . , 446
Распространенные типы фильтров...............................................448
Схема фильтрования . . ......................................., 467
Формулы для практического расчета фильтров ........................... 468
Снятие характеристик фильтров . . .............................. 469
Литература.......................................................... . . 471
348826
Авторские исправления
Стр. Строка
Напечатано
Должно быть
11
14
185
187
229
323
352
387
409
410
16 снизу
8 снизу
7 снизу
8 снизу
23 cHifey
18 снизу
20 сверху
14 сверху
2 сверху
5 снизу
***
до 900
(1954 г.)
При определении фактиче-
ского числа оборотов мотора
350 л. с.
силу, развивающую поток
В том и другом случае
Спецификации
табл. 9
pe—kp-\-PnP(\— k)
/к//т
до 9000
(1951 г.)
При определении фактиче-
ского числа оборотов и выход-
ной мощности мвтора
350 кет
силу, развиваемую потоком
В последнем случае
Специфики
табл. 10
Pe—kp-\-ps (1—k)
Заказ 1246/1679