/
Текст
Р17
УДК 629.7.036.3(075.8)
Раздолии М. В., Сурнов Д. Н. Агрегаты воз-
душно-реактивных двигателей. М., «Машиностроение»,
1973, стр. 352.
В учебном пособии изложены сведения, необходимые
для проектирования основных агрегатов авиационных
газотурбинных двигателей. Рассмотрены условия работы
этих агрегатов и предъявляемые к ним требования. Да-
ны примеры конструкций, указаны материалы, из кото-
рых изготовляются основные детали, изложены некото-
рые вопросы технологии. Отдельные главы посвящены
насосам, элементам гидравлических систем, элементам
регуляторов и агрегатам запуска ГТД.
Учебное пособие предназначено для студентов авиаци-
онных втузов и может быть полезно специалистам, ра-
ботающим в области агрегатостроения. Ил. 279, табл. 17,
список лит. 37 назв.
Рецензенты К. Б. Хачатуров
н кафедра воздушно-реактивных двигателей КАИ
Р-””-”9 го9^з
038(01)-= 73
© Издательство «Машиностроение», 1973 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Книга написана в соответствии с программой одноименного
курса и является продолжением курса «Конструкция и проекти-
рование ВРД». В 1959 г. была издана книга М. В. Раздолина
«Агрегаты воздушно-реактивных двигателей. Жидкостные объ-
емные насосы». Позднее вышли в свет две части второй книги
М. В. Раздолина «Агрегаты воздушно-реактивных двигателей.
Элементы гидравлических систем», которые в переработанном и
частично сокращенном Д. Н. Сурковым виде включены в учеб-
ное пособие.
Введение, глава «Центробежные насосы», а также разделы
«Элементы регуляторов» и «Агрегаты запуска» написаны
Д. Н. Сурновым.
Некоторые общеизвестные материалы даются без выводов.
Поэтому от читателя требуется знание основ курсов «Гидравли-
ки», «Теоретической механики», «Питания и регулирования
ВРД».
В книге использована международная система единиц СИ.
Для удобства сопоставления (без пересчета) основных единиц
в системе СИ с единицами, принятыми в системе МКГСС, ис-
пользованы приставки дека- и санти- для образования кратных
и дольных единиц: 1 кгс«1 деканьютону (даН), 1 гса;1 санти-
ньютону (сН).
Автор выражает благодарность д-ру техн, наук проф.
Г. С. Скубачевскому, просмотревшему рукопись и сделавшему
ряд ценных замечаний, а также сотрудникам МАИ, оказавшим
автору помощь при подготовке рукописи к изданию.
Автор с благодарностью примет пожелания и критические за-
мечания, которые следует направлять по адресу: Москва, Б-78,
1-й Басманный пер., д. 3, изд-во «Машиностроение».
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Фн.ид — идеальная производительность насоса, л/мин;
QH—действительная производительность насоса, л/мин;
Qc — потребная производительность системы, л/мин;
т)об — объемный к. п. д. насоса;
рн — давление рабочей жидкости за насосом, даН/см2;
Рвх—давление рабочей жидкости перед насосом, даН/см2;
рс — давление рабочей жидкости в системе, даН/см2;
Др — перепад давления, даН/см2;
Нт— теоретический напор, создаваемый центробежным насосом, Дж/кг;
Н — действительный напор, создаваемый центробежным насосом, Дж/кг;
/V — мощность, кВт;
М — крутящий момент, Н-м;
А — работа, Н-м;
J — массовый полярный момент инерции, кг-м2 (Дан-м-с2);
<в — угловая скорость, 1/с;
и — окружная скорость, м/с;
v — скорость течения рабочей жидкости, м/с;
т]г — гидравлический к. п. д.;
т]мех — механический к. п. д.;
Q — плотность рабочей жидкости, кг/м3;
ц — коэффициент расхода;
£—коэффициент местных гидравлических потерь давления;
X — коэффициент потерь давления на трение.
ВВЕДЕНИЕ
Применительно к авиационным двигателям агрегатом при-
нято называть часть двигателя, представляющую собой закон-
ченное целое и предназначенную для обслуживания и регулиро-
вания двигателя *. Современный самолет и двигатель оснащены
многочисленными и разнообразными агрегатами.
Развитие агрегатов происходило вместе с развитием авиаци-
онных двигателей и авиационной техники в целом.
На первых поршневых двигателях имелись лишь такие агре-
гаты, как карбюратор, масляный насос, магнето зажигания, во-
дяной насос (в двигателях водяного охлаждения). Для преобра-
зования мощности двигателя в тягу использовался воздушный
винт постоянного шага; запуск двигателя и управление им осу-
ществлялись вручную. Двигатели были маломощными, безре-
дукторными, малооборотными и невысотными.
Мощность двигателей возрастала в результате увеличения
давления наддува и числа оборотов. Для рационального исполь-
зования наддува по высоте полета понадобилась автоматизация
этого процесса — появились агрегаты наддува и регуляторы по-
стоянства давления (РПД), автомат переключения скоростей
(АПС). С увеличением высоты и скорости полета самолетов по-
требовались винты изменяемого шага (ВИШ). Для поддержа-
ния n = const появились регуляторы постоянства числа оборо-
тов (РПО).
Впоследствии появились более сложные системы, изменяю-
щие мощность не только с помощью винта, но и газа •— система
ВГ (винт—газ).
Увеличение мощности двигателя потребовало механизации
запуска — появились аэродромные, а затем автономные устрой-
ства для запуска двигателей.
В многоцилиндровых двигателях появилась система непо-
средственного впрыска топлива, включающая топливные насосы
высокого давления и другую компактную и надежно работаю-
щую аппаратуру.
Увеличение высотности и введение системы непосредственно-
го впрыска потребовали установки специальных воздухоотдели-
телей в топливной и масляной эистемах.
* Существует и другое понятие слова «^агрегат» — несколько машин или
механизмов, собранных в одну систему для совместной работы.
5
Развивались и усложнялись самолетные агрегаты, приводи-
мые непосредственно от двигателя или через электрическую сис-
тему.
Особое развитие получили агрегаты реактивных двигателей.
Значительно увеличилась их номенклатура, разнообразие прин-
ципов действия и конструкции. Повысилась роль агрегатов в
обеспечении надежной эксплуатации двигателя. Если в поршне-
вых двигателях количество агрегатов (в том числе и автоматов)
увеличивалось постепенно, то для турбореактивных двигателей
потребовалось сразу же создать сложные системы автоматиза-
ции — в условиях больших скоростей полета, больших чисел
оборотов роторов двигателей и быстротекущих процессов чело-
век оказался не в состоянии следить за параметрами двигателя.
Дальнейшее развитие получила автоматизация всех процессов в
ТВД (винты изменяемого шага, флюгерные, реверсные винты,
синхронизация винтов на двигателе, синхронизация двигателей
на самолете, дистанционное управление, совместное регулирова-
ние винта и двигателя и т. д.).
Коренным образом изменилась система запуска, включаю-
щая в себя ряд агрегатов, обеспечивающих уверенный вывод
двигателя на устойчивый режим малого газа.
Развитие агрегатов двигателей шло параллельно с развитием
авиационной техники. Если первые самолеты (включая планер,
двигатели и агрегаты), целиком изготовлялись на одном заводе,
то с развитием авиационной техники наметилась широкая специ-
ализация и кооперация предприятий по производству отдельных
элементов летательных аппаратов, в том числе и агрегатов дви-
гателей.
Были созданы специализированные организации по проекти-
рованию и изготовлению определенных видов агрегатов, что
позволило выполнять более совершенные агрегаты и системы,
уменьшить их стоимость, осуществить унификацию и стандарти-
зацию наиболее распространенных видов изделий.
Большой вклад в развитие агрегатостроения сделали совет-
ские ученые и конструкторы, создавшие ряд оригинальных сис-
тем, не только не уступающих, но и превосходящих по своим
качествам иностранные образцы.
В настоящее время существует широкая номенклатура агре-
гатов, устанавливаемых на двигатели. Назовем основные агрега-
ты в различных системах двигателей.
I. В о з д у ш н о - г а з о в а я система:
— противопомпажные устройства (ленты и клапаны пере-
пуска воздуха), регуляторы сопловых аппаратов компрес-
сора;
— механизмы управления регулируемыми соплами и диф-
фузорами, реверсом тяги и охлаждением турбины;
6
— суфлеры с маслоотделителями;
— противообледенительные устройства на двигателе и в
воздухозаборнике.
II .Топливная система:
— насосы высокого давления;
— насосы подкачки;
— форсунки;
— распределители топлива по каналам форсунок;
— регуляторы подачи топлива (основного и форсажного);
— фильтры.
III .Масляная система:
— нагнетающие и откачивающие насосы;
— форсунки;
— фильтры;
— центрифуги и воздухоотделители;
— радиаторы (топливно-масляные и воздушно-масляные);
— перепускные и обратные клапаны.
IV . Система запуска:
— стартеры (различных типов);
— пусковые топливные насосы, форсунки, свечи;
— электрическая и гидромеханическая автоматика.
V . Система винта (применительно к ТВД):
— втулки ВИШ;
— агрегаты регулирования винта и двигателя (регулято-
ры ВИШ и КТА — командно-топливные агрегаты);
— флюгерные и реверсные насосы и реле;
— противообледенительные устройства;
— тормозные устройства.
VI. Самолетные агрегаты:
— генераторы (постоянного и переменного тока, высоко-
частотные) ;
— компрессоры (для обслуживания систем сжатым воз-
духом);
— вакуум-насосы;
— различные гидронасосы высокого давления;
— приводы постоянных чисел оборотов и т. д.
При больших скоростях полета (М»1) необходимы привод-
ные турбохолодильники (турбодетандеры) для охлаждения воз-
духом масла, а иногда и топлива, понижения температуры в ка-
бине пилота, охлаждения отдельных агрегатов и деталей двига-
теля, а также охлаждения агрегатных отсеков самолета.
В прямоточных двигателях, а частично в ГТД применяются
специальные воздушные и газовые турбины для привода топлив-
ных насосов и других агрегатов двигателя (ТНА, турбоприводы,
бортовые источники питания, генераторы сжатого воздуха
и т. п.). Часть самолетных агрегатов переведена на автономный
электро- и турбопривод (при больших мощностях потреб-
ления) .
7
Рис. 1. Схема топливной системы
/—топливный бак; 2—подкачивающий насос ЦН-1Д; 3— самолетный подкачивающий насос
ЭЦНт; 4~пожарный край; 5—расходомер; 6—топливо-масляиый радиатор; 7—фильтр низ-
кого давления; Я—манометр; 9—дроссельный кран; /0—канал отвода топлива из межпоршне-
вой камеры; 11—канал подвода топлива высокого давления в камеру сервопоршия наклон-
ной шайбы; 12—фильтр тонкой очистки; 13—предохранительный клапан; 14— золотник кла-
пана постоянного перепада давления топлива; 15— канал подвода топлива высокого давле-
турбореактивного двигателя:
ния к дроссельному крану; 16—винт регулировки .начала работы гидрозамедлителя; 17—
камера клапана постоянного перепада давления; 18—пружина клапана постоянного перепа:
да давления; 19—жиклер; 20—клапан постоянного давления; 21—отверстие в дроссельном
кране; 22—рычаг управления дроссельным краном; 23—хигла малого газа; 24—шестерня; 25—
обводный канал; 26—ползун гидрозамедлителя; 27, 28—пружины гидрозамедлителя; 29—дрос-
сельный пакет гидрозамедлителя; 36—канал подвода топлива к распределительному клапа-
(См. продолжение на стр. 10)
9
Большое количество агрегатов (нужно рационально размес-
тить на двигателе. Основная масса агрегатов устанавливается в
местах наиболее удобного привода от двигателя на специальных
коробках приводов агрегатов. Часть агрегатов устанавливается
вблизи обслуживаемого узла (регулятор ВИШ—на редукторе
ТВД, откачивающие насосы — вблизи откачиваемых полостей
внутри двигателя или в нижней части двигателя, нагнетающие
(Продолжение подрисуночной, подписи рис. 1. см. стр. 9)
ну; 31—камера
лива; 33—вннт
замедлителя;
нал подвода
лятору и
(полость) гидрозамедлителя;
регулировки чрезвычайных
35—поршень гидрозамедлителя;
топлива под давлением 11,5
гидрозамедлителю; 38—рычаг
32—камеры
оборотов;
36—рейка
даН/см2
обратной
гидрозамедлителя с центробежным регулятором; 40—шток .......„ ______ г
гулятора; 41—пружина датчика центробежного регулятора-. 42— золотник центробежного
регулятора; 43—гильза золотника центробежного регулятора; 44—канал подвода топлива
в камеру сервопоршня наклонной шайбы; 45—золотник обратной связи; 46—канал подво-
да топлива в межпоршневую камеру; 47—канал выхода топлива из межпоршневой ка-
меры; 48—канал подвода топлива в камеру сервопоршня обратной связи; 49—дроссель-
ный пакет центробежного регулятора; 50—камера поршня обратной связи; 51—пружина
поршня обратной связи; 52—поршень золотника обратной связи; 53—межпоршиевая
низкого давления
34—шток поршня
гидрозамедлителя;
к центробежному
связи; 39—рычаг
пружины центробежного ре-
топ-
гидро-
37—ка-
рету-
связи
камера; 54— сервопоршеиь наклонной шайбы; 55—камера сервопоршня наклонной”шай-
бы; 56—центробежный маятник; 57—линия всасывания насоса ПН-28Б; 58—ротор насоса
ПН-28Б; 59—наклонная шайба насоса ПН-28Б; 60—винт максимальной производительно-
сти (подачи); 61—виит минимальной (отрицательной) подачи; 62—канал подвода топлива
в дополнительный коллектор; 63—канал подвода топлива в основной коллектор; 64—винт
регулировки распределительного клапана; 65—наклонная шайба насоса ПН-15Б; 66—ка-
нал слива топлива; 67—винт максимальной производительности иасоса ПН-15Б; 68— ротор
насоса ПН-15Б; 69—пружина плунжера; 70—распределительный золотник; 7/—окно наг-
нетания,- 72—окно всасывания; 73—распределительный клапан; 74—канал подвода топли-
ва от распределительного клапана к автомату приемистости; 75—канал слива топлива
через автомат запуска; 76—золотник автомата запуска; 77—полость (камера) автомата за-
пуска, сообщающаяся с атмосферой; 78—«мембрана автомата запуска; 79—канал нагне-
тания топлива от насоса ПН-15Б к дроссельному крану; 80—камера (полость) автомата
запуска, сообщенная с полостью за VIII ступенью компрессора; 81—сменный жиклер
стравливания; 82—винт регулирования автомата запуска для земных условий работы;
83—жиклер на входе воздуха в автомат запуска; 84—камера автомата приемистости,
сообщающаяся с атмосферой; 85—винт регулирования автомата приемистости; 86— мем-
брана автомата приемистости; 87—золотник автомата приемистости; 88—камера автома-
та приемистости, сообщающаяся с VIII ступенью компрессора; 89—пружина автомата
приемистости; 90—жиклер стравливания-, 91—дреиажиый бачок-. 92-—реактивный иасадок;
93—трубка отвода топлива из сливного бачка; 94—трубка слива топлива из дренажного
бачка; 95—сливиой бачок; 96—жиклер подвода сжатого воздуха в сливной бачок; 97—
жиклер иа входе воздуха в автомат приемистости; 98—винт минимальной производитель-
ности насоса ПН-15Б; 99—канал подвода топлива из камеры клапана постоянного пере-
пада давления к автомату приемистости; 100—подвод воздуха к автомату высотно-ско-
ростной корректировки (АВСК) с учетом скоростного напора; 101-, 111—каиал подвода
топлива высокого давления к клапану минимального давления; 102—виит регулирования
АВСК: ЮЗ—«анероиды АВСК; 104—шток анероидов АВСК; 105—пружина рычага АВСК;
106, //7—жиклеры переменного сечеиия АВСК; 107—тарельчатые клапаны жиклеров;
108, ПО—перепускные жиклеры постоянного сечеиия АВСК; 109—клапан постоянного
давления иасоса ПН-15Б; 112—жиклер; 113—виит регулировки клапана минимального
давления; 114—пружина клапана минимального давления; 115—седло золотника клапана
минимального давления; 116—золотник клапана минимального давления; 118—жиклер;
119—канал подвода топлива к сервопоршню наклонной шайбы; 120—рычаг обратной
связи АВСК; 121—«сервопоршень наклонной шайбы насоса ПН-15Б; 122—кулачок АВСК;.
123—плунжер ротора насоса ПН-15Б; 124—сливной клапан; /25—пусковой топливный кол-
лектор,- 126—дополнительный топливный коллектор; 127—основной топливной коллектор;
128—рабочая форсунка; /29—воспламенитель; 130—форсунка турбостартера; 131—топлив-
ный коллектор стартера; 132—воспламенитель стартера; 133, 147—электромагнитные топ-
ливные краны стартера; 134—шестеренный топливный насос; 135—датчик центробежного
регулятора; 136—золотник насоса регулятора ТНР-ЗР; 137—канал подвода масла к на-
сосу-регулятору ТНР-ЗР; /38—канал подвода масла на включение гидромуфты: 139—кла-
пан стравливания; 140—регулировочный винт № 1 редукционного клапана ; 141—корпус
редукционного клапана; 142—канал дренажа; 143—регулировочный винт № 3 рабочего
числа оборотов стартера; 144—регулировочный вннт № 2 (винт разгона стартера); 145—
обратный клапан винта разгона стертера; 146—фильтр стартера; 148—'фильтр тонкой
очистки топлива пусковой системы; 149—бачок пускового топлива; 150—дросселирующий
клапан насоса ЦН-1Д; 151—пусковой топливный насос ПНР10-ЗМ; /52—электромагнит-
ный топливный клапан двигателя; 153—фильтр с обратным клапаном; 154—манометр, из-
меряющий давление топлива перед форсунками
10
насосы — на редукторе или в одном блоке с откачивающими на-
сосами в нижней части двигателя, силовые цилиндры — вблизи
створок регулируемого сопла, на компрессоре двигателя
и т. д.).
Некоторые агрегаты устанавливаются в местах, обусловлен-
ных особенностью агрегата (компрессор — в месте, где имеется
хороший обдув и охлаждение его, насосы, особенно откачиваю-
щие, — в нижней точке двигателя и т. д).
При размещении агрегатов во всех случаях стремятся сохра-
нить минимальные габариты двигателя. Практикуется вынос аг-
регатов .в кок или иглу диффузора (при больших скоростях по-
лета здесь организуется лучшее охлаждение агрегатов).
Во многих случаях самолетные агрегаты не могут быть все
размещены на двигателе вследствие большого их количества, а
также в связи с их специфическим назначением, требующим ус-
тановки их в том или ином строго определенном месте самолета.
Многие самолетные агрегаты устанавливают на специальной
коробке, связанной с двигателем приводным устройством. На-
блюдается тенденция ко все большему переводу самолетных аг-
регатов на электропривод, что особенно целесообразно, если
агрегат работает периодически и потребляет при этом малую
мощность.
При выборе места расположения агрегата необходимо пре-
дусматривать возможность свободного доступа к нему в эксплу-
атации для осмотра, регулирования и замены.
В большинстве случаев агрегаты на работающем двигателе
должны обдуваться и охлаждаться, в особенности, при длитель-
ном полете на больших скоростях.
К агрегатам предъявляются следующие технические требова-
ния.
1. Длительная надежна^ работа (ресурс агрегата, как пра-
вило, превышает ресурс самого двигателя).
2. Малые масса и габариты, что достигается компактной кон-
струкцией, применением легких сплавов, синтетических материа-
лов и пластмасс, а также высоким числом оборотов.
3. Герметичнрсть всех стыков и соединений (герметичность
гидравлических агрегатов обеспечивает их надежность).
4. Удобство крепления на двигателе и соединения с приво-
дом.
5. Удобство регулирования на двигателе и проведения регла-
ментных работ.
Надежная работа агрегатов способствует удлинению срока
службы двигателя.
На рис. 1 показана схема топливной системы, а на рис. 2 —
принципиальная схема масляной системы и системы суфлирова-
ния двигателя РД-ЗМ-500 [29].
Эти схег1ы дают представление об основных агрегатах ТРД
и их размещении на двигателе.
11
Рис. 2. Принципиальная схема масля-
ной системы и системы суфлирования
турбореактивного двигателя:
/^масляный бак; 2—топливио-масляный
радиатор: 3—крышка бака; 4—правый про-
межуточный привод; 5—воздушный комп-
рессор; б—масляный фильтр тонкой очист-
ки,- 7—манометр замера давления масла;
Я—обратный клапан маслофильтра; 9—до-
полнительный масляный фильтр; 10—цент-
робежный датчик; 11—коробка агрегатов
двигателя; 12—топливный насос ПН-15Б;
13—топливный насос ПН-28Б; 14—генерато-
ры электрического тока; 15—масляные
форсунки средней опоры; 16—«средняя опо-
ра двигателя; /7—маслосборник; 18— пено-
гаситель; 19—соединительная муфта двига-
теля; 20—дополнительный масляный
фильтр; 21—пеногаситель; 22—дополни-
тельный масляный фильтр; 25—патрубок;
24—трубка сброса воздуха из уплотнений
задней опоры двигателя;' 25—масляные
форсунки; 26— маслосборник; 27, 28—точки
слива масла из маслосборников кожухов
трансмиссии; 29— маслосборник переднего
корпуса компрессора; 30—насос ЦН-1Д;
Л—нижний привод; 32, 33, 34—откачиваю-
щие секции маслоагрегата; 35—нагнетаю-
щая секция маслоагрегата; 36—двухсту-
пенчатый перепускной клапан; 37—трубка
откачки масла из нижнего привода масло-
насосом стартера; 38—перепускной клапан
маслонасоса стартера; 39, 40—«нагнетающая
и откачивающая секции маслонасоса стар-
тера; 41—канал подвода масла к стартеру;
42—фильтр с перепускным клапаном; 43—
сигнализатор давления масла СД-24А; 44—
труба суфлирования маслобака; 45—слив-
ной кран; 46—обратный клапан-. 47—канал
перекачки масла в масляный бак; 48—об-
ратный клапан; 49—передняя опора двига-
. . тел?; 50—^форсунка подвода масла к пе-
W
Условные обозначения:
ег==я суфлирующая магистраль
ммм нагнетающая магистраль
вы.'ы слив масла
сг^-ья обсасывающая магистраль
==> *выход воздуха 11
60
И
Подвод масла
в стартер '
51 53 55
В откачивающую секцию
маслонасоса стартера
Отвод масла из откачи-
вающей секции масло-
насоса стартера'
*
19
31
Слив масла из
ко редки агрегатов
двигателя
редней опоре; 5/—труба суфлирования пе-
реднего корпуса компрессора с центробеж-
ным суфлером; 52—центробежный суфлер;
53—левый промежуточный привод; 54—ука-
затель числа оборотов двигателя; 55—ко-
робка самолетных агрегатов; 56—гидрона-
сос 435ФТ; 57—маслораспределительная
колонка; 58—датчик замера температуры
масла на входе в двигатель; 59—труба
суфлирования полости кожухов трансмис-
сии; 60—труба суфлирования; 61—сливной
кран; А и Б—полости суфлирования
Раздел первый
НАСОСЫ
ГЛАВА I
НАЗНАЧЕНИЕ, ТИПЫ НАСОСОВ
И ИХ ОСОБЕННОСТИ
Насосы — это агрегаты, преобразовывающие механическую
энергию двигателя в энергию перекачиваемой жидкости, прояв-
ляющуюся в давлении, скорости и высоте столба.
Назначение насосовв авиадвигателях:
— подача топлива в камеры сгорания;
— прокачка масла для смазки трущихся поверхностей и отво-
да тепла от нагретых деталей (подшипников, зубчатых колес,
шлицев, различных упорных поверхностей и т. п.);
— подача жидкости (или воздуха) к сервомеханизмам*;
— зарядка самолетных баллонов сжатым воздухом*;
— создание разрежения в гидроприборах*.
Типы насосов. В авиадвигателях применяют шестерен-
ные, коловратные, плунжерные, поршневые и центробежные на-
сосы (рис. 1.1). Первые четыре типа относятся к объемным
насосам (или насосам вытеснения), последний — к лопаточ-
ным насосам.
В объемных насосах подача жидкости осуществляется кача-
ющими элементами, каждый из которых за один цикл (оборот
ротора) вытесняет строго определенный, постоянный для данно-
го насоса объем жидкости **, поступающий в ту или иную сис-
тему.
Лопаточные насосы перемещают жидкость вследствие сооб-
щения ей энергии в каналах рабочего колеса; объем жидкости,
перемещаемой за один оборот ротора насоса, зависит от ряда
* Насосы, перекачивающие воздух или газы, в зависимости от их напора,
принято называть компрессорами или вентиляторами.
** В некоторых плунжерных насосах предусмотрена возможность измене-
ния рабочего объема насоса в процессе работы путем специального регулиро-
вания; однако и в этом случае на установившемся режиме работы (который
только и рассматривается) насос будет подавать за каждый оборот ротора
строго определенный объем жидкости.
14
факторов и поэтому может быть для данного насоса различным,
в зависимости от сочетания этих факторов.
Из объемных насосов самые простые — шестеренные. Они
обычно состоят из небольшого количества не очень сложных де-
талей. Коловратный насос конструктивно сложнее шестеренного,
Рис. 1.1. Типы насосов:
а—шестеренный (зубчатый); б—коловратный (пла-
стинный); ^—плунжерный; г—поршневой; д—
центробежный; А—полость входа; Б—полость вы-
хода
но обладает большей подсасывающей способностью вследствие
меньших зазоров. Плунжерный и поршневой насосы наиболее
сложные из объемных насосов. Их целесообразно применять
лишь для создания высоких давлений.
В принципе все объемные насосы могут создавать неограни-
ченно высокое давление, величина которого определяется соот-
15
ношением производительности насоса и сопротивления системы.
Практически создаваемое насосом давление ограничивается
прочностью и жесткостью деталей насоса, а также степенью уп-
лотнения качающего узла. У лопаточных насосов напор опреде-
ляется величиной энергии, сообщаемой жидкости в рабочем ко-
лесе, и значительно меняется с изменением числа оборотов;
центробежный насос с радиальными лопатками, например, не
может создать напор жидкости, превышающий величину п22
(где и2—окружная скорость на внешнем диаметре рабочего ко-
леса насоса).
Рис. 1.2. Характеристики объемного (слева) и лопаточного
(справа) насосов при изменении числа оборотов ротора и ве-
* личины сопротивления на выходе
Работая с постоянным числом оборотов и с переменным про-
ходным сечением на выходе, объемный насос обеспечит (при от-
сутствии зазоров) постоянную объемную подачу при переменном
давлении *, а лопаточный насос будет работать с переменной
производительностью и переменным напором (рис. 1.2).
Лопаточные насосы могут работать при больших числах обо-
ротов ротора и высоких окружных скоростях рабочего колеса,
тогда как число оборотов ротора некоторых типов объемных на-
сосов (плунжерных, поршневых) ограничено инерционными на-
грузками, связанными с возвратно-поступательным, движением
качающих элементов.
У всех типов насосов окружная скорость ротора ограничива-
ется требованием отсутствия кавитации, но и с этой точки зрения
лопаточные насосы могут работать при больших окружных ско-
ростях ротора, чем объемные насосы.
Преимущество лопаточных насосов — равномерность по вре-
мени создаваемого ими потока жидкости, в то время как объем-
ные насосы создают неравномерный (пульсирующий) поток, ве-
личина пульсаций которого зависит от числа качающих элемен-
тов и некоторых других факторов.
* Если не предусмотрено специальное регулирование рабочего объема на-
соса или перепуска части подаваемой им жидкости.
16
К недостаткам лопаточных насосов относится их неспособ-
ность начинать работу без предварительной заливки вследствие
больших зазоров в качающем узле.
Производительность насосов. Производительность
насосов |QH измеряется обычно в литрах в минуту. Основные па-
раметры насоса (размеры, количество элементов и число оборо-
тов качающего узла) определяются требующимися от насоса
производительностью и равномерностью подачи. В свою оче-
редь, потребная производительность насоса определяется коли-
чеством рабочей жидкости (топливо, масло) Qc, которое нужно
подать в единицу времени в ту или иную систему двигателя. Ве-
личина Qc определяется в каждом конкретном случае в зависи-
мости от назначения системы и условий работы.
Так, для топливной системы:
в ТРД
с R
Qc = cy„R кг/ч=—л/мин; • (1.1)
6О(5Т
в ТВД
Qc = c 7V кг/ч = -^^ л/мин, (1.2)
oOQt
где Суд — удельный расход топлива в кг pa 1 даН тяги в
час или на 1 кВт мощности в час;
R и /V — тяга и мощность двигателя соответственно в даН
„ и кВт;
рт:— плотность топлива в кг/л.
Для масляной системы определить аналитически потребную
величину Qc очень сложно. Вообще величина прокачки масла
через масляную систему двигателя зависит от количества тепла,
которое необходимо отвести в масло в единицу времени, и от
допустимого перепада температур масла на выходе из двигателя
и на входе в него. Потребную прокачку масла в системе двига-
теля можно определить по формулам (27]:
для ТРД
Qc=-----------; (1.3)
1000Д/см0м
для ТВД
Q с=----, (1.4)
юоод^мСм •
где <?м — удельная теплоотдача в масло, равная 80—
4 200 кДж/мин на каждые 1000 даН стендовой тяги в
ТРД и 680—850 кДж/мин на каждые 1000 кВт стендо-
вой мощности в ТВД;
Д/— перепад температур масла в °C на выходе из двигателя
и на входе в него, Д/= 304-50° С;
17
См — удельная теплоемкость масла, см = 2,093-103 Дж/кг-°С;
рм — плотность масла, кг/л.
Удельная теплоотдача qM в масло зависит от теплонапряжен-
ности двигателя, которая в свою очередь определяется рабочим
процессом й условиями полета, а также зависит от конструкции
двигателя, в частности, от величины механических потерь на тру-
щихся поверхностях и от системы внутреннего и внешнего ох-
лаждения.
Так как аналитически учесть влияние каждого из этих фак-
торов на теплонапряженность двигателя чрезвычайно трудно, то
величина удельной теплоотдачи определяется на основании
статистических и экспериментальных данных.
Для вновь проектируемых двигателей (ТРД) общий объем-
ный циркуляционный расход масла можно определить по фор-
муле
Qc= (3-4-10)i л/мин, (J.5)
где I-—число подшипников (опор) в двигателе.
Эта зависимость справедлива только при определении коли-
чества масла, необходимого для двигателя в целом, т. е. для оп-
ределения производительности нагнетающего масляного насоса.
Для отдельных подшипников, работающих при повышенных тем-
пературах, количество масла может превышать приведенную
среднюю величину.
Циркуляционный расход масла в ТВД может быть определен
таким же образом по числу опор двигателя, с учетом прокачки
масла, необходимой для смазки и охлаждения редуктора.
Циркуляционный расход масла, необходимый для смазки и
охлаждения планетарного редуктора, можно определить по фор-
муле
Qpe^(l,l^ 1,6)^ л/мин, (1.6)
а для редуктора на 2 винта:
Qpe^(l,6-ь2,0)^-л/мин, (1.7)
где N — мощность, передаваемая редуктором, кВт.
Таким образом, полный расход масла в ТВД с числом опор i
будет равен:
Qc= (3-?10)г + <2реД л/мин. (1.8)
Кроме того, для смазки различных приводов двигателя рас-
ходуется более 25% количества масла, подаваемого к подшип-
никам ротора двигателя.
Для обеспечения необходимой подачи масла в систему на
всех режимах работы двигателя подача масла QH нагнетающим
насосом должна быть больше величины Qc в 1,5—2 раза. Этот
18
запас действительной производительности масляного насоса не-
обходим: а) при случайных нарушениях в системе; б) при рабо-
те на числе оборотов ниже номинальных (когда производитель-
ность насоса уменьшается пропорционально числу оборотов, а
потребная прокачка может меняться по другому закону или сов-
сем не изменяется); в) при подъеме на высоту (когда произво-
дительность насоса падает в связи с уменьшением атмосферного
давления до величины, при которой из масла начинает выде-
ляться растворенный в нем воздух и газы и даже начинается ка-
витация, а потребная прокачка может меняться по другому зако-
ну или оставаться постоянной).
В современных газотурбинных двигателях, устанавливаемых
на самолетах с дозвуковой скоростью полета, температура масла
на выходе из двигателя достигает 120—140° С. В этом случае
применяются минеральные масла с небольшой кинематической
вязкостью (в пределах (8• 1064-17-106) м2/с=(8-?17) сСт при
50°С) и низкой температурой застывания (ниже —40°С). При
малой вязкости масло лучше обволакивает нагретые детали и
хорошо снимает с них тепло. На двигателях, предназначенных
для сверхзвуковых скоростей полета, рабочая температура мас-
ла может достигать 250—400° С. При таких температурах необ-
ходимо применять специальные синтетические масла.
Давление рабочей жидкости на выходе из насоса определя-
ется необходимой скоростью истечения (из форсунки, жиклера
и т. п.), т. е. прокачкой и гидравлическим сопротивлением сис-
темы.
Давление топлива на выходе из топливного насоса составля-
ет обычно'90—100 даН/см2, а масла на выходе из масляных на-
сосов — в пределах 1—4 даН/см2.
В системах сжатого воздуха задается обычно объем баллона
и время его заполнения до определенного давления. Современ-
ные поршневые компрессоры заполняют баллон емкостью 8 л в
течение 30 мин, Создавая давление в баллоне р = 150 даН/см2.
В каждом насосе имеются рнутренние потери, состоящие из
внутренних утечек через зазоры при наличии разности давлений
жидкости на входе и выходе и из объемных потерь на входе.
Чтобы компенсировать внутренние потери, расчетная (идеаль-
ная) производительность насоса принимается соответственно
большей, чем действительная:
<2и.ид=^-, (1-9)
, Ло5
где фн.ид — идеальная (без учета потерь) производительность
насоса, вычисленная по его геометрическим пара-
метрам и числу оборотов;
Лоб —1 объемный коэффициент полезного действия насоса,
учитывающий величину внутренних потерь.
19
Кавитация. При уменьшении статического давления жид-
кости при какой-либо температуре до некоторого значения из
жидкости начинают выделяться пузырьки растворенных в ней
воздуха и газов. При давлении, меньшем упругости паров этой
жидкости, при данной температуре начинается выделение паров
самой жидкости, причем этот процесс парообразования идет во
всем объеме жидкости.
На начало процесса парообразования влияют силы поверхно-
стного натяжения, вязкость жидкости и другие факторы. Твер-
дые и газообразные включения, не растворенные в жидкости и
всегда в ней присутствующие, несмотря на тщательную фильт-
раций, ускоряют процесс вскипания, являясь центрами образо-
вания паровых пузырьков.
Возникновение паровых пузырьков в движущейся жидкости
в результате местного снижения статического давления происхо-
дит .практически мгновенно^ Мелкие паровые пузырьки объеди-
няются, образуя более значительные паровые образования, ко-
торые при достижении определенных размеров отрываются от
места их образования и уносятся потоком жидкости. На местах
оторвавшихся паровых образований тут же развиваются
новые.
При попадании паровых пузырьков в область, где давление
при данной температуре превышает упругость паров жидкости,
парь! в пузырьках почти мгновенно конденсируются и в образо-
вавшиеся пустоты (каверны) со всех сторон со значительной
скоростью устремляется жидкость, вследствие чего в центре ка-
верны происходит местный гидравлический удар, сопровождаю-
щийся резким повышением давления и температуры, а также
шумом высокой частоты. Процесс возникновения и разрушения
паровых пузырьков в жидкости называется кавитацией.
Кавитация приводит к уменьшению производительности, а
При некоторых условиях — к полному срыву работы насоса, так
как паровые образования занимают часть его рабочего объема.
Снижается также напор, развиваемый насосом и высотность сис-
темы в целом.
Если разрушение паровых пузырьков происходит вблизи сте-
нок деталей насосов и трубопроводов, то при длительном воз-
действии местных гидравлических ударов поверхностный слой
этих деталей разрушается. Этот процесс получил название эро-
зии.
В настоящее время нет материалов совершенно не подвер-
женных эрозии. Лучше других сопротивляются кавитационному
разрушению бронза и легированные стали, хуже — различные
материалы с пористой структурой, например, чугун, углеродис-
тая сталь.
Увеличение твердости нержавеющей стали (с содержанием
хрома в пределах 12—14%) с //В = 140 до НВ = 400 увеличивает
20
ее антикавитационную стойкость примерно в 13 раз. Антикавита-
ционная стойкость углеродистой стали, будучи 1незначительной
при нормализованном состоянии последней, увеличивается после
закалки ее в десятки раз, оставаясь все же недостаточной для
работы деталей в условиях кавитации. Антикавитационная стой-
кость чугуна очень мала и не повышается с увеличением твер-
дости.
Увеличения антикавитационной стойкости деталей можно до-
стичь повышением чистоты обработки их поверхностей, соприка-
сающихся с кавитирующей жидкостью. Применение наиболее
стойких материалов в сочетании с высокой твердостью и чисто-
той обработки поверхностей деталей может несколько продлить
срок службы насосов и других элементов гидравлических систем
в'условиях частичной и непродолжительной кавитации.
Однако, чтобы избежать быстрого разрушения деталей, не-
обходимо ;не допускать кавитации, т. е. нужно обеспечить во
всей системе давление, превышающее упругость паров данной
жидкости в рабочем интервале температур.
Поверхности деталей обычно бывают покрыты тонкой плен-
кой окислов металлов или других химических соединений, обла-
дающих химической стойкостью против коррозии.
Кавитационное разрушение этой пленки (эрозия) влечет за
собой интенсивное коррозионное разрушение деталей, тем более,
что это разрушение происходит в условиях повышенной темпе-
ратуры.
Термин «кавитация» относится только к процессу возникнове-
ния паровых пузырьков в жидкости и их последующему разру-
шению.
Выделение из жидкости растворенных в ней воздуха и газов
при снижении давления, которое обычно непосредственно пред-
шествует кавитации, не является кавитацией и носит иной ха-
рактер, хотя, так же как и при кавитации, вызывает уменьше-
ние производительности насоса.’
Воздух и газы, выделившиеся из раствора, при попадании в
область повышенного давления снова начнут растворяться в
жидкости. Однако процесс их растворения идет очень медленно.
Так, в топливной системе за время пребывания в системе пу-
зырьков воздуха и газов, выделившихся из топлива, они практи-
чески не успевают полностью раствориться. Это может привести
к различным нарушениям работы системы, в частности системы
автоматики.
Нагнетающие и откачивающие насосы. В мас-
ляных системах с циркуляционной смазкой, кроме нагнетающих
насосов, требуются также и откачивающие. Откачивающий на-
сос должен обладать производительностью, превышающей фак-
тическую объемную подачу масла в двигатель, так как он отка-
чивает масло-воздушную эмульсию. Обычно соотношение объ-
• 21
емкой производительности откачивающего и нагнетающего на-
сосов
-^^2-г-З*. (1.10)
Qnar
Слишком большая производительность откачивающего, насо-
са нецелесообразна, так как при этом увеличивается количество
воздуха, которое этим насосом будет качаться в масляный бак;
увеличение эмульсирования масла может сопровождаться вы-
Рис. 1.3. Некоторые схемы откачки масла одним насосом из нескольких точек:
а—откачка из нескольких точек с подсосом в общую трубу: при наклоне самолета на
угол а линия пп становится горизонтальной, в правом сборнике появляется воздух и
откачка из всех сборников прекращается; б—откачка из неограниченного количества то-
чек с предварительным гарантированным сливом жидкости из каждой точки в общий
сборник (нижнюю точку); в—откачка из двух точек с подсосом в общую трубу при на-
личии в трубке перекидного шарикового клапана: при наклоне самолета шарик закры-
вает отверстие трубки, ведущей к сборнику, в котором может быть воздух; г—откачка
из неограниченного количества точек с подсосом в общую трубу при наличии на труб-
ках «поплавков», закрывающих отверстия трубок, не залитых жидкостью
бросом масла из бака. При недостаточной производительности
откачивающего насоса возможны переполнение маслом корпу-
са двигателя (масло постепенно уходит из бака в корпус) и вы-
брос масла из корпуса через суфлер в атмосферу.
Для масляной системы двигателя обычно достаточно одного -
нагнетающего насоса. Нередко все же устанавливают два и бо-
лее нагнетающих насоса, если стремятся к уменьшению протя-
женности магистралей, к уменьшению габаритов насосов или к
созданию более удобной системы регулирования.
* Величина этого отношения определяется не только (а иногда даже не
столько) геометрическими размерами насосов, но также особенностями рабо-
ты нагнетающего насоса с перепускным клапаном, которые будут рассмотре-
ны в гл. 6.
22
Количество откачивающих насосов должно соответствовать
числу точек откачки. В противном случае при появлении возду-
ха хотя бы в одной из точек откачки насос прекратит откачку
жидкости (масла) из всех точек, что приведет к нарушению ра-
боты системы (рис. 1.3, а).
В некоторых случаях можно ограничиться одним откачиваю-
щим насосом для откачки масла из двух или нескольких точек
двигателя. Например, один насос сможет обеспечить откачку
масла из нескольких точек двигателя, если предусмотреть в кор-
пусе двигателя гарантированный слив масла самотеком из этих
Рис. 1.4. Схема установки перепускных и запорных уст-
ройств:
1—<перепускной клапан; 2—запорный кран; 3—запорный клапан
точек в один общий сборник (так называемую «нижнююточку»),
откуда оно и будет откачиваться насосом (см. рис. 1.3, б).
Один насос может откачивать масло из двух точек двигателя,
если эти точки соединены откачивающей' трубой с перекидным
шариковым клапаном, продольная ось которого лежит в плоско-
сти качания корпуса двигателя, проходящей через обе точки, и
если в каждый момент времени вследствие наклона корпуса
жидкость может находиться только в одной из точек и не прихо-
дится опасаться переполнения второй точки (см. рис. 1.3, в).
Одним насосом можно откачать масло из многих точек при
наличии на трубах специальных «поплавков», закрывающих
доступ воздуха в трубку, когда масла в ее сборнике нет (см.
рис. 1.3, а).
В корпусе насоса расположены полости входа и выхода
жидкости с соответствующими каналами, в том числе дренажны-
ми, а также все детали насоса, включая подшипники, уплотне-
ния, детали крепления и сам качающий узел. Качающий узел по-
дает жидкость в соответствующую систему, сообщая жидкости
необходимую энергию.
Так как нагнетающие насосы проектируются с запасом по
производительности, то, если нет возможности регулировать про-
23
изводительность насоса, насос или нагнетающая магистраль
должны быть снабжены перепускными клапанами для перепуска
избыточного на данном режиме работы количества жидкости из
полости выхода в полость входа или обратно в бак; в воздушной
системе избыток воздуха обычно стравливается в атмосферу.
Перепускные клапаны обеспечивают поддержание в системе за-
данного давления в широком диапазоне режимов работы насоса,
а также предохраняют систему от чрезмерного давления.
Насосы или магистраль должны снабжаться также запорны-
ми клапанами или кранами (рис. 1.4), препятствующими проте-
канию жидкости самотеком из баков в систему через зазоры в
неработающем насосе под действием столба жидкости, располо-
женной выше уровня насоса. Если запорный кран установлен
перед масляным насосом, то кран должен быть снабжен специ-
альным сигнальным устройством или сблокирован с другими аг-
регатами (например, с топливным краном или с пусковым уст-
ройством) так, чтобы нельзя было запустить двигатель при за-
крытой масляной магистрали.
ГЛАВА II
ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ
*
Шестеренные насосы в настоящее время получили широкое
распространение в масляных, топливных и других системах.
Качающий узел такого насоса состоит обычно из двух нахо-
дящихся в зацеплении шестерен (рис. 1.5), установленных с воз-
можно меньшими зазорами в специальных расточках («колод-
цах») корпуса и сообщающихся с полостями входа и выхода.
Жидкость поступает в полость входа А, заполняет впадины
шестерен и переносится ими в полость выхода Б. Жидкость в
полость выхода подается вследствие вытеснения ее зубьями од-
ной шестерни из впадин другой шестерни *. Попадая в полость
А, зубья выходят из впадин, в освобождающийся объем впадин
снова поступает жидкость, и процесс повторяется.
* В процессе вытеснения жидкости, содержащейся во впадинах одной
шестерни, участвует также жидкость, находящаяся во впадйнах другой шес-
терни.
24
Шестеренные насосы отличаются простотой устройства, не-
большим количеством вращающихся и трущихся деталей, не-
большими габаритами. Конструкция шестеренных насосов допу-
скает сочетание (рис. 1.6) различного количества секций (па-
раллельно работающих насосов) и ступеней (последовательно
Рис. 1.5. Схема качающего
узла шестеренного насоса
Рис. 1.6. Пример увеличения
количества секций шесте-
ренного насоса
работающих насосов) в одном блоке, что важно для авиацион-
ных агрегатов.
Недостатком шестеренных насосов является постепенное уве-
личение зазоров в процессе эксплуатации вследствие износа де-
талей и уменьшение в связи с этим производительности насоса.
Иногда применяются трехшестеренные насосы (рис. 1.7).
В этом случае три шестерни образуют две секции насоса, кото-
рые могут быть либо обе нагнетающими, либо обе откачиваю-
щими. Комбинирование секций (одна нагнетающая, другая
откачивающая) в такой конструкции невозможно, поскольку не-
25
При давлениях более 150—200 даН/см2 мощность трения в
насосах III группы становится соизмеримой с полезной мощно-
стью, потребляемой насосом для сообщения жидкости необходи-
мой энергии (особенно в насосах с небольшой производительно-
стью). Это приводит к тому, что насосы III группы, имеющие
привод с недостаточным запасом мощности, работают неустой-
чиво. Причина неустойчивой работы заключается в непостоян-
стве момента трения (вследствие вибраций и других причин^ и
неспособности
угловой скорости насоса.
маломощного привода поддержать постоянство^
Неустойчивость работы насоса прояв-
0 10 40 6в S0 100 120 140 160100рнЙаН/сХ“
Рис. 1.20. Зависимость объемного
к. п. д. различных групп шестеренных
насосов от величины давления нагне-
тания
ляется в апериодических коле-,
баниях производительности' и
давления и сопровождается
усиленным нагревом корпуса
насоса и жидкости, а также па-
дением объемного к. п. д. на-
соса.
Насосы III группы облада-
ют сравнительно малой удель-
ной массой (0,2-Ю-3-—
0,270-10~3 кг на 1 Вт потреб-
ляемой мощности); поверх-
ность теплоотдачи в окружаю-
щую среду у них невелика, и
вся потерянная энергия идет на
нагревание рабочей жидкости.
Нередко насосы этой группы
требуют специального увеличе-
ния поверхности корпуса (на-
пример, путем оребрения) для увеличения теплоотдачи во внеш-
нюю среду, уменьшения подогрева жидкости и деталей
насоса.
В л и ян и е о к р ужной скорости шестерен. Увели-
чение, в известных пределах числа оборотов насоса и, следова-
тельно, окружной скорости шестерен приводит, как это видно из
формулы
<Зн = <Зн.идТ1О6 = 2я^иач^«Т1об, (1- 19)
к увеличению производительности насоса'.
Производительность насоса сначала увеличивается несколь-
ко быстрее, чем число оборотов, так как одновременно с увели-
чением числа оборотов увеличивается и объемный к. п. д. насо-
са (рис. 1.21). ’
Последнее объясняется тем, что при данном перепаде дав-
лений и данной величине зазоров величина утечек в единицу
времени остается примерно постоянной, а производительность
36
насоса с увеличением числа оборотов возрастает и, следователь-
но, увеличивается объемный к. п. д.;
q __ Фч = ^н-ид~ = । ^ут
Он.ил Он.ид 'Он.ид
Однако возрастание производительности насоса с увеличени-
ем числа оборотов происходит лишь в определенных пределах.
На рис. 1.22 и 1.23 приведен характер зависимостей объемного
Рис. 1.21. Зависимость объемного
к. п. д. шестеренного насоса от числа
оборотов при различных давлениях
нагнетания:
/—При 800 об/мин: 2—при 2500 об/мин; 3—
при 3200 об/мии; 4—при 4000 об/мин
Рис. 1.22. Характер зависимости
объемного к. п. д. шестеренного
насоса от величины окружной ско-
рости шестерен
к. п. д. от окружной скорости шестерен, от давления в полости
входа и температуры масла.
Большие окружные скорости шестерен приводят к непол-
ному заполнению впадин жидкостью, так как, во-первых, впади-
на быстро проходит полость входа и при недостаточном давле-
нии в этой полости вязкая жидкость не успевает заполнить
впадину, во-вторых, заполнению впадин препятствуют центро-
бежные силы, развивающиеся в жидкости при вращении шесте-
рен?
Рассмотрим влияние центробежных сил жидкости на запол-
нение впадин шестерен.
37
избежно смешение потоков. Если трехшестеренные насосы пред-
назначены для откачивания, то обе секции должны откачивать
жидкость из одной точки, так как при появлении воздуха в од-
ной секции резко ухудшится работа второй секции (обе они нач-
нут подавать эмульсию). Нагнетать жидкость секции такого на-
соса могут в различные точки. Одноименные полости секций мо-
гут быть объединены в корпусе насоса.
1. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ СЕКЦИИ НАСОСА
Идеальная производительность всякого объемного насоса мо-
жет быть определена общей формулой:
Qa.^=Fbzn, (1.11)
где F— площадь рабочего сечения каждого качающего элемен-
та насоса;
b — рабочая протяженность качающего элемента;
z— число качающих элементов;
п — число оборотов ротора.
Шестеренный насос за каждый оборот ротора подает объем
жидкости, равный рабочему объему впадин шестерен.
Для двухшестеренного насоса
‘ QH.IW = 2F6z«; (1-12)
для трехшестеренного насоса
<2н.ид=4^гп, (1.13)
где F — поперечное рабочее сечение впадины шестерни (ес-
ли шестерни насоса имеют разные числа зубьев, то
F равно средней для обеих шестерен величине ра-
бочего сечения впадины);
Ь — ширина шестерни (длина зуба);
z и п — число впадин (или число зубьев) и число оборотов
соответственно одной из шестерен.
Выразить величину F в общем виде достаточно сложно, в
особенности для корригированных шестерен.
Производительность шестеренного насоса можно вычислить
по приближенной формуле. Считая, что объем впадин равен объ-
ему зубьев, и учитывая, что донышко впадины высотою h' =
— Анож—/ггол не участвует в работе насоса (оно является, как
будет показано дальше, вредным пространством),
можно написать для двухшестеренного насоса с некорригиро-
ванными (нулевыми) шестернями *:
QHHS=2^|^6n=2jr£>Ha4m^, (1.14)
* У нулевых шестерен начальная окружность совпадает с делительной.
26
где h = 2m — высота рабочей части зуба (впадины), равная
двум модулям.
Приведенная формула является приближенной, так как объ-
ем впадин в действительности больше объема зубьев шестерни.
Соотношение объема впадин и объема зубьев зависит от числа
зубьев z, величины угла зацепления у и способа образования
зуба. Идеальную производительность насоса можно с достаточ-
ной точностью вычислить по формуле
^и.иЛ=^2яОнач^6«> С1'15)
2F'
где k'= —;—--— —поправочный коэффициент, зависящий от
^вп 4" ^зуб z и у;
А'п и ^Уб ~ рабочие площади нормального сечения
впадины и зуба (в отличие от k=
= —> где FB„ и ^зуб-полные
* вп 4” * зуб
площади нормального сечения впадины
и зуба).
Отношение площадей нормальных сечений впадины и зуба
цилиндрических шестерен (т = 1) и величины поправочных ко-
эффициентов в зависимости от числа зубьев и угла зацепления
приведены на рис. 1.8. Следует, однако, иметь в виду, что зуб
шестерни вытесняет не всю жидкость из рабочего объема впа-
дины. Поэтому формула ,(1.15) дает несколько завышенные ре-
зультаты.
Для практических расчетов можно пользоваться приведен-
ной выше приближенной формулой (1.14), которая дает совпа-
дение расчетных и экспериментальных данных в пределах при-
близительно 2—5%, т. е. в пределах точности эксперимента*.
На рис. 1.9 изображена зависимость идеальной производи-
тельности шестеренного насоса МШ-ЗА от числа оборотов, полу-
ченная расчетным и экспериментальным путем.
Рассмотрим влияние различных факторов на производитель-
ность шестеренного насоса.
Влияние числа зубьев шестерен. Выражение
(1.14), определяющее величину производительности насоса,
можно переписать для нулевых шестерен в несколько ином
виде:
Q-aM=2n.DB№lmbn=2nm2zbn=Am2z, (1. 16)
где A = 2nbn — производительность, отнесенная к одному зубу
модуля, равного единице.
Изменение числа зубьев шестерен при сохранении величины
модуля приводит к н'ропорциональному изменению производи-
* Для корригированных шестерен в формулу (1.14) подставляется соот-
ветствующее значение РНач- Применение той или иной расчетной формулы
для определения идеальной производительности насоса практически сводится
к той или иной расчетной величине объемного к. п. д. насоса т]об.
27
тельности насоса и габаритов шестерен. Изменять число зубьев
шестерен можно, не меняя производительности, изменением раз-
меров насоса и, наоборот, сохраняя размеры насоса и меняя
производительность.
Рис. 1.8. Соотношение площадей нормальных сечений
впадины и зуба цилиндрических шестерен:
а, б, в и г—для «нулевых шестерен»; д> е, ж и з—для шесте-
рен корригированных сдвигом рейки
Установим зависимость между производительностью насоса,
числом зубьев и диаметром начальной окружности шестерен.
Если £>нач = const, то изменение числа зубьев z вызывает из-
менение производительности насоса пропорционально отноше-
нию zo/z, так как
m=J^.
Z
28
и
£>2 С
(^=Am*z=A^ z=±,
где C=AD'!H&4.
Таким образом
(1.17)
Он.ид Си.ИЛО
Zp
Z
Если QMTO = const, то изменение числа зубьев z приводит к
числа зубьев приводит к умень-
шению их модуля. Когда Днач =
= const, модуль зуба уменьшает-
ся обратно пропорционально уве-
личению числа зубьев. Поэтому
объем каждой впадины уменьша-
Рис. 1.9. Зависимость производи-
тельности шестеренного насоса
МШ-ЗА от числа оборотов при
Дрн=0:
х—экспериментальные точки; --- рас-
чет по формуле (1.4)
ется значительно быстрее, чем увеличивается количество впадин
на шестерне, и производительность насоса уменьшается. Когда
£>н.ид = const, модуль уменьшается .медленнее, чем растет чис-
ло зубьев, и потому диаметр начальной окружности шестерни
увеличивается.
Аналогично можно установить зависимость между произво-
дительностью насоса, числом зубьев и диаметром окружности
головок шестерен (рис. 1.10).
С точки зрения производительности и габаритов целесообраз-
но делать насосы с, малым количеством зубьев шестерен
(рис. 1.11). ’
Влияние зазоров. Производительность насоса при про-
чих равных условиях зависит от величин торцового и радиально-
го зазоров между шестернями и корпусом и от плотности кон-
29
такта входящих в зацепление зубьев, так как через эти зазоры и
неплотности происходит утечка жидкости (рис. 1.12) из полости
высокого давления (выхода) в полость низкого давления
(входа).
Рис. 1.10. Зависимость производительности шестеренно-
го насоса <?в.Ид при £)=const и диаметра шестерен D
при QH.Ms=const от числа зубьев
Приближенно можно считать, что вдоль радиального зазора
давление жидкости между полостями выхода и входа изменяет-
ся по линейному закону (рис. 1.13). Под влиянием перепада
давлений жидкость перетекает из полости выхода в полость
входа.
Рис. 1.11. Изменение габаритов шестеренного насоса в за-
висимости от увеличения числа зубьев при постоянной про-
изводительности
Перетеканию жидкости через радиальный зазор препятству-
ют шестерни, вращающиеся в направлении, противоположном ее
течению.
В торцовом зазоре утечки в основном происходят по радиусу
шестерни от донышка впадины до подшипника и далее на сто-
30
рону входа, а также частично поперек зубьев, находящихся
вблизи полюса зацепления; в обоих случаях жидкости прихо-
дится преодолевать только узкий поясок, причем вращение шес-
терен здесь не препятствует перетеканию.
При хорошем изготовлении шестерен утечки по профилю
зацепляющихся зубьев могут быть полностью устранены, так
как полный контакт в зацеплении обеспечивается усилием от
Рис. 1.12. Направление уте-
чек в зазорах шестеренного
насоса
Рис. 1.13. Изменение давления в ра-
диальном зазоре при концентричном
расположении шестерен в колодцах
крутящего момента. Устранить же торцовый и радиальный за-
зоры невозможно, во-первых, по условиям производства,
так как при этом потребовалась бы чрезмерная точность изго-
товления деталей и крайне усложнилась бы сборка насосов и,
во-вторых, что особенно важно, — по условиям эксплуатации, в
связи с неодинаковым изменением размеров деталей из различ-
ных материалов при изменении их температуры.
Практически радиальный зазор соответствует ходовой или
широкоходовой посадке и для наиболее употребительных разме-
ров шестерен колеблется в пределах 0,02—0,2 мм. Торцовый
зазор всегда меньше радиального и находится в пределах 0,0*1 —
0,1 мм в зависимости от давления, на которое рассчитан насос,
и от вязкости рабочей жидкости*; радиальный зазор между
шестерней и корпусом должен быть больше радиального зазора
в подшипнике шестерни.
* Приближение в той или иной мере к верхним значениям указанных за-
зоров допустимо лишь для насоРов с малым перепадом давлений или для на-
сосов, работающих в условиях большой разности температур окружающей
среды. В современных насосах путем подбора стремятся к установлению ми-
нимально возможных зазоров, допускаемых условиями эксплуатации, а также
применяют специальное уплотнение торцовых зазоров (см. п. 9, гл. 2).
31
При большом зазоре (особенно торцовом) уменьшается про-
изводительность насоса и его подсасывающая способность.
При малом зазоре возможно защемление шестерен в корпусе, на-
диры, поломка валиков, особенно при работе в условиях низких
температур. Поэтому желательно выполнять шестерни и корпу-
Рис. 1.14. Зависимость объемного к. п. д. шестеренного насоса Т|О6 от ве-
личины торцового зазора sT и давления нагнетания ри (при постоянном
радиальном зазоре sp = 40 мкм)
сщ насосов из материалов с возможно близкими значениями ко-
эффициентов линейного расширения. Для предотвращения за-
щемления шестерен в корпусе маслонасоса, имеющего малые
Рис. 1.15. Зависимость объемного к. п. д. шестеренного нагоса
Цое от величины радиального зазора sp и давления нагнета-
ния Дн (при постоянном торцовом зазоре зт = 15 мкм)
торцовые зазоры и установленного на двигателе, работающем в
условиях низких температур, можно:
— прокачивать масло (или часть его) через «рубашку» кор-
пуса насоса;
устанавливать насос в маслосборнике;
— располагать насос внутри корпуса двигателя.
32
Влияние величин торцового и радиального зазоров на произ-
водительность (объемный к. п. д.) Шестеренного насоса (г— 12,
т = 2,5 и 6=12 мм, о=2,75 м/с) при различных давлениях наг-
нетания видно из рис. 1.14 и 1.15 [7], на основании которых мож-
но сделать следующие выводы:
а) при малых зазорах утечки линейно зависят от величины
давления, при малых давлениях — от величины зазоров;
б) с увеличением давлений и зазоров линейная зависимость
утечек от этих параметров все больше нарушается и утечки
быстро растут; это явление может быть объяснено тем, что при
возрастании давлений и зазоров происходит одностороннее от-
Рис. 1.16. Радиальный и торцовый зазоры в шестеренном на-
сосе:
а—при концентричном расположении шестерен в колодцах; б—при од-
ностороннем смещении шестерен в колодцах
жатие шестерен в радиальном и в осевом направлениях (рис.
1.16), вследствие чего радиальная щель становится эксцентрич-
ной, торцовые проходные сечения для жидкости (хотя и одно-
сторонние) резко увеличиваются по сравнению с каждым из
двусторонних, а- утечка жидкости через узкие щели пропорци-
ональна примерно третьей степени величины щели; кроме того,
'при больших давлениях возможна некоторая деформация («вы-
пучивание») корпусов и крышек насоса, т. е. фактическое увели-
чение зазоров во время работы по сравнению с монтаж-
ными;
в) торцовый зазор влияет на производительность насоса
больше, чем радиальный; как уже указывалось, утечкам через
радиальный зазор препятствуют встречное вращение шестерен
и большая протяженность щели.
Последний вывод подтверждается также специальным иссле-
дованием [25] (рис. 1.17). Как видно из графиков, утечки через
торцовый зазор составляют 80—95% суммарных внутренних уте-
чек в насосе.
Радиальное и торцовое биения шестерен в колодцах делают
зазоры в насосе переменными в течение каждого оборота, а это,
в свою очередь, значительно влияет не только на величину уте-
чек, но и на величину Давлений и усилий, возникающих в зазо-
рах; при резком изменении торцовых зазоров давление в них
может в несколько раз превысить давление нагнетания и вы-
звать, кроме сходящегося, еще и расходящийся радиальный по-
2 2977 33
ток жидкости в этом зазоре, особенно при небольшом давлении
нагнетания.
Возрастание давления в зазорах приводит к одностороннему
смещению шестерен и увеличению утечек. Вместо предполага-
емого линейного изменения давления в радиальном зазоре, ко-
Рис. 1.17. Суммарные утечки (сплошные линии) и утечку
через торцовый зазор (штриховые) в шестеренном насосе в
зависимости от давления нагнетания и окружной скорости
торое возможно лишь при строго концентричном расположении
шестерен в колодцах корпуса, в действительности давление в
этом зазоре изменяется по более сложному закону, зависящему
от характера изменения радиального зазора и от величины уте-
чек через торцовый зазор. Возможный характер изменения дав-
ления в радиальном зазоре показан на рис. 1.18.
Давление в некоторых точках радиального зазора может пре-
вышать на 15—25% давление нагнетания; объясняется это тем,
Рис. 1.18. Возможный характер из-
менения давления в радиальном за-
зоре:
а—при концентричном зазоре; б и в—при
эксцентричном зазоре; г и д—при значи-
тельных утечках из радиального зазора в
торцовый *
что при сравнительно небольшом давлении нагнетания (порядка
ри=20 даН/см2) расходящиеся радиальные течения в торцовом
зазоре, вызванные резким повышенйем давления в нем, повыша-
ют давление во впадинах шестерен выше давления нагнетания.
Для достижения максимальной производительности насоса
при данных габаритах необходимо строго ограничивать и вы-
34
держивать величину зазоров (особенно торцовых), а также обес-
ИИйивать достаточную жесткость корпусов, крышек насоса и
Ьщпф ротора.
По величине рабочего давления жидкости, шестеренные насо-
сы можно разделить на три группы:
I — насосы низкого давления — до 20 даН/см2;
II — насосы среднего давления — от 20 до 100 даН/см2;
. III— насосы высокого давления — более 100 даН/см2.
Рис. 1.19. Схема шестеренного насоса высокого давления
с уплотняющими втулками:
1—подвижная втулка; 2—неподвижная втулка
С увеличением рабочего давления жидкости или с уменьшени-
ем ее вязкости возрастает влияние зазоров на производитель-
ность насоса. Ддя уменьшения утечек необходимо при возраста-
нии. давления или уменьшении вязкости уменьшать зазоры.
. В масляных насосах среднего давления уменьшение зазоров,
по сравнению с насосами низкого давления, достигается повы-
шением точности изготовления деталей; в некоторых случаях
точность изготовления отдельных, деталей превышает 1-й класс,
благодаря чему при давлениях 80 даН/см2 удается еще полу-
чить объемный к. п. д. в пределах т]Об = 0,84-0,7. , ,,
Для получения высокого объемного к. п. д. при высоких дав-
лениях нагнетания (рн> 100 даН/см2) или при среднем давле-.
нии и очень малой вязкости жидкости применяются насосы со
специальным уплотнением терцовых зазоров посредством брон-
зовых втулок, прижимающихся к торцам шестерен рабочим дав-
лением нагнетаемой жидкости (рис. 1.19).
На рис. 1.20 показана примерная зависимость объемного
к. п. д. насосов различных групп от величины рабочего давления
жидкости. Уплотнение торцовых зазоров позволило получить
масляные насосы для высоких давлений (III группы) с объем-
ным к. п. д. т]об = 0,95 при рн=150 даН/см2 и цоб = 0,9 при рн=
= 200 даН/см2, в то время как без этих уплотнений насосы не
только I, но и II группы цри этих и даже меньших давлениях
работать не могут.
< 2» 35
Выделим в заполненной впадине элементарный объем жидко-
сти (рис. 1.24) и определим изменение давления в ней по ради-
усу, которое происходит под действием центробежных сил
Можно записать:
dp—rw2—Qrdybdг J пи2=QivPrdг.
(1.20)
Интегрируя это выражение от радиуса впадин гвп, получим
величину давления в слое жидкости на текущем радиусе г:
или
/’=Ро + -у(г2-гв„)1й2
Р=А)+-|-(г,2“т;вп)- (Е21)
Как видно, давление жидкости во впадине изменяется вдоль
радиуса по закону квадратной параболы (рис. 1.25). Здесь ро
есть давление жидкости на донышке впадин шестерни; это дав-
ление является минимальным во впадине шестерни; оно должно
быть больше давления, при котором можно пренебречь выделе-
нием из жидкости воздуха и паров жидкости.
Рис. 1.24. К определению величи- Рис. 1.25. Изменение давления от цен-
ны центробежных сил жидкости гробежных сил жидкости по радиусу
во впадине шестерен впадины шестерен
Минимально допустимое давление pomin = P/+Apкав1 т. е. пре-
вышает на известную величину (кавитационный запас) упру-
гость паров жидкости при заданной температуре.
Данные об упругости паров для некоторых топлив приведены
в табл. 1.1.
Упругость паров авиационных минеральных масел прибли-
женно составляет: при / = 20° С р/да.0,01 даН/см2 и при /=60° С
0,02 даН/см2.
Заполнение рабочих полостей шестеренного насоса жидко-
стью происходит обычно по направлению от периферии к цент-
38
Таблица 1.
Упругость паров некоторых топлив в даН/см2 (кгс/см2)
Топливо Температура, °C
20 40 60 80- 93
Бензин Б-70 Керосин Т-1 Керосин ТС-1 0,160 (0,163) 0,0386 (0,0394) 0,0535 (0,0545) 0,325 (0,332) 0,0760 (0,0775) 0,547 (0,558) 0,0731 (0,0747) 0,115 (0,117) 1,015 (1,033) 0,119 (0,121) 0,185 (0,189) 1,51 (1,54)
Топливо Температура, °C
100 120 140 160 180
Бензин Б-70 Керосин Т-1 Керосин ТС-1 Примечание. Упругосп жидкой и паровой фаз 1 : 4. 0,199 (0,203) 0,309 (0,315) гь паров опр 0,344 (0,35) 0,51 (0,52) еделялась н 0,558 (0,57) 0,823 (0,84) приборе Ре 0,888 (0,905) 1,294 (1,32) йда при соо • 1,360 (1,385) 1,96 (2,0) тношеиии
ру. Поэтому давление рвх в полости входа должно быть не менее
давления во впадине на внешней окружности шестерен, т. е.
Рвх > Ро ш 1п + Y (г? - гвп) 0)2 = Ро ml п + - ^п); (1 • 22)
Если это условие не выполняется, то заполнение впадин жидко-
стью будет не полным и производительность насоса значительно
уменьшается.
Для определения степени заполнения впадины жидкостью
(рис. 1.26) при недостаточном давлении на входе в насос или
при чрезмерной угловой скорости шестерен проинтегрируем вы-
ражение (1.20) от текущего радиуса г' до радиуса головок; в
результате интегрирования получим:
PBX-Po=-|-(^-r,2)w2.
Отсюда найдем и радиус, ниже которого при данном давле-
нии на входе в насос жидкости во впадине шестерни не будет:
I / /-2 — Рвх Ро
|/ г Q tt>2
(1.23)
39
Максимально допустимая угловая скорость шестерен насоса,
при которой еще обеспечивается полное заполнение впадин жид-
костью, найдем из равенства (1.22):
Я
Рвх — Ро min
,2_ *2
г 1 вп
(1.24)
До скорости уг=64-8 м/с увеличение давления в жидкости за
счет центробежных сил будет незначительно. С увеличением ок-
ружной скорости влияние центробежных сил
быстро растет.
С учетом величины Ротш=,О,4- даН/см2,
обычно принимаемой для масла, при окружной
скорости цг=10 м/с насос еще может работать
у земли с небольшим подсосом; при скорости
уг=15 м/с давление жидкости на входе в на-
сос должно быть не менее 0,9 даН/см2, т. е.
требуется работа под заливкой уже у земли;
Рис. 1.26. К определению степени заполнения впадины
шестерни жидкостью
при уг=20 м/с давление на входе в насос должно быть 1 даН/см2,
т. е. даже у земли требуется подкачка или подпор перед насосом.
С увеличением высоты полета ,и упругости паров жидкости
увеличивается и влияние окружной скорости шестерен на объ-
емный к. п. д. насоса.
В связи с большим числом оборотов роторов газотурбинных
двигателей приводы к насосам выполняются с большим переда-
точным числом, а в некоторых насосах предусматриваются спе-
циальные редукторы.
2. ВЛИЯНИЕ НЕПОЛНОГО ЗАПОЛНЕНИЯ ЖИДКОСТЬЮ ВПАДИН
ШЕСТЕРЕН НА РАБОТУ НАСОСА
Неполное заполнение впадин шестерен жидкостью не только
уменьшает производительность насоса и ведет к эмульсирова-
нию жидкости, но также ухудшает режим работы насоса и уско-
ряет износ его деталей. f
При перемещении недозаполненной впадины из полости вхо-
да в полость выхода в нагнетающей магистрали возникает об-
ратный поток жидкости, создающий пульсирующую нагрузку на
шестерни и их подшипники, а также пульсирующее давление в
системе. Это, в свою очередь, вызывает вибрацию различных
элементов системы (например, клапанов) и стрелок контроль-
ных приборов, нарушение герметичности соединений и даже
повреждение шланг'ов.
40
Давление во впадине шестерни вследствие гидравлического
удара может в несколько раз превысить рабочее давление и вы-
звать разрушение насоса высокочастотными нагрузками на под-
шипники, превышающими расчетные.
Надежность заполнения впадин шестерен жидкостью зависит
не только от окружной, скорости шестерен и давления в полости
входа, но и от следующих условий:
а) протяженности полости входа (и, следовательно, продол--
жительности пребывания в ней впадины шестерни);
Рис. 1.27. Увеличение поло- Рис. 1.28. Подвод жидкости к шестерне
сти входа шестеренного на- по всей ширине и с торцов впадины
coca
б) рациональности форм и размеров каналов, подводящих
жидкость к впадинам;
в) наличия в жидкости воздуха и газов;
г) величины вредного пространства впадины (т. е. части впа-
дины, не участвующей в подаче жидкости).
Необходимо принимать меры для обеспечения полного запол-
нения впадин и уменьшения пульсаций в насосе. При окружной
скорости шестерен иг=6-ь8 м/с длина пути шестерни в полости
входа должна составлять не менее 1/8 части окружности. С уве-
личением окружной скорости шестерен необходимо увеличивать
и протяженность полости входа (рис. 1.27). Желательно, Чтобы
в полости входа находилась четверть окружности шестерни.
Жидкость к впадинам зубьев должна подводиться по всей шири-
не шестерни, а по возможности также и с торцов (рис. 1.28).
В каналах входа скорость жидкости не должна превышать 2—
3 м/с при нормальном атмосферном давлении.
Так как впадины шестерен в некоторых случаях неполностью
заполняются жидкостыр в полости входа, то для уменьшения
силы гидравлического удара и пульсаций давления в насосах с
повышенным давлением подачи желательно дозаполнять впади-
ны по мере приближения их к полости выхода. Для этого на ци-
линдрических поверхностях колодцев под шестерни со стороны
41
полости выхода навстречу вращению шестерен прорезаются уз
кие щели шириной 0,5—0,6 мм и длиной 10—12 мм (рис. 1.29).
Присутствие в жидкости воздуха и газов сильно уменьшает
производительность насоса, ускоряет кавитацию, усиливает
.пульсацию давления в системе и снижает ее высотность. Зависи-
мость производительности шестеренного насоса от наличия в
жидкости воздуха и давления на входе приведена на рис. 1.30.
С уменьшением давления объем, занимаемый в жидкости возду-
хом или газом, увеличивается.
Рис. 1.29. Щели в полости Рис. 1.30. Зависимость производительно-
выхода для дозаполнения сти шестеренного насоса от давления на
впадин шестерен входе и наличия в жидкости воздуха в
* ' % объема при давлении нагнетании
рн = 6 ДаН/см2
)
Кавитация и предшествующее ей выделение воздуха из
жидкости может происходить не только во впадинах быстро вра-
щающихся шестерен, но и во входной магистрали при значи-
тельном падении давления перед насосом, вызванном сопротив-
лением на линии всасывания. При абсолютном давлении перед
насосом 0,7—0,8 даН/см2 масло в магистрали начинает мутнеть
из-за выделения воздуха, а при давлении 0,5 даН/см2 изменяет-
ся окраска масла и выделяются видимые пузырьки воздуха.
Для избежания указанных явлений, приводящих к уменьше-
нию производительности и пульсации, нужно стремиться к тому,
чтобы насос работал не с подсосом, а под заливкой, т. е. чтобы
уровень жидкости в баке (или сборнике) был выше входной по-
лости насоса. В ряде случаев для улучшения работы насоса в
системе устанавливают вспомогательные, насосы подкачки, кото-
рые создают повышенное давление жидкости перед основным
насосом.
Подача в маслобак (особенно в бак ог^ниченного объема)
большого количества воздуха мощными откачивающими насоса-
ми вызывает эмульсирование масла. Для предотвращения этого
целесообразно откачивать масло из разных точек двигателя от-
дельными насосами или сливать масло самотеком в один общий
42
сборник (отстойник), чтобы оттуда перекачать его в бак основ-
ным насосом с небольшим запасом по .производительности. Эф-
фективным способом уменьшения подачи воздуха в маслобац
является установка в откачивающей магистрали перед входом в
бак воздухоотделителя.
3. ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ НАСОСА
Действительная производительность насоса меньше идеаль-
ной на величину объемных потерь (утечки через зазоры, недо-
заполнение впадин), учитываемых объемным к. п. д.:
Сн^^Н.НД^об'
У современных шестеренных насосов г|Об находится в пределах
0,75—0,95 в зависимости от перепада давления и степени уплот-
нения качающего узла.
Из уравнений действительной и идеальной производительно-
сти насоса определяются все размеры ступени насоса и, в част-
ности, ширина шестерни
Ь=-------; (1.25)
обычно b/DHa4 = 0,254-1.
Увеличение ширины шестерни b без изменения зазоров в на-
сосе повышает производительность насоса, уменьшает относи-
тельную величину утечек и увеличивает объемный к. п. д. насо-
са, так как
Поб=-^- = 1------— (1-26)
06 <?н.ид Сн.нд
При данном торцовом зазоре и определенной величине пере-
пада давления в насосе утечки через торцовый зазор не зависят
от ширины шестерни; утечки через радиальный зазор при про-
чих постоянных величинах прямо пропорциональны ширина ше-
стерни. Таким образом, при увеличении ширины шестерен сум-
марные утечки растут значительно медленнее производительно-
сти насоса. При значительном увеличении QH. и незначительном
увеличении QyT коэффициент цОб возрастает. Поэтому при уве-
личении ширины шестерни b производительность насоса увели-
чивается несколько больше, чем ширина шестерни.
Практически увеличение ширины шестерни ограничивается
технологическими и конструктивными особенностями (трудно-
стями точного изготовления длинного зуба и устранения комп-
рессии жидкости во впадине широкой шестерни). Поэтому мак-
симальная ширина шестерни не превышает десяти модулей.
43
4. ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА
Характеристикой насоса называется зависимость про-
изводительности насоса от числа оборотов и от давления в сис2
' теме. Типичные характеристики шестеренного насоса изображе-
ны на рисунках 1.31, 1.32 и 1.33.
Рис. 1.31. Зависимость
производительности на-
coca от числа оборотов
и перепада давления в
рабочем диапазоне чисел
1 оборотов
Рис. 1.32. Зависимость
перепада давления от
производительности на-
соса при различной ве-
личине зазоров в насосе
(чйсло оборотов посто-
янное, сопротивление в
системе меняется) -
Как видно из приведенных характеристик, производитель-
ность насоса растет пропорционально числу оборотов (в зоне ра-
бочего числа оборотов). Увеличение перепада давления увели-
Q „л/мин
Рех ди"1смг
Рис. 1.33. Высотная характеристи-
ка насоса
чивает внутренние утечки и
уменьшает производительность
насоса. Если давление на вхо-
де недостаточно, то, как уже
указывалось, начиная с неко-
торого числа оборотов, центро-
бежные силы будут мешать за-
полнению впадин, что вместе с
кавитацией и предшествующим
ей выделением воздуха препят-
ствует росту производительно-
сти насоса, а затем ведет к ее
уменьшению. (
Уменьшение сопротивления,
системы приводит ^увеличе-
нию расхода жидкости через систему и уменьшает .Давление на-
гнетания; при очень большом расходе насос не сможет поддер-
живать давление в системе; при очень малом расходе через си-
44
стему, не имеющую перепускного клапана, вся избыточная про-
изводительность насоса должна быть поглощена утечками через
зазоры в насосе, в связи с чеК давление резко увеличивается.
Кавитация может возникнуть, если Давление на входе в на-
сос становится ниже упругости паров перекачиваемой жидко-'
сти; производительность насоса по мере уменьшения давления"
сначала немного, а затем резко уменьшается.
5. МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ НАСОСОМ, И КРУТЯЩИЙ
МОМЕНТ НА ВАЛУ НАСОСА
Мощность, потребляемая насосом, выражается через произ-
водительность насоса и перепад давлений между полостями вхо-
да и выхода насоса. ;
Для любого типа насоса можно записать:
дг = Pt' = APhQh
Если в эту формулу подставить Дрн в даН/см2, a QB в л/мин,
то
А/ = - ДрнФн д с =1)635 APhQh.hj.. Вд (1.27)
450т)мт]об т|м
где т]м = 0,954-0,9 — механический к. п. д. насоса *;
Т1н = ,4м11об = 0,7~0,9 — полный к. п. д. насоса.
Отсюда легко найти крутящий момент на валу насоса:
7И=716,2—=1,59 Кгс-м=1,56 ДРн9н-ил даН-м. (1.28)
П пт1ы Ш)м
Для насоса производительностью QH = 5000 л/ч, работающе-
го при Лрн = 90 даН/см2 и’и = 3000 об/мин и имеющего к. п. д.
Пн = 0,8, получим М=20,8 л. с. = 15,3- 10й Вт и М=5 кгс-м=
= 4,90 даН-м.
Вычисленные значения мощности и крутящего момента явля-
ются средними для данного насоса; вследствие пульсации
подачи мгновенные их значения могут быть значительно выше
средних.
6. РАВНОМЕРНОСТЬ ПОДАЧИ ЖИДКОСТИ НАСОСОМ
Производительность насоса характеризует среднюю величину
подачи. Мгновенная же подача насоса q является переменной
по углу поворота шестерен, так как объем, вытесняемый зубом
шестерни из впадины другой, изменяется по углу поворота шес-
терни. '
* У насосов высокого давления с уплотняющими торцовыми втулками
механический к. п. д. значительно ниже и доходит до Г|м «0,5—0,6, вследст-
вие чего значение г)н снижается приблизительно до 0,45-4-0,55.
45
'Равномерность подачи шестеренного насоса зависит от числа
зубьев шестерен и угла зацепления. Пульсации подачи повторя-
ются при повороте шестерен на угол, соответствующий одному,
шагу.
Чем больше зубьев у шестерен, тем меньше неравномерность
подачи. Однако при этом, как известно, уменьшается производи-
тельность насоса при тех же габаритах.
На рис. 1.34, а показана пульсация подачи насоса.
Уменьшить колебания подачи без уменьшения производи-
тельности насоса можно, сделав каждую шестерню из двух
Рис. 1.34. Неравномерность подачи жидкости шесте-
ренным насосом: z= 10; 7п=1; у = 25° (при продол-
жительности зацепления, равной единице):
а—шестерни цельные (6=1); ^-—шестерни составлены из
двух частей (6=1/2), причем одна половин# смешана относи-
тельно другой на полшага
(или i) равных по ш*ирине частей и- сместив их одну относитель-
но другой на половину (или 1//) шага зацепления.
На рис. 1.34, б видно уменьшение пульсаций подачи насоса,
у которого шестерни сделаны из двух половин (шириной Ь —
= 1/2), смещенных одна относительно другой на полшага.
Значительное уменьшение неравномерности подачи, дают
также шестерни со спиральными или шевронными зубьями, но
применение таких шестерен усложняет предотвращение комп-
рессии жидкости во впадинах, а изготовление их сложнее, чем
прямозубых. Кроме того, при составных шестернях и шестернях
со спиральным и шевронным зубом труднее предотвратить утеч-
ку вытесняемой зубом жидкости в полость входа.
Неравномерность подачи жидкоста насосом в системе с пос-
тоянным объемом, соизмеримым с неравномерностью мгновен-
ной подачи, привела бы к пульсациям давления в нагнетающей
магистрали, пропорциональным квадрату величины подачи, и к
высоким переменным нагрузкам на детали насоса и привода.
В действительности неравномерность подачи j? давления в систе-
ме сглаживается небольшой, но вполне определенной сжимаемо-
стью жидкости, занимающей к тому же об^ем несравнимо боль-
ший, чем мгновенная подача насоса, а также деформациями де-
46
талей системы. При наличии перепускных клапанов пульсации в
системе почти исчезают, если не возникают автоколебания са-
мих клапанов.
При совместной работе двух или нескольких шестеренных на-
сосов на одну сеть общие пульсации в сети могут сглаживаться,
складываться или становиться апериодическими в зависимости,
от взаимного расположения качающих узлов насосов.
7. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ВЫСОТНОСТИ НАСОСА
Зная особенности работы шестеренного насоса, выясним,
как обеспечить его высотность, т. е. нормальную бескавитациом-
ную работу на номинальном режиме до заданной высоты по-
лета. .
Из предыдущего известно, что бескавитационная работа шес-
теренного насоса возможна в том случае, если выполняется ус-
ловие (1.22):
Рвх > Р0 mln + -у - ^п) “2-
С другой стороны, давление во входной полости насоса опре-
деляется следующим уравнением:
9
V Q
Рв^Рн + Ьч + Рн.п— Р<----у- , О-29)
где рн — атмосферное (барометрическое) давление на
рассматриваемой высоте полета (для откры-
той системы);
h—разность между минимальным уровнем жидко-,
сти в баке и входом в насос;
Рн.п — избыточное (манометрическое) давление, соз-
даваемое насосом подкачки (если такой име-
ется) ;
VI к и?
Р<.~ У к 6-потери.давления во входной магистрали вслед-
ствие сопротивления, создаваемого трубами,
фильтрами, расходомерами, радиаторами и
другими устройствами, а также поворотами,
внезапными расширениями потока и т. п.;
— коэффициент потерь отдельных участков вход-
ной магистрали;
Vi—скорость жидкости во входной полости насоса;
у — удельный вес жидкости.
Сравнивая выражения (1.22) и (1.29), окончательно полу-
чим:
2
Рн + ЛY + /’н.п - А - -^у- -f (Г?- г2п) > р0 raIn, (1.30)
47
где
A^Omln Pt~\~ ^Ркаъ‘
Величина упругости паров для различных жидкостей при1
различных температурах дается в специальных справочниках
,или находится экспериментально. Для . некоторых топлив эти
данные помещены в табл. 1.1.
Кавитационный запас &ркав для различных насосов опреде-
ляется из опыта их эксплуатации.
Обычно в рабочей камере качающего узла, у входа в насос,
достаточно иметь минимальное давление, превышающее упру-
гость паров жидкости на 0,2—0,4 даН/см2.
Величины рн и До min в уравнении (1.30) задаются тактико-
техническими требованиями, предъявляемыми к двигателю, и
физическими свойствами рабочей жидкости. Для обеспечения
заданной высотности необходимо располагать насос ниже уров-
ня жидкости в баке, уменьшать потери во входной магистрали,
скорость течения жидкости во входной полости насоса и центро-
бежные силы инерции, во впадине шестерни, а также увеличи-
вать подпор, создаваемый насосом подкачки. Так как потери во
входной системе и скорость жидкости в ней стремятся делать
малыми, а возможная разность уровней бака с жидкостью и
соса на самолете невелика, то наибольший результат могут
дать два последних мероприятия. Уменьшение центробежных
сил инерции во впадине шестерни при выбранных числе зубьев
и модуле возможно лишь путем уменьшения числа оборотов на-
соса, что потребует для сохранения производительности увели-
чения ширины) шестерни. Увеличение ширины шестерни благо-
,приятно сказывается на увеличении объемного к. п. д. насоса,
но ограничено конструктивными и технологическими соображе-
ниями. Для увеличения подпора перед основным насосом име-
ются достаточно широкие возможности.
Особо нужно отметить возможность применения комбиниро-
ванных центробежно-шестеренных насосов, в которых рабочая
жидкость подводится не с периферийной стороны шестерни, а
со стороны впадин, так что центробежные силы не только не
препятствуют, но, наоборот, способствуют заполнению впадин
шестерни. Благодаря этому, такие насосы могут работать с вы-
сокими окружными скоростями и до больших высот не требуют
специальных подкачивающих накосов.
8. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
Шестерни насосов выполняются с зубьями эвольвентного
профиля. Для повышения производи^льно^ти насоса при дан-
ных габаритах применяют, как указывалось выше, шестерни с
малым числом зубьев. Наиболее распространенными являются
шестерни с 2=8-4-14 и модулем /п = 2-г-4.
48
Известно, что при числе зубьев z<17 происходит подрезание
ножки зуба. Чтобы избежать подрезания ножки зуба при ука-
занном числе зубьев, необходимо применять углы зацепления
больше стандартного уо = 2О° (использовались углы зацепления
20, 22, 25, 28 и 30°), либо корригировать профиль зубьев при
стандартном угле зацепления у=20° сдвигом основной рей^и *
(рис. 1.35).
Последний способ устранения подрезания зубьев предпочти-
тельнее, так как позволяет удовлетворить требованиям кон-
струкции, унифицировать
профили зубьев при значи-
тельном сокращении и огра-
ничении номенклатуры зубо-
резного инструмента. Корри-
гирование не только устра-
няет подрезание зубьев, но
и уменьшает продолжитель-
ность зацепления, скольже-
ние и удельное давление на
поверхности контакта.
Корригирование заклю-
чается в смещении исходно-
Рис. 1.35. Изменение профиля
зубьев шестерен при изменении уг-
ла зацепления:
а—изменением угла режущего инстру-
мента (рейки); б—корригированием
зубьев путем сдвига рейки
го контура рейки (это смещение одинаково для обеих шестерен
и направлено от центра). При этом также происходит угловая
(фау) коррекция — угол зацепления шестерен уш отличается от
угла зацепления у0 основной рейки. Делительные окружности
корригированных шестерен уже не касаются одна другой. Сле-
довательно, расстояние между осями шестерен будет больше,
диаметр начальной окружности £>Нач также будет больше диа-
метра делительной окружности Ояея = тг.
Корригирование шестерен жидкостных насосов в авиацион-
ной промышленности нормализовано. :
В основу нормали, кроме использования нормального режу-
щего инструмента со стандартным углом зацепления уо=2О°, по-
ложено:
1) применение двух шестерен с одинаковым числом зубьев;
с
* Основная рейка — режущий инструмент для нарезания шестерен мето-
дом обкатки.
49
2) сохранение нормальной величины расстояния между ося-
ми корригированных шестерен:
C=m(z+1); (1.31)
3) обеспечение бокового зазора между зубьями шестерен
(помимо допуска на толщину зуба):
А = 0,08m. (1.32)
Все это и определило величину угла зацепления шестерен уш
и коэффициента корригирования
z (inv уш — inv уо) — —
Одновременно получается нормальным также размер внеш-
него диаметра шестерни:
£>r=m(z + 3). (1.35)
Нормальные размеры межцентрового расстояния и наружно-
го диаметра шестерен значительно облегчают производство.
Нормалью предусмотрено применение основной рейки с ради-
альным зазором, равным 0,3m, что дает радиальный зазор в за-
цеплении шестерен в пределах от h' = Q,18m при г = 8.до h' =
= 0,24m при z= 14. , •
Величина нормализованного коэффициента корригирования
£ и получающегося угла зацепления шестерен уш в насосе при-
ведена в табл. 1.2.
Таблица 1.2
Величина нормализованного коэффициента корригирования и угла
зацепления корригированных шестерен в сборке
Z 8 (9) 10 . (11) 12 (13) 14
е 0,6171 0,6025 0,5897 0,5785 0,5695 0,5632 0,5558
Тш 33°21' 32°15' 31°19' 30°31' 29°60' » 29°15' 28°43'
Корригирование приводит к заострению вершины зуба; меж-
ду тем вершина зуба должна иметь цилиндрический участок,
так как иначе увеличиваются утечки через радиальный зазор.
При чрезмерном заострении зуба его необходимо.было бы уко-
ротить до приемлемой ширины цилиндрического участка, кото-
50
скругления
У
Lg>0,1tn
Рис. 1.36. Величина цилин-
дрического участка верши-
ны зуба и скругление зубь-
ев у торцов шестерен
рая составляет не менее (0,1—0,2)т (рис. 1.36). Однако в шес-
тернях насосов невыгодно применять укороченные зубья, так как
это приводит к уменьшению производительности насоса. Поэто-
му шестерни насосов выполняют с нормальной высотой головки
зуба при сохранении цилиндрического участка на вершине.
Для уменьшения утечек и повышения производительности
насоса не допускаются большие-радиусы
торцов шестерен. Обычно 7?~0, Is-
О. 2 мм (см. рис. 1. 36).
При отсутствии зазора между зубь-
ями шестерен, находящимися в зацеп-
лении, или при одновременном зацеп-
лении двух пар зубьев происходит
сжатие («компрессия») жидкости, за-
ключенной во впадинах (рис. 1.37 и
1.38). В этих случаях давление
жидкости достигает очень высоких
значений, часто во много раз превыша-
ющих рабочее давление. Компрессия
жидкости приводит к значительным
пульсирующим дополнительным на-
грузкам на подшипники, к потребле-
нию насосом излишней мощности и
расходованию ее на дополнительный
нагрев жидкости.
Беззазорное зацепление приводит не только к сжатию жидко-
сти во впадине, но также к созданию во впадине вслед за этим
разрежения (в момент выхода зубьев из зацепления). Разреже-
ние во впадине мешает заполнению впадин в полости входа и
ведет к эмульсированию жидкости, т. е. приводит к уменьшению
производительности насоса и к нарушению работы системы
(особенно опасному в топливной системе).
Уменьшение числа зубьев шестерен и корригирование зубьев
способствуют предотвращению запирания жидкости во впади-
Рис. 1.37. Схема образо-
вания замкнутой полости
во впадине шестерни при
беззазорном зацеплении
зубьев. Справа — мини-
мальный объем замкну-
той полости
нах, так как с уменьшением числа зубьев уменьшается продол-
жительность зацепления, а корригирование зубьев при сохране-
нии в насосе расчетного расстояния между осями шестерен
приводит к увеличению зазора по нормали к профилю зацепля-
ющихся зубьев.
51
В некоторых случаях расстояние между осями корригирован-
ных шестерен несколько уменьшают, сокращая тем самым
вредное пространство и его влияние на работу насоса; уменьше-
ние расстояния между осями шестерен ограничивается условия-
ми сохранения необходимого зазора в зацеплении.
.Так как шестеренные насосы работают с коэффициентом за-
цепления, большим единицы, то устранение запирания жидкости
во впадине достигается различными способами дренирования
впадин (рис. 1.39).
Рис. 1.38. Схема об-
разования замкнутой
полости во впадине
шестерни при одно-
временом зацеплении
двух пар зубьев.
Справа — минималь-
ный объем замкнутой
полости
Наиболее простым и эффективным средством устранения за-
пирания жидкости во впадинах шестерен и создания в них
вслед за этим разрежения являются специальные разгрузочные
канавки в донышках колодцев под шестерни (рис. 1.40).
Шестерни насосов изготовляют заодно с валиками (цапфа-
ми) и отдельно от них. £
При Изготовлении шестерен вместе с валиком упрощается
конструкция насоса, уменьшается количество деталей и исклю-
Рис. 1.39. Дренирование замкнутой полости впадины при помощи лысок
(слева) и канавок (справа) на нерабочих сторонах зубьев
чаются операции по изготовлению отверстий в шестернях и шпо-
ночных канавок в шестернях и на валиках. При малых диамет-
рах шестерен их иногда невозможно изготовить отдельно от
валиков, так как негде расположить шпоночное или другое сое-
динение. ,
У шестерен, изготовленных заодно с валиками, переход от
торца шестерен к валику выполнится либо по радиусу, либо
посредством специальной канавки (рису 1.41). Переход по ради-
усу делает конструкцию более прочной. Изготовление канавок
52
вместо радиусов технологически проще (не требуется заправ-
лять шлифовальный круг слишком малым радиусом) и позво-
ляет притирать торцы шестерни.
При изготовлении шестерен отдельно от валиков упрощается
обработка посадочных поверхностей валиков и осей (возможна
Рис. 1.40. Дренирование
замкнутой полости впа-
дины при помощи кана-
вок на торцах колодцев
шестерен в корпусе на-
соса:
Л=0,5т; с® (1-Н,2) т;
«(1,5->2)т;
1=2,95т V" 1-0,88 :
’г ’s’
</=2,78-^;
s—расстояние между осями
шестерен; 1—полости входа;
2 и 3—полости выхода
Л-В
обработка за один проход), а также торцов шестерен (может
быть выдержана строго одинаковая ширина пары находящихся
в зацеплении шестерен путем совместного шлифования на пло-
скошлифовальном станке). В насосах высокого давления необхо-
димо подбирать шестерни с минимальным отклонением по ши-
рине.
Рис. 1.41. Переходы от шестерни к валику
при совместном изготовлении
Так как посадки валика (или оси) в шестерне и в подшипни-
ках корпуса различные, то при отдельном изготовлении шесте-
рен посадочные поверхности валиков (и осей), а также отвер-
стия в шестернях и подшипниках корпуса выполняются по систе-
ме вала. Ведущие шестерни устанавливаются на валики
обычно с посадкой скольжения. Иногда во избежание наклепа
53
поверхность посадочного отверстия шестерен омедняется; тол-
щина слоя меди — до 0,01 мм.
Передача крутящего момента от шестерен к валикам осуще-
ствляется посредством шпонок (призматических и сегмент-
ных), цилиндрических шт и ф т о в и шариков (рис. 1.42).
Ведомые шестерни обычно устанавливают на осях с легкохо-
довой посадкой. При посадке на стальную ось в шестерни впрес-
совывают бронзовые втулки, которые удерживаются от провора-
чивания специальными резьбовыми или гладкими стопорами
(рис. 1.43). Торцы таких шестерен обрабатывают после запрес-
совки втулок совместно с последними.
Рис. 1.42, Способы соединения шестерен с валиками при
раздельном изготовлении:
а~прнзмар!ческими шпонками; б—сегментными шпонками;
в—цилиндрическими штифтами; г—шариками
Корпусы насосов состоят из собственно корпусов и крышек.
Внешняя конфигурация корпуса и крышек обычно следует
конфигурации расположенных в них деталей насоса (шестерен,
подшипников, каналов, крепежных элементов), так как излиш-
нее увеличение размеров приводит к нерациональному увеличе-
нию массы и уменьшению давления на контактных поверхностях
при тех же усилиях затяжки шпилек (болтов). Ширина контакт-
ных поверхностей корпусов и крышек во избежание утечек не
должна быть меньше 1/мм.
Шпильки (болты) нужно располагать по контуру достаточно
часто и равномерно. В большинстве насосов расстояние между
стяжными шпильками (болтЛми) колеблется в пределах 5—7
диаметров шпильки (болта). Конструкция корпуса и крышек
должна исключать возможность деформации их при затяжке
шпилек. Корпус должен' быть достаточно жестким; при необхо-
димости на корпусе и крышках делают ребра и бортики жестко-
сти.
Так как толщина стенок корпусов и крышек обычно недоста-
точна для размещения в них подшипников и резьбы под шпиль-
54
ки, штуцера и тому подобные детали, то в соответствующих мес-
тах приливаются специальные бобышки.
В насосах высокого давления для разгрузки шпилек (или
болтов) от давления жидкости на поверхности контакта стягива-
емых деталей на этих поверхностях делают специальные разгру-
зочные канавки, охватывающие
Рис. 1.43. Примеры конструк-
ции ведомых шестерен:
/—отверстие для смазки оси;
2 и 3—стопоры
колодцы шестерен и соединяю-
щиеся с полостью входа; эти
канавки являются одновремен-
но и уплотнительными
(рис. 1.44).
Для уменьшения трения
между корпусом и шестернями
в насосах, работающих со зна-
Рис. 1.44. Кольцевые канавки
на торцах крышек шестеренно-
го насоса для разгрузки стяж-
ных болтов и улучшения гер-
метичности:
/—канавка; 2—полость входа
чительным давлением и без уплотняющих втулок, поверхности
корпуса и крышки, образующие донышки колодцев под шестер-
ни, иногда покрывают антифрикционным материалом, например
оклеивают текстолитовыми пластинами, которые предотвращают
наволакивание материала корпуса при малых зазорах.
Для обеспечения герметичности торцы корпусов и крышек
притирают тонкой отделочной безабразивной пастой, например
пастой ГОИ.
Между корпусами и крышками устанавливают специальные
прокладки, толщина и деформация которых учитываются при
определении величины торцового зазора.
Выходящие наружу валики, штуцера и тому подобные дета-
ли уплотняются.
Стальные цементированные или азотированные валики могут
работать непосредственно по расточенным поверхностям отвер-
стий в корпусах маслонасосов, изготовленных из алюминиевых
55
сплавов. В топливных насосах без специальной смазки, где сма-
зывающая способность топлива недостаточна, необходимо уста-
навливать в корпусы специальные втулки из бронзы или других
антифрикционных материалов. Часто для защиты маслонасосов
от возможных надиров корпусов и крышек в них впрессовыва-
ются специальные втулки, служащие подшипниками валиков;
эти втулки могут быть изготовлены из дуралюмина, хорошо ра-
ботающего в паре со сталью при достаточной смазке; дуралю-
миновые втулки легче и дешевле бронзовых и обладают доста-
точным сроком службы.
Рис. 1.45. Сборка корпуса
шестеренных насосов на
ложных шестернях-калиб-
рах для совместной об-
работки отверстий под уста-
новочные штифты:
1 — вид ложной шестерни-ка-
либра; 2—установочный .штифт
Втулки должны стопориться в корпусах и крышках и оконча-
тельно обрабатываться совместно с ними; торцы корпусов и
крышек обрабатываются совместно со втулками заподлицо.
Отверстия под валики и оси в корпусах и крышках насосов
должны» быть'строго соосны. Сквозные отверстия для ведущих
валиков могут обрабатываться совместно в корпусе насоса, со-
бранном на установочных штифтах. Для совместной обработки
отверстий под оси шестерен в корпусе или крышке приходится
делать сквозное отверстие и закрывать его затем заглушкой. Со-
осность отверстий подшипников может быть достигнута и при
отсутствии сквозного отверстия путем обработки их с помощью
сопряженных кондукторов на базе установочных штифтов.
В некоторых случаях применяют сборку раздельно обрабо-
танных конусов и крышек на так называемых ложных шестер-
нях и в собранном таким образом корпусе насоса совместно об-
рабатывают отверстия под установочные штифты в корпусах и
крышках (рис. 1.45)-ДЗ этом случае конструкция корпуса насоса
должна предусматривать возможность такой обработки. Устано-
вочные штифты обеспечивают сохранение соосности отверстий
при последующих сборках и переборках.
Валики и оси устанавливают в корпусы насосов с различны-
ми посадками. Оси либо впрессовываются в одну из деталей
корпуса и входят в остальные детали с небольшим зазором, ли-
56
бо устанавливаются во все детали с посадкой скольжения и
стопорятся штифтами или каким-либо другим способом. Валики
устанавливаются в подшипниках скольжения с легкоходовой по-
садкой.
В современных насосах широко распространены подшипники
качения, в частности игольчатые, посадки этих подшипников
определяются соответствующими стандартами. Игольчатые под-
шипники обладают рядом эксплуатационных недостатков (пере-
кос иголочек и трение их одна о другую вследствие отсутствия
сепаратора). Поэтому, если позволяют габариты, желательно
заменять их роликовыми или шариковыми подшипниками. Под-
шипники качения требуют специальных уплотнений, без которых
могут быть большие утечки рабочей жидкости и снижается объ-
емный к. п. д. насоса.
При значительной нагрузке подшипники скольжения нужда-
ются в принудительной смазке (даже в маслонасосах), так как
без этого не обеспечивается достаточная циркуляция смазки,
жидкостное трение и отвод тепла.
Для смазки осей ведомых шестерен достаточно сделать во
впадинах шестерен два-три небольших отверстия такого диамет-
ра, чтобы они не задевали активной части профиля зуба (см.
рис. 1.43). При входе зубьев в зацепление через эти отверстия
будет продавливаться масло, и смазка оси будет достаточной.
Если ширина шестерни значительна, то отверстия располагают в
двух поясах.
Способ смазки*подшипников валиков зависит от конструкции
насоса. В многосекционных насосах небольшого давления удоб-
но подводить масло к подшипникам через полость самого вали-
ка. Для нагнетания масла в полость валика нередко использу-
ется разгрузочная канавка.
Валики насосов должны быть зафиксированы от осевых пере-
мещений. Если привод ведущего валика осуществляется кониче-
скими шестернями, то достаточно одной фиксирующей поверх-
ности; если привод осуществляется цилиндрическими шестер-
нями, рессорой или муфтой — таких поверхностей должно быть
две.
Фиксирующими (упорными) поверхностями могут быть
торцы конических шестерен, буртики валиков, специальные
шайбы. В ряде случаев фиксация от осевых перемещений осуще-
ствляется торцами рабочих шестерен; в насосах с небольшим
давлением это не приводит к значительным износам. Валики ве-
домых шестерен иногда фиксируются в осевом направлении соб-
ственными торцами; в этих случаях в корпусах и крышках насо-
сов, работающих со значительным давлением, устанавливают
специальные подпятники. Такие подпятники изготовляют обычно
из оловянносвинцовистой бронзы (например, Бр.ОС5-25) и зали-
ваются в корпусе и крышке (см. ниже рис. 1.50).
9. НЕКОТОРЫЕ РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ И ИЗНОС
Подшипники
На подшипник действуют:
— боковая нагрузка на шестерни Pg от разности давлений
жидкости на выходе и входе;
— сила реакции Рм от крутящего момента, приложенного к
шестерне;
— усилия от сжатия жидкости во впадине зубом смежной ше-
стерни, от пульсации давления в системе и т. д.
Рис. 1.46. Эпюры давле-
ния в радиальном зазоре
при протяженности по-
лостей выхода и входа в
45 и 90°
Величина и направление усилия от боковой нагрузки опреде-
ляются распределением давления по окружности шестерни
(рис. 1.46).
Если принять, что в радиальном зазоре давление изменяется
по линешюму закону, то для случая, когда протяженность поло-
стей входа и выхода одинакова, боковая нагрузка на шестерню
равна:
Ръ = а\РъРгЬ. (1.36)
Величина коэффициента а имеет следующие значения:
— когда в полостях входа и выхода находится по 1/8 части
окружности головок шестерен, а = 0,65;
— когда в полостях р^ода и выхода находится по 1/6 окруж-
ности головок, а=0,707;
— когда в полостях входа и выхода находится по .1/4 окруж-
ности головок, а = 0,818;
— в пределе, когда в полостях входа и выхода находилось бы
по 1/2 окружности головок, а=1.
Во всех указанных случаях усилие от боковой нагрузки нап-
равлено перпендикулярно линии, соединяющей центры шесте-
рен *.
* Как уже указывалось, речь идет о случаях, когда протяженность поло-
стей входа и выхода одинакова, а давление в радиальном зазоре изменяется
по линейному закону.
58
Рис. 1.47. К определению нагрузок
на подшипники шестеренного насоса:
/—ведущая шестерня; 2—ведомая шес-
терня
Величина силы реакции Рм от крутящего момента зависит от
величины крутящего момента, диаметра шестерен, положения
точки зацепления (или угла поворота шестерни). Направление
этой силы определяется углом зацепления шестерен и трением
скольжения зубьев. Таким образом, величина силы реакции
в небольших пределах, так же как и направление ее, является
переменной. Для расчета принимаем номинальные значения си-
лы реакции.
Сила реакции от крутящего момента для ведущей шестерни
уменьшает, а для ведомой
увеличивает суммарную на-
грузку на подшипник
(рис. 1.47). Этими неблаго-
приятными условиями рабо-
ты и объясняется более бы-
стрый износ подшипников
ведомых шестерен по срав-
нению с подшипниками ве-
дущих шестерен. Суммарное
усилие на подшипники ше-
стерен средних размеров со-
ставляет:
— для ведущей шестер-
ни Ps, «0,9 Рб;
— для ведомой шестер-
ни Рб2 « 1,1 Рб-
Нагрузка на подшипники
ведомой шестерни примерно
на 20% больше нагрузки на
подшипники ведущей ше-
стерни. Для создания равно-
нагруженных подшипников
подшипник ведомой шестерни приходится делать более мощным;
в случае применения подшипников скольжения это означает уве-
личение длины или диаметра подшипника. Для упрощения про-
изводства подшипники обеих шестерен часто делаются одинако-
выми.
Так как нагрузка на подшипник в основном,-, определяется
давлением жидкости на боковую поверхность шестерни, то при
проектировании насосов высокого давления нужно ' по возмож-
ности уменьшать протяженность камеры выхода, а также диа-
метр и ширину шестерни. Однако уменьшение ширины шестерни
ведет одновременно к уменьшению объемного -к. п. д. насоса и
поэтому к более значительному уменьшенйю производительности
насоса по сравнению с уменьшением <?н,йд.
Ввиду того, что подшипники шестерен нагружены также уси-
лиями от сжатия жидкости во впадийах и от пульсации давле-
ния в системе, которые во многих случаях удается сильно
59
уменьшить, но не устранить совсем, для предварительных расче-
тов можно принять нагрузку на подшипники равной:
— для ведущих шестерен Ррасч = ^б;
— для ведомых шестерен Ррасч = ^б + Лм-
Подшипники скольжения шестеренных насосов высокого дав-
ления рассчитываются на основании гидродинамической теории
смазки, определяющей размеры подшипника и зазоры в нем в
зависимости от угловой скорости и размеров вала, величины и
характера приложенной на-
грузки, а также от вязкости
смазывающей жидкости.
Размеры подшипников
скольжения шестеренных насо-
сов низкого, давления можно
приближенно проверять на
удельную нагрузку:
р'
К * расч
где Р'расч — расчетное уси-
лие, действую-
щее на д^рный
подшипник с
учетом всех
примыкающих к
нему шестерен;
поверхности подшипни-.
Рис. 1.48. Схема гидравлической раз-
грузки подшипников шестеренного
насоса от» усилия, создаваемого дав-
лением жидкости
da и 1п — диаметр и длина опорной
v . ка соответственно.
Опыт эксплуатации показывает, что допустимая удельная на-
грузка на подшипники из оловянносвинцовистой бронзы состав-
ляет:
— для масла ЛдОп^(80н-100) даН/см2;
— для керосина /<ДОп^ (204-25) даН/см2.
Если нагрузка^превышает указанную величину, то необходи-
мо либо увеличить размеры подшипников, либо ввести гидравли-
ческую разгрузку их, либо перейти на подшипники качения.
Гидравлическая разгрузка подшипников достигается тем, что
высокое давление создается в камере, диаметрально противопо-
ложной полости выхода; выбирая размеры каналов и камеры,
можно разгрузить подшипники дс желаемых пределов (рис.
1.48). При этом, однако, уменьшается объемный к. п. д. насоса.
В трехшестеренном насосе подшипник средней шестерни, если
она является ведущей, практически разгружен от боковых уси-
лий со стороны жидкости и от реакций крутящего момента, а ва-
лик этой шестерни нагружен двойным крутящим моментом по
сравнению с насосом из двух шестерен. Если же средняя шестер-
60
ня является ведомой, то ее подшипник, как у всякой промежу-
точной шестерни, нагружен двойной реакцией от окружного уси-
лия; действующего в зацеплении.
Так как пульсации, связанные с неравномерной подачей жид-
кости, в шестеренном насосе (и вообще в объемных насосах)
полностью устранить нельзя, то и нагрузки на подшипники шес-
терен и на валики получаются переменными, высокочастотными
и могут значительно превосходить нагрузки, вычисляемые по
среднему крутящему моменту. По этой причине валики насосов
подвержены крутильным колебаниям. Вследствие такого харак-
тера нагрузки валики насоса и приводные шестерни делаются
значительно более прочными, чем это требуется исходя из сред-
него крутящего момента. В пределах, допускаемых шестернями,
нужно делать валики максимально больших диаметров.
Пяты
Опорны.е поверхности пят могут быть либо плоскими при не-
больших нагрузках, допускающих плохую смазку и полужид-
костное трение, либо с клиновидными канавками при значитель-
ных нагрузках, требующих жидкостного трения.
Рис. 1.49. Распределение давления
по радиусу подпятника
Рис. 1.50. Схема ус-
тановки подпятника в
насосах высокого
давления
Пяты с плоской опорной поверхностью, работающие при по-
лужидкостном трении, рассчитываются обычными методами на
удельное давление и износ.
Кривая распределения давления по радиусу опорной поверх-
ности пяты имеет вид равносторонней гиперболы, асимптоты ко-
торой совпадают с осью вращения и радиусом рабочей поверх-
ности пяты (рис. 1.49).
Средняя часть подпятника не может быть использована в
качестве опорной поверхности из-за больших удельных нагрузок
61
и выжимания с ее поверхности смазки. В большинстве случаев
поверхность подпятника у оси вращения удаляется (рис. 1.50).
Предположение о гиперболическом распределении давления
по поверхности пяты не полностью соответствует действительно-
Рис. 1.51. Формы клиновидных канавок на торцах
деталей
сти, так как на краях опорной поверхности давление в слое
жидкости должпэ.быть равно давлению окружающей среды.
Допустимые ^дельные нагрузки определяются эксперимен-
тально для конкретных условий работы: пара материалов, чис-
тота поверхности, род жидкости и т. д.
На торцах валиков иногда делают клиновидные канавки, ко-
торые обеспечивают жидкостное трение и уменьшают износ
(рис. 1.51).
Уплотняющие втулки
Втулки, уплотняющие торцовый зазор шестерен в насосах вы-
сокого давления, должны прижиматься к торцам шестерен уси-
лием, достаточным для уплотнения и в то же время не слишком
большим, чтобы не вызывать значительного трения в насосе, из-
лишнего уменьшения его механического к. п. д. и каких-либо
повреждений торцовых поверхностей втулок и шестерен (надиры
и т. п.).
В некоторых конструкциях насосов втулки предварительно
прижимаются к торцам шестерен небольшими специальными
пружинами. Усилие, вызванное пружинами, должно обеспечить
только начальный контакт между шестернями и втулками. Ве-
личина удельного давления от этого усилия, приходящегося на
62
единицу опорной поверхности втулки, составляет (см. рис. 1.19):
рОп~1 даН/см2.
В процессе работы насоса втулки будут прижиматься к шес-
терням рабочей жидкостью обычно с давлением в полости нагне-
тания. Общее усилие, прижимающее втулку к шестерне
где £>г и D — внешний и внутренний диаметры поверхности
втулки, на которую действует давление жидкости,
соответственно;
рп — рабочее давление жидкости.
Прижатию втулки к шестерне противодействует давление
жидкости со стороны шестерни. Это давление непостоянно по
всей поверхности втулки и достаточно сложно изменяется в на-
правлении от полости выхода к полости входа и в направлении
от внешней окружности шестерни к валику (или оси). Давление
это действует не только на поверхность втулки, непосредственно
омываемую жидкостью во впадинах шестерни, но и на поверх-
ность втулки, прилегающую к торцу шестерни, так как жид-
кость проникает в зазоры между шестерней и втулкой, причем
давление в зазоре уменьшается по мере удаления от впадин
шестерен.
Сложность вычисления величины противодавления жидкости
на втулку со стороны шестерни привела к тому, что размеры
втулки определяют экспериментальным путем. Установлено £7],
что поверхность втулки, на которую действует рабочее давление
жидкости, подводимой со стороны корпуса FK, должна быть не-
сколько меньше условной поверхности, на которую действует
давление жидкости со стороны шестерни Еш:
0,75 -г- 0,85,
откуда
D 1/0Д£>2 + 0,8£>2 .
Если на всю поверхность уплотняющей втулки со стороны
корпуса действует рабочее давление жидкости, то торцовый за-
зор между шестерней и втулкой имеет минимум на стороне вхо-
да и максимум на стороне выхода, так как давление поджима
одно и то же, а противодавление переменное.
Недостатком насосов с уплотняющими втулками при работе
на очень высоких давлениях [рп> (1504-200) даН/см2] является
63
большой страгивающий момент, препятствующий использованию
таких насосов в качестве гидромоторов. Кроме того, происходит
большой износ торцовых поверхностей шестерен и уплотняющих
втулок, причем износ втулок неравномерен по окружности.
В ряде случаев насос работает неустойчиво. Одной из причин
неустойчивой работы насоса при высоких давлениях является
высокая удельная нагрузка на уплотняющие поверхности, рабо-
тающие в условиях полужидкостного трения. Если для обычных
Рис. 1.52. Возможные способы прижатия уплотняющих втулок
к шестерням
*
подпятников скольжения при работе стали по свинцовистой
бронзе с обильной смазкой можно считать допустимой удельную
мощноЛъ трения -pv = 4000 Вт/см2, то на поверхностях трения
уплотняющих втулок и шестерен скорость достигает 10 м/с и дав-
ление 200 даН/см2, а удельная мощность трения'поднимается до
оченв^высоких значений:’/?^=20 000 Вт/см2.
Одним из способов уменьшения трения, выравнивания зазо-
ров в уплотняющих элементах и повышения устойчивости рабо-
ты насоса может служить прижатие уплотняющих втулок к шес-
терням посредством системы специальных поршеньков, каждый
из которых находится под давлением, соответствующим про-
тиводавлению жидкости со стороны шестерни в месте располо-
жения поршенька (рйс. 1.52, а).
Проще, однако, подвести к поршенькам постоянное давление,
а различие в усилиях, с которыми каждый поршенек должен
прижимать втулку к шестерне, можно достигнуть изменением
диаметров поршеньков (рис. 1.52, б). И тот и другой способы,
конечно, усложняют конструкцию и увеличивают массу насоса.
Е. М. Юдин (37] предлагает смещать центр площади поджатия
втулки с оси шестерни.
Зубья шестерен, валики
Зубья шестерен насосов, как правило, на прочность и износ
не рассчитываются ввиду ограниченности нагрузок. Если такой
64
расчет требуется (например, для насосов высокого давления), то
его проводят обычными способами.
Валики и оси шестерен при больших нагрузках проверяют не
только на прочность, но и на жесткость; деформации валиков и
осей в месте установки шестерен и подшипников должны быть
значительно меньше радиальных зазоров между шестерней и
корпусом; так как приложенные к валикам нагрузки являются
пульсирующими, то расчет должен вестись с учетом усталости;
материала или с повышенным запасом прочности.
10. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ НАСОСА
При выборе параметров насоса надо стремиться получить
максимальную производительность при минимальных размерах
и массе.
Рис. 1.53. Изменение числа оборотов,
габаритов и массы шестерен насоса,
когда постоянная окружная скорость
or=const достигается различными со-
четаниями Dr и п при сохранении
<2н.Ид = const за счет подбора вели-
чины Ь (модуль зубьев не изменя-
ется):
G—масса сплошной шестерни; G'—^масса
полой шестерни при Do=0,5DBn
Стремление к уменьшению габаритов и массы насоса приве-
ло к использованию максимально допустимой окружной скоро-
сти, при которой еще обеспечивается заполнение жидкостью
впадин шестерен.
Наименьшими массой и габаритами будет обладать насос,,
шестерни которого имеют минимальное число зубьев минималь-
ного модуля, а ширина шестерен определяется при заданной
окружной скорости требующейся производительностью насоса
(рис. 1,53, 1.54, 1.55).
Выбор основных параметров шестеренного насоса может
быть произведен следующим образом:
а) определяем расчетную производительность насоса (2н.ид
по заданной величине действительной подачи Qc:
су ___Qc ”Ь &Q I
<2и.Ид= —----— л/мин;
4об
б) задаемся модулем и числом зубьев шестерен;
в) задаемся допустимой окружной скоростью vT в м/с;
3 2977 «
Рис. L54, Изменение Числе обора-
гггбаритог я магсы тестерам
чй^рса, мгДа увеличение лроизио-
дкчеиьчзетч дистнгаегся увеличе-
нии Мйпчля, зубъьъ при fief!змен-
ном числе зубы#, шйИ^е utect^p-
нн н ее окру»: .ной. старости (в
дзнкчмг случле #= 7 к !Й м/t}
Рис. !55. Изменение числл обороток, rs-
SijHttis и массы шестерен насоса, когда
увелнченне ^ронзвдтйдмюсчи доста-
г йен? увеличений!! числа зубьев при не*
Ка-цейцЫ*. модуль зубз, ширине шестеро
ни и ее окружной судареия
fi-
x') исходны чвсдс борото» проектируемого насоса
ю-ж^_ 00/ихк.
пт (а 4- 3)
д) вычисляли требующуюся ширину шеогереп
к*-
При получении неудачных значений п и b производим, пере-
расчет, задавшмсь другими величинами т и г,
71. основные технические требования
< Д ЕТ А Л ЯМ W ЕСТЕ Р Е Н И Ы X Н А СОСО В.
ОСОбЕНКОСТИ ИРФМЭаоасТВА.
ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ
(1.37)
При из г отав лении шестеренные насосов требуется соблю-
дать тачпость размеров, а также чистоту н трдхтъ поверхно-
стей деталей, гарантирующие нормальную сборку кассой, пра-
вильной зацбплвЮйе шестерен, достаточную герметичность и на-
дежную длительную работу. Эти требования, наряду с требова-
нием "минимально возможных габаритов и массы, обеспечивают-
ся основными техническими условиям», включая выбор соответ-
ствующих материалов.
"корпусы насосоз (для.уменьшения их массы} сбыедю ш-
лив ат ив магниевых сплавав МЛ2, МЛ5 с твердостью после
термообработку, Лй или алюминиевых сплавов АЛ5, АЛ9 с
твердостью после термообработки и ряде случаев
применяется литье в кокиль. Отдельные дет дли корпусов, имею-
щие несложную конфигурацию, изготояляются также »з дефор-
мируемых йлюыинневых сплавов типа дур алюмин а, обладаю-
щих более высадит» механическими качествами по сравнению с
литейными легкими сплавай». £ некоторых случаях для сохра-
нения в эксплуатадии монтажных зазоре» ыежду шестернями и
корпусом корпусы на coco е делаются чугунными, так как коэф-
фициент линейного расширения чугуна близок к коэффициенту
сталей; присутствие в чугуне графита в качестве структурной
составляющей придаст чугуну антифрикционные своЛств*. Лря
очень больших скоростях, полета и отсутствии специального ох-
лаждения корпусы необходимо выполнять яз более жаропроч-
ных сплавов.
Для получения высокой чистоты поверхности, еоосюбслгвую-
щей улучшвндаа герметичности стыков и уменьшению потерь «а
трение, контактные па&ерхноети корпусов часто притираются.
Если корпусы насосов вз готовлены дагких сплавов, то по верх-
вдети, с одр и касающиеся с шестернями, притираются специаль-
ной. то иней безабразивиой пастой (например, пастой ГОИ), что-
бы абразив де вираплввалея в корпус и не мог впоследствии по«-
царапать шестерни, Чисттутэ стыковых поверхностей корпусов
3* 67
обычно соответствует 7—9-му классам, отклонение стыковых по-
верхностей от плоскости не превышает 0.005—0,01 мм, непарал-
лельность этих поверхностей между собой и неперпе.ндикуляр-
ность их поверхностям колодцев под шестерни находится в
пределах 0,01—0,02 мм на длине детали. Стыковые поверхности
проверяются по краске, прилегание без разрывов должно быть
не менее 60—75%.
Достаточная чистота и точность поверхностей колодцев под
шестерни достигается тонкой расточкой. Биение поверхностей
колодцев относительно подшипников шестерен обычно не превос-
ходит 0,02 мм. Отклонение расстояний между осями подшипни-
ков шестерен от номинального (расчетного) размера не превос-
ходит 0,02 мм.
Для подшипников скольжения, подпятников и уплотняющих
втулок применяются оловянносвинцовистые бронзы БрОС5-25
и БрОСЮ-Ю, обладающие твердостью и 70 соответст-
венно.
Размеры подводящих каналов должны обеспечить скорость
жидкости на входе в насос не выше 3 м/с при нормальном атмо-
сферном давлении.
Подшипники качения, а также все детали, выходящие из кор-
пуса наружу, должны быть надежно уплотнены. Корпусы и их
крышки испытываются на герметичность при давлении и темпе-
paTypfjpie ниже рабочих.
Шестерни, а также валики и оси шестерен насосов изго-
товляются из легированных сталей. Наиболее употребительны
цементируемые стали .12ХНЗА, 18ХНВА и ЭИ274, азотируемая
сталь 38ХМЮА.
Зубья шестерен цементируются на глубину (7,4—0,6 мм или
азотируются на глубину 0,25—0,5 мм; после азотирования сни-
мается хрупкий поверхностный слой глубиною до 0,05 мм. Иног-
да зубья шестерен цианируются.
Шестерни подвергаются термообработке для получения твер-
дости цементированного слоя или азотированного
слоя при сохранении вязкой сердцевины (твердость
сердцевины назначается в зависимости от марки применяемого
материала). Зубья шестерен шлифуются, допустимое отклонение
профиля зуба от эвольвенты не превышает 0,01—0,02 мм при
чистоте поверхности в пределах 7—8-го классов. Биение профиля
зуба относительно посадочной поверхности шестерни не должно
превышать 0,05—0,08 мм. Торцы шестерен шлифуются или при-
тираются до 7—8-го классов чистоты, непараллельность торцов
шестерен не превышает 0,01 мм, допуск на ширину шестер-
ни ограничивается 0,01—0,1 мм, в зависимости от величины ра-
бочего давления и вязкости жидкости и подбора шестерен к ко-
лодцам корпусов. В насосах высокого давления шестерни нужно
подбирать с минимальными отклонениями по ширине, которые
можно достигнуть специальным подбором или совместным шли-
68
фованием на плоскошлифовальном станке шестерен, изготовлен-
ных отдельно от валиков. Между шестернями и корпусами обес-
печиваются минимально возможные радиальные и особенно
торцовые зазоры. Величина этих зазоров в первую очередь опре-
деляется перепадом давления в насосе: чем больше перепад дав-
ления, тем меньше должны быть зазоры. Во всех случаях ради-
альный зазор между шестерней и корпусом должен быть боль-
ше зазора в подшипнике шестерни. Радиальный зазор обычно
соответствует ходовой или широкоходовой посадкам 2-го класса
точности и для наиболее употребительных размеров шестерен
составляет 0,02—0,2 мм. Торцовый зазор всегда меньше радиаль-
ного и колеблется в пределах 0,01—0,1 мм. Желательно, чтобы
зазоры находились как можно ближе к нижним пределам ука-
занных величин, особенно при высоких давлениях или малой
вязкости рабочей жидкости.
Чтобы сохранить в эксплуатации монтажные зазоры,- иногда
изготовляют шестерни из аустенитных сталей или из бронз, име-
ющих коэффициент линейного расширения, близкий к легким
сплавам. При этом можно применить сталь ЭИ69, поддающуюся
азотированию, или бериллиевую бронзу, обладающую после тер-
мообработки сравнительно высокой твердостью (Я/?С^37).
Валики изготовляют из легированных сталей; участки вали-
ков, которыми они устанавливаются в подшипники скольжения,
цементируют или азотируют.
Оси изготовляют из легированных сталей и из антифрикци-
онных материалов — чугуна, бронзы, дуралюмина. В последних
случаях в ведомые шестерни маслонасосов втулок можно не ус-
танавливать. У стальных осей цементируют или азотируют уча-
стки, на которые устанавливают ведомые шестерни.
12. НЕКОТОРЫЕ ТИПИЧНЫЕ конструкции
ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
На рис. 1.56 даны общий вид, схема работы и характеристи-
ки топливного насоса низкого давления с перепускным клапа-
ном, отрегулированным на давление 2,0-—2,2 даН/см2.
Насос предназначен для подачи пускового топлива в турбо-
реактивный двигатель и приводится во вращение электродвига-
телем постоянного тока.
Отверстия входа и выхода топлива в корпусе имеют одина-
ковый диаметр. Поэтому насос может быть использован для обо-
их направлений вращения; при перемене вращения необходимо
переставить перепускной клапан и заглушку.
На рис. 1.57 приведен общий вид, схема работы и характери-
стики топливного насоса среднего давления.
Создаваемое насосом давление топлива регулируется уста-
новленным на двигателе автоматом дозировки топлива. При ра-
69
боте двигателя на земле на номинальном числе оборотов насос
должен нагнетать топливо под давлением до 60 даН/см2.
Производительность насоса при противодавлении на выходе
55 даН/см2, давлении на входе 0,1—0,5 даН/см2 и скорости вра-
Рис. 1.56. Шестеренный топливный насос низкого давления (характе-
ристики сняты с приводом от двигателя при торцовом зазоре 0,02 мм;
перепускной клапан отрегулирован на рн=2,8 даН/см2 при п=
= 3000 об/мин и <2=0; рабочая жидкость — бензин плотностью QT =
= 0,749 кг/л; температура бензина /=25° С):
/-корпус,- 2—крышка; 3—подшипник; 4, 5—валики; 6~манжета; 7—муфта
щения 5400 об/мин должна быть не менее 45 л/мин. Мощность,
потребляемая насосом, равна 10 л. с. (7,355-103 Вт).
На рис. 1.58 изображены общий вид, схема работы и харак-
теристики гидронасоса высокого давления со специальными
70
V £
1000 3000 5000 П об/мин
6 начале работы насоса
после 200 Ч работы
'Из бака
Усладные обозначения
+ 4- Жидкость нагнетаемая £33231 Жидкость дренажных утечек насоса
S3S Жидкость Входящая ууууу* Жидкость Внутренних утечек насоса
Рис. 1.58. Шестеренный гидронасос высокого давления с втулками, уплотняющими . торцовый зазор (характеристики
сняты на минеральном масле ГМЦ-2 с температурой t—2о—30 С).
I и 3—уплотняющие диски; 2—корпус; 4—пружина; 5—крышка; 6—канавка; 7—резиновое кольцо
втулками, уплотняющими торцовый зазор между шестернями и
корпусом.
Насос может создавать давление на выходе до 150 даН/см2.
Производительность насоса при /?н = 120 даН/см5, рВх =
=0,6 даН/см2 и п = 2500 об/мин должна быть не менее 30 л/мин.
ГЛАВА III
ПЛУНЖЕРНЫЕ НАСОСЫ
Плунжерные насосы применяют в системах высокого давле-
ния, в частности в топливной системе двиР'ателя.
Качающим узлом плунжерного насоса являются цилиндр с
плунжером, посаженным в цилиндр с очень малям зазором
(0,01—Q,02 мм).
Перемещаясь из крайнего внутреннего положения в цилинд-
ре в крайнее внешнее, плунжер засасывает жидкость в цилиндр
из полости входа, (или открывает доступ жидкости в цилиндр
при наличии подпора перед насосом). Двигаясь в обратном на-
правлении, плунжер нагнетает жидкость из цилиндра в полость
выхода и подает,ее з ту или иную систему.
1. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ НАСОСОВ
И ТИПЫ КАЧАЮЩИХ УЗЛОВ
Плунжерные насосы выполняют по различным принципиаль-
ным схемам, причем насосы, изготовленные по одной и той же
схеме, могут обладать конструктивными особенностями.
Применяются насосы, выполненные по рядной, радиальной
(звездообразной) и барабанной схемам (рис. 1.59, 1.60, 1.61).
Управление движением плунжера осуществляется различны-
ми способами, в зависимости от схемы насоса и его конструкции.
При рядной схеме насоса плунжеры приводятся в движение
с помощью валика, на котором расположены профилированные-
кулачки (по одному на каждый плунжер), смещенные один от-
носительно другого на фазовый угол, определяемый порядком
работы плунжеров.
При радиальной схеме движение плунжеров происходит
вследствие эксцентричного расположения ротора с плунжерами
74
X
S
x
то
\o
то
ex
то
\o
X
X
О.
75
в стакане; положение плунжера в цилиндре определяется рас-
стоянием от оси вращения ротора до зеркала стакана.
При барабанной схеме управление движением плунжеров
осуществляется с помощью кулачковой или гладкой шайбы. Ку-
лачковая шайба имеет на торце профилированные кулачки, ко-
личество которых определяется числом ходов плунжера за один
Рис. 1.60. Некоторые типы радиальных плунжерных насосов:
а—схема радиального плунжерного насоса: /—полость входа; 2—полость выхода;
б—схема радиального плунжерного насоса двойного действия; а, г и д—схемы и
характеристика радиальных плунжерных насосов с регулированием производи-
тельности
оборот шайбы; такие шайбы располагаются перпендикулярно
оси барабана. Шайбы гладкие (плоские, конусные, сферические)
должны располагаться наклонно к оси барабана.
Постоянный контакт между плунжером и управляющим эле-
ментом достигается пружинами, которые рассчитываются на
преодоление сил инерции плунжера в момент, когда эти силы
стремятся оторвать плунжер от управляющего элемента. В пе-
риод нагнетания контакт между плунжером и управляющим
элементом, кроме пружины, поддерживается рабочим давлением
жидкости; усилие от рабочего давления жидкости обычно превы-
шает усилие пружины и силы инерции плунжера, способствую-
щие созданию контакта. При ходе наполнения усилие от давле-
ния жидкости невелико, а если перед насосом подпора нет, то
это усилие даже отрицательно.
Соотношение периодов, в течение которых силы инерции
плунжеров то стремятся нарушить контакт между плунжером и
76
управляющим элементом, то способствуют такому контакту, а
также величина этих сил зависят от направления и величины ус-
корений, сообщаемых плунжерам (т. е. от кинематики механиз-
ма) и от массы плунжеров.
Плунжерные насосы могут быть выполнены с постоянной и
переменной производительностью.
Регулирование производительности плунжерных насосов про-
изводится автоматически и достигается: а) поворотом плунже-
////////////7/////////^
1^3.
О
7///772//2К ,
ш/щггггггшгггг/гмь \М////////.
.йи^р^спредемпе^ьцое
^^cmpoUctrfio
Рис. 1.61. Схемы барабанных
плунжерных насосов с наклон-
ной шайбой:
а—насос о параллельным располо-
жением плунжеров (вращается ба-
рабан); б—насос с параллельным
расположением плунжеров (враща-
ется шайба); в—насос с наклонным
расположением плунжеров (враща-
ется барабан);
7—'полость входа; 2—полость выхода
ра в цилиндре рядного насоса с помощью рейки, что приводит к
изменению продолжительности рабочего хода отсечкой нагнета-
ния, т. е. перепуском жидкости на слив или в полость входа;
аналогичный способ применяется и в барабанных насосах с ку-
лачковой шайбой; б) изменением эксцентриситета ротора в ста-
кане радиального насоса посредством давления рабочей жидко-
сти на регулирующее устройство; в) изменением угла наклона
гладкой шайбы барабанного насоса в результате воздействия на
регулирующее устройство со стороны различных параметров
(например, рабочего давления жидкости, полного напора возду-
ха на входе в двигатель, скорости вращения ротора и т. п.).
В первом случае общий ход плунжера сохраняется неизмен-
ным, но уменьшается продолжительность его рабочего хода.
В двух последних случаях изменяется общий ход плунжера, ко-
торый на всем протяжении является рабочим ходом. Реверсиро-
ванием наклонной шайбы можно перевести насос с режима наг-
нетания на режим откачивания и наоборот.
Схемы барабанных плунжерных насосов с невращающейся
наклонной шайбой приведены на рис. 1.61, а и в.
Расположение цилиндров в барабане плунжерного насоса
влияет на ход плунжера и связанные с ним параметры насоса.
77
Сравнивая схемы с параллельным и наклонным расположением
плунжеров в барабане при одинаковом угле наклона шайбы
(рис. 1.62), можно отметить следующие особенности. При парал-
лельном расположении плунжеров они
имеют меньший, но более равномер-
ный по углу поворота ротора ход, и ре-
гулирование насоса получается более
плавным, центробежные силы плунже-
ров не участвуют в поддержании кон-
такта между плунжером и шайбой,
вследствие чего пружины должны быть
более сильными; габариты насоса у
золотника и масса насоса увеличивают-
ся. При наклонном расположении
плунжеров максимальный ход плунже-
ра больше, но ход менее равномерный
по углу поворота ротора; центробеж-
ные силы плунжеров способствуют
поддержанию контакта плунжера с
шайбой, и пружины могут быть менее
Рис. 1.62. Сравнение величи-
ны и равномерности хода
плунжеров в насосах бара-
банного 4тияа с параллель-
ным и наклонным располо-
жением плунжеров и нак-
лонной шайбой
сильными; габариты насоса у золотни-
ка и масса расоса уменьшаются. По-
следний тип насоса по%чил распро-
странение в турбореактивных двига-
телях.
Величина максимального хода
плунжера smax и степень равномерно-
сти хода по углу поворота ротора оп-
ределяют при прочих равных условиях (размеры, скорость вра-
щения и т. д.) производительность насоса, равномерность подачи
и величину нагрузок на его детали.
2. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ И ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА
Производительность плунжерного насоса, как и всякого объ-
емного насоса, может быть определена по известной формуле;
<3н.ид = ^2/г. (1.38)
В данном случае
с ЛС^ I \
г = —----поперечное сечение цилиндра (плунжера) диа-
метром cf;
6 = «тах — максимальный ход плунжера;
z — число цилиндров (плунжеров);
п — число оборотов ротора в минуту.
Таким образом, производительность плунжерного насоса оп-
ределяется следующим выражением:
(1.39)
78
Характеристики плунжерного насоса аналогичны характеристи-
кам шестеренных и других объемных насосов.
Недозаполнение цилиндра имеет такое же влияние и а произ-
водительность плунжерного насоса и пульсации в системе, как и
у других объемных насосов.
Рассмотрим кинематику насосов с различным расположени-
ем плунжеров в барабане и различной формой наклонной
шайбы.
3. КИНЕМАТИКА НАСОСА С ПАРАЛЛЕЛЬНЫМ РАСПОЛОЖЕНИЕМ
ПЛУНЖЕРОВ И ПЛОСКОЙ НАКЛОННОЙ ШАЙБОЙ
При определении хода плунжера, а также при определении
скорости и ускорения плунжера будем допускать, что точка ка-
сания плунжера и наклонной шайбы лежит иа оси плунжера
при любом угле наклона шайбы у и при любом угле поворота
ротора насоса а (как если бы плунжер заканчивался острием).
Рис. 1.63. к выводу уравнений кинематики для насоса с па-
раллельным расположением плунжеров и плоской наклон-
ной шайбой
Рассмотрим случай, когда ось качания наклонной шайбы ле-
жит в плоскости рабочей поверхности шайбы (рис. 1.63).
• Путь плунжера. Перемещение плунжера от крайнего
внутреннего положения в цилиндре определяется уравнением
s = h,tgy,
а так как h=R(1—cos а), то
s=7?tgy(l—cos а). (1-40)
Максимальный ход плунжера будет при cosa= —1, т. е. при
повороте ротора на угол а= 180°:
Smax = 2/?tgy, (1.41)
79
где R — радиус окружности, на которой расположены оси ци-
линдров насоса.
Скорость плунжера. Скорость плунжера вдоль оси
цилиндра равна производной пути плунжера по времени:
®оти=—=— — ==/?«>tgу sin а, 1.42)
dt da dt
da
где ---------угловая скорость вращения ротора.
Рис. 1.64.'Кинематика плунжерного насоса с плоской
наклонной шайбой (сплошной линией показана ки-
нематика насоса с параллельным расположением
плунжеров, штриховой — с наклонным расположе-
нием); параметры насосов:
Яо=5О мм; 7=15°; п=4ОХ) об/мин; ф=15°; расстояние 0Щ=
=186,6 им (см. ниже рис. 1.65)
Скорость плунжера достигает максимального абсолютного
значения при sina=±l, т. е. при повороте ротора насоса на
угол a=90 и 270°:
| Потн | max = R^J У- (1-43)
Ускорение плунжера. Ускорение плунжера в относи-
тельном движении равно производной скорости плунжера по
времени:
dv^=dv^ ^L = /^tgycosa. (1.44)
7отн dt da dt У k
Ускорение принимает максимальные абсолютные значения
при cosa=±l, т. е. при углах поворота ротора насоса а = 0 и
180°:
UoTH|max=^tgy.
(1.45)
80 •
Кроме ускорения в относительном движении, плунжер испы-
тывает ускорения и в переносном движении:
/пер = Я“8. (1-46)
Это ускорение всегда направлено к оси вращения ротора. На
рис. 1.64 даны зависимости от угла поворота пути, скорости и
ускорения плунжера для насоса с параллельным расположени-
ем плунжеров и плоской наклонной шайбой (сплошные линии).
4. КИНЕМАТИКА НАСОСА С НАКЛОННЫМ РАСПОЛОЖЕНИЕМ
ПЛУНЖЕРОВ И ПЛОСКОЙ НАКЛОННОЙ ШАЙБОЙ
Рассмотрим насос, в котором оси плунжеров расположены
под углом -ф к оси барабана, а вершина конуса, образующими
которого являются оси цилиндра и плунжеров, находится в точ-
ке (рис. 1.65).
Z L
Рис. 1.65. К исследова-
нию кинематики насоса
с наклонным расположе-
нием плунжеров и плос-
кой наклонной шайбой
При исследовании кинематики этого насоса принимаем, как
и раньше, что точка касания плунжера и наклонной шайбы по-
стоянно лежит на оси плунжера, а ось качания наклонной шай-
бы лежит в плоскости рабочей поверхности шайбы.
Заметим, что если в предыдущем случае в плоскости черте-
жа изображались истинные размеры пути плунжера, то в дан-
ном случае в плоскости чертежа имеются лишь проекции путей
плунжера, что усложняет исследование.
Уравнение пути плунжера для этого случая будет иметь вид
[24]:
, 1 — cos а
S = ----------- ,
1 + ^2 cos а
где
k —. 1 tg 4 tg Y .
1 cos 4 1 + tg 4 tg Y
/г2= tg ф tg y;
(1.47)
81
l = OiO (как видно из чертежа).
Из формулы (1.47) следует, что ход плунжера становится
максимальным при cosa=—1, т. е. при угле поворота ротора
а=180°:
Smax=Z:i^__2 -L- . (148)
11 — k2 COS 4 1 — tg ф tg у
Одновременно заметим, что для плоской наклонной шайбы
при у = 90°—ф величина й2=1 и smax = °°, т. е. с увеличением уг-
ла у ход плунжера в таком насосе очень быстро увеличи-
вается.
Продифференцировав уравнение пути плунжера по времени,
получим уравнения для скорости и ускорения плунжера в отно-
сительном движении:
г, и=*!«>( 14- kJ--—------; (1. 49)
оти 1 V Т 27 (1 + ^2Cosa)2 k !
м’+т2“)+Г°
(1 4- k2 cos a)3
Максимальные абсолютные значения скорости плунжера бу-
дут при таких углах а, при которых sin а близок к единице, а
cos а имеет отрицательный знак; эти угжя несколько больше 90°
и нескодькр меньше 270°. .>
Максимальные абсолютные значения ускорения плунжера
получаются для данных углов ф и у при а = 0 и 180°.
Ускорение в переносном движении для рассматриваемого на-
соса будет:
Arep=QU)2, (1-51)
где q — переменное расстояние от оси вращения ротора до цент-
ра тяжести плунжера (величина q будет минимальной
при а = 0 и максимальной при а=180°).
При наклонном расположении плунжеров их скорость в от-
носительном движении имеет составляющую, нормальную к оси
вращения ротора, и потому на плунжер будет действовать так-
же и кориолисово ускорение, равное в данном случае
Aop=2‘»otH<°sM. (1.52)
Это ускорение всегда нормально к плоскости, проходящей че-
рез ось плунжера и ось вращения ротора и направлено при а =
= 04-180° в сторону вращения ротора и при а = 1804-360° — про-
тив направления вращения ротора.
На рис. 1.64 даны зависимости от угла поворота пути, скоро-
сти и ускорения плунжера насоса с наклонными плунжерами и
плоской наклонной шайбой (пунктир).
82
5. кинематика насоса с наклонным расположением
ПЛУНЖЕРОВ И КОНУСНОЙ НАКЛОННОЙ ШАЙБОЙ
Особенность насосов с конусной шайбой (рис. 1.66) заключа-
ется в том, что рабочая поверхность шайбы является конусом с
вершиной, расположенной в точке О2, через которую проходит
также ось качания шайбы; угол между осью плунжера и рабо-
чей поверхностью шайбы в нейтральном положении последней
(Mo02N0) обычно равен 90°.
Рис. 1.66. К исследованию кинематики насоса с наклонным
расположением плунжеров и конусной наклонной шайбой
Уравнения для пути, скорости и ускорения плунжера такого
насоса будут иметь вид [24]:
s = k'~ 1-cosa_ ; (1.53)
1 + k2 cos a
Т>отн = £/<O ( 1 + £2) --; (1.54)
(1 + k2 cos a)2
j0TH= (1 + k.t} ^2 (1 + sin2 a) + cos a (1.55)
7 °™ i v i 2/ (i+£2 cos a)3
+eP=Q-2; (1-56)
Лор=2тоти<о8П1ф, (1.57)
где
£/ = Z(l —tg<ptgy)sin <ptgy;
^=tg«ptgy;
;=од.
При a=180° ход плунжера достигает максимальной величины
Sma5t = £/ • (1.58)
1 — «2
При малых углах г|: и у (г|:=у;С 15°) кинематика такого на-
соса практически не отличается от кинематики насоса с плоской
шайбой; с увеличением*у различие становится все большим (рис.
83
1.67) . Осуществить в таком насосе наклон шайбы на угол у =
= 90°—ф невозможно, так как при этом одна из образующих ра-
бочей поверхности шайбы совмещается с осью ротора и коэффи-
циент kt обращается в нуль.
"Рис. 1.67. Сравнение пути плунжера при конус-
ной (сплошная линия) и плоской (штриховая)
наклонных шайбах; данные насосов:
М?=15°; /кп =130,5 мм /„ =121,74 мм
’ ’ К и Q 11 Л
6. РАВНОМЕРНОСТЬ ПОДАЧИ ЖИДКОСТИ НАСОСОМ
Мгновенная подача жидкости каждым плунжером пропорци-
ональна относительной скорости плунжера в данный момент
времени:
<7(1) = '^'пл'иОТН(1), (1.59)
а так как скорость плунжера является переменной величиной,
то и мгновенная подача жидкости также переменна.
Величина мгновенной подачи всего насоса равна сумме мгно-
венных подач всех нагнетающих плунжеров:
?s=2 2 Тотн(/)’ (1<6О)
где скорость каждого плунжера определяется углом поворота
ротора в каждый данный момент (плунжеры расположены под
различными углами к начальному положению).
84
Мгновенная подача насоса при прочих постоянных парамет-
рах прямо пропорциональна количеству плунжеров.
С увеличением количества плунжеров подача жидкости ста-
новится равномернее, пульсации уменьшаются, но частота пуль-
саций соответственно увеличивается.
Исследования и расчеты показали, что при нечетном числе
плунжеров пульсации подачи значительно меньше, чем при чет-
ном (табл. 1.3).
Таблица 1.3
Примерная величина пульсаций подачи жидкости плунжерным
насосом в зависимости от числа плунжеров
z . 4 5 6 7 8 9 10
t±q 45 и е ч а н и изменена 7 е. Величина й скорости 20 пульсаций лунжера по 4 зависит не углу поворс 8 ТОЛЬКО ОТ 4F та ротора. 2 ела плунже 6 )ОВ, но и
% ?ср При от закона
Это объясняется тем, что при четном числе плунжеров каж-
дый плунжер имеет парный, расположенный диаметрально про-
тивоположно; начало работы одного плунжера совпадает с окон-
Рис. 1.68. Пульсация подачи жидкости плунжерными насосами с
конусной наклонной шайбой и различным числом наклонных
плунжеров; данные насосов:
Z=130,5 мм; ip=15°; Y=15°; со=367 рад/с; d=14 мм
чанием работы ему противоположного, что приводит к резкому
«провалу» в подаче жидкости. При нечетном числе плунжеров
один крайний плунжер выходит из работы тогда, когда другой
• 85
крайний уже работает и поэтому «провал» в подаче оказывает-
ся значительно меньшим.
Пульсация подачи жидкости насосами с различным числом
плунжеров изображена на рис. 1.68.
Пульсации давления будут большими, чем пульсации подачи
(при постоянном проходном сечении абсолютно жесткой систе-
мы давление изменялось бы пропорционально квадрату измене-
ния расхода абсолютно несжимаемой жидкости). Работа на об-
щую магистраль нескольких насосов с неравномерной подачей
жидкости требует специальной установки этих насосов по фазе,
чтобы не только не допустить увеличения пульсаций подачи, а
наоборот, уменьшить их.
7. ОСОБЕННОСТИ НАПОЛНЕНИЯ ЦИЛИНДРА
Вследствие того что плунжер перемещается с переменной
скоростью цОтп, скорость жидкости в цилиндре будет также пе-
ременной.
Так как диаметр di отверстия, соединяющего полость цилин-
дра с золотником (см. ниже рис. 1.82), меньше диаметра самого
цилиндра d, то скорости жидкости^ этом отверстии vx при на-
полнении и освобождении цилиндра получаются большими, чем
скорости плунжера в те же моменты времени.
Кроме того/в начале и в конце соединения полости цилинд-
ра с входным и выходным окнами золотника проходное сечение
соединительного отверстия ротора (диаметром d^ используется
неполностью. При подходе цилиндра к окну золотника величина
'используемого проходного сечения соединительного отверстия
постепенно, возрастает от нуля до полной, величины Fit а при от-
ходе цилиндра от окна золотника это значение постепенно убы-
вает от полной вёличины до нуля.
В общем виде можно написать:
. С1'61)
г
где Vi — скорость жидкости в соединительном отверстии;
цотн— скорость перемещения плунжера в цилиндре;
FnjI — площадь поперечного сечения плунжера (или цилин-
дра);
F — площадь поперечного сечения соединительного отвер-
стия ротора в данный момент; максимальная величи-
на этого сечения равна г1=.—— .
Таким образом, скорость Vi изменяется довольно сложно, так
как все время зависит от переменной по углу поворота ротора
скорости плунжера цотн, а в начале и конце процессов наполне-
ния и освобождения цилиндра — еще от переменной величины
поперечного сечения соединительного отверстия F.
86
На рис. 1.69 показано изменение скорости щ при наполнении
цилиндра (а = 0-ч-180°) насоса ПН-1.
Если давление в полости входа недостаточно для того чтобы
обеспечить требующиеся скорости в соединительном отверстии
(при давлении в цилиндре, превы-
ц м/с
шающем упругость паров рабочей
жидкости), то в этом отверстии,
а затем и в цилиндре возникает
кавитация, которая приведет к
уменьшению производительно-
сти, а также к разрушению дета-
лей насоса.
Чтобы избежать таких явле-
ний, необходимо на входе в плун-
жерные насосы создавать повы-
шенное давление жидкости.
В ходе нагнетания (а =180-4-
360°) скорость будет изменять-
ся в обратном порядке, т. е. гра-
Рис. 1.69. Изменение скорости плунжера
Уотн, проходного сечения соединительно-
го отверстия ротора Ft и скорости топ-
лива в этом отверстии Vi по углу пово-
рота а ротора плунжерного насоса типа
ПН-1 (</пл = 14 мм, di = 8 мм) ’
фик ее будет зеркальным отображением графика, приведенного
на рис. 1. 69, если пренебречь сжимаемостью жидкости и утечка-
ми ее через зазоры в качающем узле при высоком давлении.
С учетом сжимаемости (в особенности, в начале нагнетания, ког-
да объем жидкости в цилиндре велик по сравнению с мгновенной
подачей) и утечек через зазоры возрастание скорости в начале
и конце нагнетания не будет столь большим и при некоторых
соотношениях размеров может не превышать скоростей в рабо-
чем диапазоне.
8 СИЛЫ И МОМЕНТЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ПЛУНЖЕР
К наклонному плунжеру приложены следующие силы и мо-
менты (рис. 1.70), под действием которых он находится в рав-
новесии: сила пружины Р^ сила давления жидкости Р2; центро-
бежная сила инерции плунжера Р3; сила инерции плунжера в
относительном движении Pt; кориолисова сила инерции плунже-
87
pa P5; сила реакции наклонной шайбы Р6; сила реакции цилин-
дра Рц; реактивный момент цилиндра Мц.
Найдем величины этих сил и момента.
Сила пружины
Pt = Pio—kas, (1-62)
где Р10 — сила пружины при крайнем внутреннем положении
плунжера в цилиндре (а=0);
kn — жесткость пружины;
s — текущий ход плунжера.
Рис. 1.70. Схема сил, действующих на плунжер (при а=0)
Сила пружины в конце хода наполнения (при а=180°) имеет
минимальную величину, равную силе предварительной затяжки:
Р1 min = P п.з-
Сила предварительной затяжки должна быть достаточной
для поддержания контакта между плунжером и шайбой в пери-
од наполнения цилиндра или, если этот контакт обеспечивается
другими силами, включая силы инерции, — для обеспечения кон-
такта между плунжером и шайбой в неработающем насосе.
Отсюда
^Э10 = -^>п.з + ^п5тах. (1.63)
Считаем, что сила пружины постоянно действует вдоль оси
. плунжера и не имеет составляющих по другим направлениям.
Сила давления жидкости
Р 2= (Рц Рш)^пл, (1.64)
где рц — давление жидкости в цилиндре;
р-ш—давление жидкости в полости наклонной шайбы;
Рпл — площадь поперечного сечения плунжера.
88
Считаем, что давление в цилиндре в период наполнения рав-
но давлению на входе в насос рвх, а в период нагнетания — ра-
бочему давлению жидкости рв.
В полости наклонной шайбы давление складывается из ста-
тического давления (равного избыточному давлению в полости
входа, с которой обычно сообщена полость наклонной шайбы) и
из динамического давления (возникающего вследствие того, что
жидкость в полости наклонной шайбы увлекается во вращение
ротором насоса, и являющегося результатом действия центро-
бежных сил, развивающихся во вращающейся жидкости).
Учитывая коэффициентом £ отставание угловой скорости вра-
щения жидкости от угловой скорости вращения ротора и считая,
что средней величиной динамического давления, действующего
на плунжер, является давление в точке касания оси плунжера с
наклонной шайбой, можно следующим образом записать вели-
чину давления, действующего на плунжер в полости наклонной
шайбы:
Рш=Рет + Лин = Лх+-у [№' + s sin ф)2 — г2] Ш2, (1.65)
где q — плотность жидкости;
/?</—расстояние от оси ротора до точки пересечения оси
плунжера с наклонной шайбой при данном угле у и
при а = 0°;
г — расстояние от оси ротора до отверстия, соединяющего
полость наклонной шайбы с полостью входа *;
со — угловая скорость вращения ротора.
Таким образом, в процессе нагнетания
^2 (Л Р ^пл (Рк Рат Лии) ^пл (Д Рн Лин) ^*пл’ (
и в процессе наполнения
^>2 = (Рвх Рш) ^'пл==(Рвх Рвх Лин) ^'пл== Лин-^пл’ 0" 67)
т. е. в последнем случае сила давления жидкости стремится
оторвать плунжер от наклонной шайбы.
Сила давления жидкости постоянно направлена вдоль оси
плунжера.
Центробежная сила инерции плунжера
рз= тал^="»пл (Qo+s sin ф)< (1.68)
где /Ицл — масса плунжера;
q0 — расстояние от оси вращения ротора до центра тяже-
сти плунжера при данном угле у и при а = 0.
* Размеры и место расположения этого отверстия существенно влияют
на величину давления в полости наклонной шайбы.
89
Центробежная сила инерции всегда находится в плоскости,
проходящей через ось плунжера и ось вращения ротора и имеет
составляющие — вдоль оси плунжера и нормальную к ней:
P«c=P3sin ф; (1.69)
Р3п = Р3 COS ф.
Сила инерции плунжера
движении
Pi — Шпл/отн-
(1-70)
в относительном
(1.71)
Сила Р4 действует всегда вдоль оси плунжера; величина и
направление ее зависят от величины и направления ускорения
/отн-
Рис. 1.71: К определению величины силы реакции шайбы
Кориолисова сила инерции плунжера
ТЭ5=" /Идл/кор- (1-72)
Сила Р5 направлена всегда нормально к плоскости, проходя-
щей через ось плунжера и ось вращения ротора и действует при
угле а = 0н-180° против направления вращения ротора, а при
а = 1804-360° — по направлению вращения.
Сила реакции наклонной шайбы Рв.
Будем исходить из принятого при выводе кинематических за-
висимостей допущения, что точка К касания плунжера с плоско-
стью шайбы лежит на оси плунжера, как если бы он заканчи-
вался острием.
В точке К в результате-воздействия плунжера на шайбу воз-
никает нормальная к поверхности шайбы сила реакции шайбы
Ре- Эта сила, перемещаясь вместе с точкой К по поверхности
шайбы, всегда остается в плоскости, параллельной плоскости
zOx (рис. 1.71).
90
Сила реакции наклонной шайбы Р6 определяет величину кон-
тактных напряжений на головке плунжера и поверхности на-
клонной шайбы, а также перекашивает и расшатывает плунжер
в цилиндре, так как она поворачивается относительно цилиндра
по мере того, как ротор поворачивается вокруг своей оси.
Разложим в точке Д’ силу Рв по направлению оси плунжера
и нормально к оси плунжера. Из условия равновесия плунжера
следует, что составляющая силы реакции шайбы, направленная
по оси плунжера Рвос, равна по величине и обратна по знаку ал-
гебраической сумме действующих вдоль оси плунжера сил А,
Р2, Р30с и Р4:
^c=-(Pi+/>2 + ^c + />4)=-^c- ' (1-73)
Силу Р6 можно выразить через силу Рбос и угол ср между
осью плунжера и силой Р6:
Р^Р? — > (1-74)
COS <?
где [24]:
cos ср—cos у cos ф + sin у sin ф cos а. (1* 75)
Угол <р будет меняться с изменением угла а.
Максимальное значение coscp и минимальное значение угла
ср будут при а = 0:
cos (cpmln)=cos у cos фsin у sin ф=соэ (у — ф); (1. 76)
?т1п=У^-ф. (1.77)
Минимальное значение соэф и максимальное значение угла
Ф будут при а= 180°:
cos(tpmax) = cos у cos ф — sin у sin ф=со8(у4~ф); (1- 78)
?max = Y +Ф- (1-79)
При а = 180° сила Р6 будет иметь максимальное значение.
Вторую составляющую силы реакции шайбы, направленную
нормально к оси плунжера, обозначим буквой Т. Величину силы
Т можно найти из выражения
7’=/(/3e)2- (7J60C)2= Р°6С tg?. (1 • 80)
Перекашивание и расшатывание плунжера в цилиндре про-
исходит под действием нормальной к оси плунжера силы Т. Эта
сила совместно с другими силами, действующими также нор-
мально к оси плунжера, приводит к смятию поверхностей ци-
линдра и плунжера.
Силу Т можно разложить на две составляющие: Тп — нор-
мальную к оси плунжера и лежащую в плоскости, проходящей
91
через ось плунжера и ось вращения ротора и —нормальную
к оси плунжера и лежащую в плоскости, перпендикулярной ука-
занной плоскости:
7n=7cosp; (1.81)
p=Tsinp, (1.82)
где 0— угол между силой Т и ее проекцией Тп. Угол 0 можно
определить из выражения [24]:
cos 0 = cos V sin — sin Y cos Ф cos a # (1.83)
sin
Для предельного случая a = 180° получаем cos 0=1 и Tn = T,
а Т'=0.
Сила реакции цилиндра Рц. Вследствие действия на
плунжер сил, нормальных к его оси, возникает сила реакции
цилиндра Рц, также нормальная к оси цилиндра (и плунжера),
приложенная в середине опорной поверхности плунжера и рас-
полагающаяся под переменным углом v к плоскости, проходя-
щей через ось плунжера и ось вращения ротора.
Величину и направление силы Рп можно найти по ее проек-
циям на указанную плоскость — Рцп и плоскость, перпендику-
лярную к ней, — Р^ из следующих очевидных соотношений:
' Р£=-(Рп3+тп); (1-84)
(1-85)
^=/(^)2+m2; (1.86)
tgv=^-. (1.87)
Реактивный момент цилиндра Мц. Реактивный
момент цилиндра находится из условий равновесия плунжера
под действием всех приложенных к нему сил и моментов. Чтобы
удовлетворить этому требованию, необходимо приравнять нулю
сумму моментов всех сил относительно любой точки плунжера.
За такую точку удобнее всего принять центр тяжести плун-
жера, так как в этом случае становятся равным нулю моменты
от сил Ph Р2, Р3, Р^ Р5 и Рйос. Тогда
^=-(Т"/г6 + Р«/гц); (1.88)
^=-(7Ч>+™ц), (1-89)
где Й6 и йц — расстояния от сил Т и Ра до центра тяжести плун-
жера.
92
До тех пор, пока мы рассматривали силы, неточность опре-
деления места приложения реакции наклонной шайбы (в связи с
допущением, что точка контакта плунжера и шайбы лежит на
оси плунжера) практически не сказывалась на точности вычис-
лений. При определении моментов эта неточность может от-
разиться на вычисляемых величинах. Поэтому необходимо рас-
сматривать силу Рб и ее составляющую Т, а следовательно, и
силы Тп и Т* как приложенные в центре сферы головки плун-
жера, и соответственно вычислять плечо й6.
I*
м-н
1« ff)
Рис. 1.72.
а—эксцентричное смещение плунжеров в цилиндре и дополнитель-
ные силы, действующие на плунжер; б—кольцевые поперечные ка-
навки на поверхности цилиндра
Зная составляющие реактивного момента цилиндра, можно
найти сам момент и определить плоскость, в которой он дейст-
вует:
МД=/(Ж£)Ч(М[)2; (1.90)
м~
tg®=—, (1.91)
где е — угол между плоскостью, в которой действует момент, и
плоскостью, проходящей через ось плунжера и ось вра-
щения ротора.
К рассмотренным выше силам может добавиться еще неурав-
новешенная сила давления жидкости в эксцентричном зазоре
между плунжером и цилиндром (рис. 1.72, а), который возника-
ет, если- плунжер смещается под действием каких-либо сил (на-
пример, под действием центробежных сил инерции). В этом
случае увеличиваются утечки жидкости через зазор и соответст-
венно уменьшается производительность насоса, а также увеличи-
вается трение между плунжером и цилиндром. Последнее требу-
ет дополнительной затраты мощности на перемещение плунжера
и приводит к повышенному износу плунжера и цилиндра.
Чтобы улучшить работу плунжера в цилиндре, часто на ра-
бочей поверхности цилиндра делают кольцевые канавки (см.
рис. 1.72, б), в которых оседают неотфильтрованные частицы
93
жидкости, могущие привести к заклиниванию плунжеров. Бла-
годаря этим канавкам давление жидкости на плунжер распрост-
раняется по всей окружности, что несколько уменьшает потери
на трение при эксцентричном зазоре. Однако наличие кольцевых
канавок при неудачном соотношении их р'азмеров (глубина, ши-
рина, интервал) может уменьшить уплотняющее действие ма-
лого зазора между плунжером и цилиндром вследствие умень-
шения уплотняющей поверхности и привести к увеличению утеч-
ки жидкости по сравнению с утечкой при гладких поверхностях
деталей.
9. СИЛЫ И МОМЕНТЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА НАКЛОННУЮ ШАЙБУ
Вследствие воздействия плунжера на наклонную шайбу в
точке касания К возникает сила N, нормальная к поверхности
шайбы. Эта сила нагружает опоры шайбы и создает относи-
тельно оси качания шайбы крутящий момент Му-^-.который вос-
принимается механизмом, регулирующим положение шайбы.
Рис. 1.73. К определению усилий, действующих на наклон-
ную шайбу
Рассмотрим усилия, действующие на плоскую шайбу (рис.
1.73).
Сила N, очевидно, будет равна по величине и обратна по зна-
ку найденной выше силе реакции шайбы Р6, т. е.
Д7=-Рв=/^—. (1.92)
COS <f
Текущая величина расстояния h от силы N до оси качания
шайбы определяется в соответствии с обозначениями на рис.
1.73 следующим образом:
94
h—KC = Kb—-— — Ka cos a —-— =
cos у cos у
= Z,sini}>cosa—-——L sin cos a. (1.93)
' cos y cos y
Следовательно, текущее значение момента, создаваемого од-
ним плунжером относительно оси качания наклонной шайбы, бу-
дет равно
Myy, = Nh = P™L^-, (1.94)
* cos у cos
где P°f, L=L0-\-s и <р изменяются с изменением угла а.
Пользуясь выражением (1.94), можно определить изменение
величины момента Му у , действующего на шайбу от одного
плунжера по углу поворота ротора.
Суммируя моменты от всех плунжеров, с учетом их фазово-
го сдвига, можно определить величину суммарного момента Мш
который воспринимается регулирующим механизмом.
Зная величину сил N и момента Мш, можно найти усилия,
действующие на опоры шайбы и на детали механизма регулиро-
вания.
Момент, действующий на наклонную шайбу, периодически
изменяется по величине, что приводит к непрерывным колебани-
ям шайбы с малой амплитудой. Эти колебания не влияют прак-
тически на производительность насоса, но облегчают регулиро-
вание и делают его более устойчивым, так как устраняют тре-
ние «покоя» в сервомеханизме.
10. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ УСЛОВИЯ КОНТАКТА
плунжера и шайбы
В действительности плунжер заканчивается не острием, а
сферой того или иного радиуса, и точка контакта плунжера и
шайбы только в частном случае будет лежать на оси плунжера;
вообще же она смещена с этой оси, причем величина и направ-
ление этого смещения A=7?C(j>sin <р зависят от геометрии плунже-
ра, шайбы и от углов наклона шайбы и поворота ротора.
Сила реакции наклонной шайбы приложена в точке действи-
тельного контакта плунжера и шайбы нормально к поверхности
шайбы и проходит через центр сферы, образующей головку
плунжера.
Как видно из рис. 1.74, при данных углах ф и у точка контак-
та плунжера и шайбы смещается относительно оси плунжера
при а = 0 в направлении от оси ротора, а при а=180°—в нап-
равлении к оси ротора (по сравнению с нейтральным положени-
ем шайбы). Увеличение угла у увеличивает эти смещения.
95
Значения расстояний Д от точки касания плунжера с шайбой
до оси плунжера сведены в следующую таблицу:
Смещение точки кон-
такта с оси плунжера
при обычных углах ф и у
незначительно влияет на
кинематику насоса, но из-
меняет расстояние между
силой реакции шайбы и
осью качания шайбы по
сравнению с расстоянием,
г1 а® Шайба
плоская конусная
0 Д=Ясф Sin (у—ф) Д=Ясф Sin у
180 Д=Ясф sin (у+ф) Д=/?Сф sin у
которое получается, когда точка контакта лежит на оси плунже-
ра. Следовательно, смещение точки контакта несколько повлия-
ет на величину момента МУ'У’, действующего на наклонную
шайбу. Сила реакции шайбы всегда проходит через центр сферы
головки плунжера. Поэтому величины силы реакции и ее состав-
ляющих не изменяются, но значительно изменяется расстояние
Рис. 1.74. Действи-
тельная точка контак-
та плунжера с на-
клонной шайбой и на-
правление реакции
наклонной шайбы
от этих сил до центра тяжести плунжера и, следовательно, вели-
чины создаваемых ими моментов (по сравнению с расстоянием и
моментами, когда точка контакта лежит на оси плунжера).
Раскачивающее действие силы реакции шайбы на плунжер
сохраняется, так как и в этом случае сила реакции поворачива-
ется относительно цилиндра по мере поворота ротора вокруг
своей оси.
И. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПЛУНЖЕРНЫХ НАСОСОВ
Плунжер
Головка плунжера, как указывалось, делается сфери-
ческой. Радиус сферы головки не может быть назначен произ-
вольно.
96
Для того чтобы точка контакта плунжера с шайбой находи-
лась постоянно в пределах сферы головки, необходимо обеспе-
чить следующее соотношение (см. рис. 1.74):
Г пл
sin ?тах
(1.95)
Как отмечено выше, для плоской шайбы фтах=Ф + у> т. е. для
обычно применяемых углов ф = 15° и у=15°, <pmax=30° и
Конусная шайба с углом конуса (180°—2ф), для которой
Фтах = У> позволяет увеличить РСф по сравнению с плоской шай-
бой.
Сферические головки плунжера рассчитываются на смятие
от контактных напряжений (рис. 1.75).
Рис. 1.75. К расчету ’ головок плунжеров
на смятие
При плоской или конусной наклонной шайбе напряжение
смятия определяется следующей формулой *:
%ах=0Л18.
1 (1. 96)
1-щ2-------1 — М22\2 ,?
£2
где Р6—сила реакции наклонной шайбы;
D — диаметр сферы, образующей головку плунжера;
ц — коэффициент Пуассона;
Е — модуль упругости материала.
Если Ei = E2 и Ц1 = ц2 = 0,3, то
атах = 0>616
(1.96')
* Справочник машиностроителя, т. III. М., Машгиз, 1951, с. 293—294.
4 2977
97
В конструкциях со стальными плунжерами и шайбами кон-
тактные напряжения могут достигать crmax=20 ООО даН/см2.
Если и шайба имеет сферическую поверхность, то расчет ве-
дут по наиболее общей формуле:
(1.97)
где Di — диаметр сферы наклонной шайбы.
При Ei~E2 и (11 = 1X2 = 0,3
Если контактные напряжения оказываются слишком больши-
ми, то приходиться увеличивать диаметр сферы головки плунже-
ра D, но, как отмечалось выше, он ограничен условиями контак-
та плунжера с шайбой.
Я
158688888888888888888688*
Рис. 1.76. Плунжер с шарнирной головкой-
пятой
Эффективное уменьшение контактных напряжений получает-
ся при изготовлении плунжера с шарнирной головкой-пятой
(рис. 1.76). В процессе работы такая головка стремится устано-
виться так, чтобы нормаль к точке контакта сферических по-
верхностей головки и шайбы проходила через центры сферы на-
клонной шайбы и пяты головки. В этом случае получаются
большая опорная поверхность и меньшие напряжения. Кроме
того, при такой конструкции можно подобрать хорошо работаю-
щие пары материалов для головки и шайбы. Однако в целом
конструкция насоса усложняется. В частности, требуется сепа-
ратор, удерживающий головки от перемещений под действием
сил инерции или массовых сил.
Боковая поверхность плунжера. Силы, действую-
щие нормально к оси плунжера, вызывают изгиб и перекос плун-
жера и смятие его боковой поверхности, а также рабочей по-
верхности цилиндра ротора.
Этими силами являются: кориолисова сила инерции Р5, нор-
мальная составляющая центробежной силы инерции Р3п й нор-
98
мальная составляющая силы реакции шайбы Т. Сила Р5 стано^
вится максимальной при угле поворота ротора а = 90°, а силы
Р3п и Т при а=180°. Кориолисова сила инерции играет в данном
случае сравнительно небольшую роль; при а=180° силы Р3п и Т
имеют максимальные значения, расположены в плоскости, про-
ходящей через ось плунжера и ось вращения ротора и действуют
в одном направлении. При этом опорная поверхность плунжера
в цилиндре минимальная и точки приложения сил Р3п и Т наи-
более удалены от середины опорной поверхности. Поэтому рас-
Рис. 1.77. К расчету бо-
ковой поверхности плун-
жера:
а—определение . длины опор-
ной поверхности плунжера;
б—схема приложения на-
грузки; в—нагрузка на
плунжер; г—нагрузка иа ци-
линдр; д—равнодействую-
щая нагрузка на плунжер
чет боковой поверхности плунжера и цилиндра на смятие мож-
но производить при а=180°. При этом угле скорость плунжера
равна нулю и кориолисова сила инерции отсутствует. На рис.
1.77 показаны схемы определения длины опорной поверхности
плунжера, приложения нагрузки и эпюры давления на опорной
поверхности.
Определим максимальное давление Ктах на опорную поверх-
ность плунжера. Перенесем силы Р3п и Т, а также момент Мц в
середину опорной поверхности плунжера.
Считаем, что плунжер является абсолютно жестким, а ци-
линдр — упругим основанием. Поэтому при весьма малом зазо-
ре между плунжером и цилиндром, можно считать, что: а) уси-
лия Р3п и Т, приложенные к плунжеру, воспринимаются равно-
мерно распределенной нагрузкой <у4; б) момент Мц от усилий,
приложенных к плунжеру, воспринимается равномерно убыва-
ющей погонной нагрузкой <72, действующей на опорной поверх-
ности плунжера, как показано на рис. 1.77. Тогда равномерно
распределенная нагрузка qi будет равна:
qx=^—-=const.
Сп
4*
99
(1.99)
Погонная нагрузка <у2 изменяется по линейному закону от
<72шах до нуля. Величину z?2max можно найти, приравняв момент,
создаваемый погонной нагрузкой <72, моменту Мц. Равнодейству-
ющая односторонней погонной нагрузки <72 будет равна
О = — а 1°п
V2 2 “2niax 2 ’
а расстояние (плечо) между равнодействующими противополож-
но расположенных погонных нагрузок <72 будет равно 2/3/оп-
Тогда
, (1.98)
о 4 о о
откуда
^2тах „
I
оп
Максимальное значение погонной нагрузки, приложенной к
плунжеру под действием сил и момента
7Smax = ?l + ?2,nax=7M^+^M , (1- ЮО)
*оп \ *оп /
а максимальное давление^смятия на поверхности плунжера
к =. ganiax =_L(p , (1.101)
lTl«A J / » I Ц I fl ' '
a “*on \ *on /
где lon—Л—L'+U — длина опорной поверхности плунжера;
Л—расстояние от вершины конуса плунжеров
до торца цилиндра;
L' — расстояние от вершины конуса плунжеров
до центра сферы плунжера;
1' — расстояние от центра сферы плунжера до
его торца.
Для цилиндра нагрузка будет иметь такую же величину, но
противоположно направленную.
На рис. 1.77 показана также равнодействующая приложен-
ной к плунжеру погонной нагрузки; положение точки, в которой
равнодействующая равна нулю, зависит от соотношения величин
Рц и Мц и будет, как и остальные величины, меняться с измене-
нием угла а.
В выполненных конструкциях насосов (плунжеры из легиро-
ванной стали, цилиндры — бронзовые) величина максимального
давления смятия находится в пределах Kmax= 100-4-150 даН/см2.
Изгибные напряжения в плунжере обычно не проверяют, так
как они невелики.
100
Пружина плунжера
Если в течение хода нагнетания плунжеры прижимаются к
наклонной шайбе высоким рабочим давлением жидкости, то в
течение хода наполнения контакт между плунжерами и шайбой
должен быть обеспечен пружинами. Сила пружины вместе с
осевой составляющей центробежной силы Р$ос инерции плунже-
ра постоянно должна превосходить суммарную силу, противо-
действующую контакту плунжера с шайбоГ
последняя состоит из силы Рш давления
жидкости на плунжер со стороны полости
наклонной шайбы и силы трения Ртр между
плунжером и цилиндром. На плунжер еще
действует сила инерции Р4 в относительном
движении, которая на участке от а = 0° до
а « 90° направлена против усилия пружины
и стремится оторвать плунжер от шайбы,
а на участке от а«90° до а=180° направ-
лена в ту же сторону, что и усилие пружины
и поддерживает контакт плунжера с шай-
бой; максимальных значений эта сила до-
стигает при а=0° и 180°.
Таким образом, для обеспечения надеж-
(рис. 1.78). Эта
Рис. 1.78. К расчету пружины плунжера
ного контакта между плунжером и шайбой в период наполнения
необходимо выполнить условие
+ (1.102)
Пружину следует проверять в двух случаях: при а = 0° и при
а = 180°.
При а=0°
^10 > Рт«Рпя + Ртр + ^пл/оти 0 - 'Иплбо®’ sin ф; ( 1. 103)
при а=180°
Plmln > ^дин^пл + Ртр ~ МПЛ/ОТН(180») - ^..л (во + «тах Sin ф) (О2 Sin ф.
(1. 104)
Силу трения можно определить:
(1. Ю5)
где ц — коэффициент трения для конкретных условий работы.
101
Опоры корпуса наклонной шайбы
Сила /V воздействия плунжеров на наклонную шайбу воспри-
нимается опорами корпуса шайбы А и Б (см. рис. 1.73). Если
пренебречь смещением точки приложения силы JV к оси плунже-
ра, то, пользуясь обозначениями на рис. 1.73, можно следую-
щим образом вычислить реакции опор корпуса плоской шайбы
от одного плунжера при данном угле а поворота ротора:
/?4 = 0,57V(l+4
\ п
sin ф sin а
(1. 106)
НБ = 0,57V (1 — ~ sin <p sin aj . (1.107)
Суммируя реакции от всех плунжеров" с учетом их фазового
сдвига, можно найти полные реакции опор корпуса шайбы. По
максимальному значению реакции можно оценить работоспо-
собность опор конкретных размеров и конструкции.
Опорная поверхность золотника
Наполнение цилиДхра и нагнетание жидкости происходит че-
рез специальные окна распределительного золотника (см. рис.
1.61 и 1.79).
Для нормальной работы
насоса необходим постоян-
ный плотный контакт между
торцами ротора и золот-
ника.
Ротор будет прижимать-
ся к золотнику силами дав-
ления жидкости на дно ци-
линдров, находящихся в по-
Рис. 1.79. к расчету поверхности золотникаЛОСТИ нагнетания, И УСИЛИЯ-
МИ пружин плунжеров. Сум-
марную силу можно условно записать:
^рот= (/’ЛХ + 2 P1) cos (1 • Ю8)
где z' — минимальное количество цилиндров, одновременно
находящихся в полости нагнетания;
Епл — полное сечение цилиндра.
Ротор будет отжиматься от золотника давлением жидкости в
нагнетающем окне и давлением роп на опорной поверхности зо-
лотника.
Сила, отжимающая ротор от золотника, может быть условно
записана так:
Рзол —РнБок “Ь PonEon, (1.109)
где FOK — полная площадь выходного окна золотника;
102
Fen — опорная поверхность золотника за вычетом площадей
окон входа, выхода^ и других отверстий.
Чтобы обеспечить надежный контакт ротора с золотником,
необходимо, чтобы
= Рзол- (1.110)
Давление на опорной поверхности золотника роа не должно
быть слишком большим во избежание полного выжимания жид-
кости, появления сухого трения и значительного износа деталей
или появления трещин на их контактных поверхностях.
Для выполнения условия (1.110) можно в известных преде-
лах варьировать величинами А и Fon-
В. современных топливных плунжерных насосах давление на
опорную поверхность золотника находится в пределах рОп=
= 13-4-20 даН/см2, при рабочих давлениях рн=90-4-100 даН/см2.
Из сказанного ясно, что ротор не должен иметь никакой осе-
вой фиксации помимо упора в торец золотника.
Размеры и расположение окон золотника
Ширина окон золотника соответствует диаметру отверстйя dlt
соединяющего цилиндр с золотником. Расстояние б между окна-
ми входа и выхода должно быть не меньше диаметра соедини-
тельного отверстия:
6><А.
Это необходимо для предотвращения перетекания жидкости из
полости выхода в полость входа; разность размеров б и dY дол-
жна быть незначительной во избежание компрессии жидкости
в цилиндре на этом участке золотника.
Рис. 1.80. Борьба с компрессией жид-
кости в плунжерном насосе:
/—окно входа: 2—окно выхода: 3—клапаи-
компеисатор. (Стрелкой показано направ-
ление вращения ротора)
Когда цилиндр проходит перемычку золотника между поло-
стями входа и выхода, нагнетающее движение плунжера начи-
нается чуть раньше, чем соединительное отверстие ротора
насоса сообщится с полостью выхода. Поэтому в цилиндре про-
исходит резкое увеличение давления жидкости (компрессия),
значительно превосходящее номинальное давление за насосом,
что вызывает увеличение нагрузки на детали насоса.
Для предотвращения компрессии окна золотника немного
смещают в направлении вращения, а ширину перемычки дела-
103
ют чуть меньше диаметра канала, соединяющего золотник с ци-
линдром (рис. 1.80, а).
При этом цилиндр, пройдя полость входа, соединяется с по-
лостью выхода не позднее, чем плунжер займет крайнее верхнее
положение в цилиндре, и не разъединится с полостью выхода
раньше, чем плунжер займет крайнее внутреннее положение.
Другой способ борьбы с компрессией жидкости состоит в
том, что на перемычке золотника между полостями входа и вы-
хода делается небольшое отверстие (см. рис. 1.80, б), сообщаю-
щее цилиндр с дополнительной полостью, которая перекрыта
клапаном-компенсатором.
На клапан-компенсатор действует, с одной стороны, давление
в нагнетающей магистрали за насосом, а с другой — давление в
цилиндре.
В момент, когда плунжер начинает ход нагнетания, полость
цилиндра еще разобщена перемычкой золотника с полостью наг-
нетания, давление в цилиндре резко возрастает и превышает
давление нагнетания. При этом клапан-компенсатор перемеща-
ется вверх, а топливо частично выходит из полости цилиндра в
полость компенсатоЦ| и давление в цилиндре снижается до но-
минальной величины. Вслед за этим цилиндр сообщается с поло-
стью выхода и насос продолжает нормальную работу. В это
время следующий цилиндр соединяется через отверстие в пере-
мычке с полостью входа и топливо из компенсационной полости
под давлением в полости выхода вытесняется в этот цилиндр и
через него — в полость входа. Затем второй цилиндр отходит от
полости входа, в нем начинается ход нагнетания и процесс пов-
торяется.
Такие способы борьбы с компрессией связаны с дополнитель-
ной потерей жидкости, но зато обеспечивают длительную работу
агрегата без повреждения деталей.
Подшипник наклонной шайбы
Рабочая 'поверхность шайбы опирается обычно на подшип-
ник качения, с которого нагрузка от плунжеров передается на
цапфы корпуса шайбы. Цапфы расположены обычно в подшип-
никах скольжения.
Нагрузка к подшипнику шайбы и к цапфам приложена не-
симметрично (рис. 1.81). Кроме того, центр давления на под-
шипник колеблется около оси качания шайбы вследствие вступ-
ления цилиндров (в полость выхода и выхода из нее, а центр
подшипника смещается с оси качания шайбы при наклоне по-
следней.
К тому же усилие, действующее на подшипник, переменно по
величине. Такой характер нагрузки уменьшает работоспособ-
ность и долговечность подшипника, на которые существенное
104
влияние оказывают даже малые эксцентриситеты приложения
нагрузки.
Поэтому обыкновенные радиальные шарикоподшипники не-
пригодны для наклонной шайбы. Длительная работа насоса обе-
спечивается установкой наклонной шайбы на упорный шарико-
подшипник с соответствующим смещением оси подшипника от-
носительно оси ротора.
Для подбора подшипников при эксцентричной нагрузке при-
ходится увеличивать запас подшипника по коэффициенту ра-
ботоспособности в сравнении-с обычным расчетом.
12. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПЛУНЖЕРНЫХ НАСОСОВ
Выбор основных параметров плунжерного насоса может быть
произведен следующим образом.
1. Определяется потребная идеальная производительность
насоса:
Он.ид=Он + АР, ' (1.111)
где
AQ = QyT + Qaan-
Величина QyT пропорциональна перепаду давлений на входе
и выходе, числу плунжеров,!их диаметру, величине зазора меж-
ду плунжером и цилиндром и обратно пропорциональна длине
той части плунжера, которая расположена в цилиндре. Степень
пропорциональности зависит от конкретных условий.
Для топливных керосиновых насосов типа ПН-1 оказалось
справедливым выражение
QyT=^PH>
где по опытным данным
С~2^—.
даН/см2
2. Определяется производительность насоса за один оборот
ротора:
(1.112)
п
105
Частота вращения ротора в минуту и современных насосов до-
ходит до 5000 об/мин; чаще всего п = 3000н-4500 об/мин. Ма-
лая скорость вращения приводит к увеличению габаритов и
массы насоса, большая — вызывает рост нагрузок на детали на-
соса.
3. Определяется рабочий объем одного цилиндра:
(1.113)
Z
у современных насосов z = 5^-9; чаще всего 2 = 74-9.
Рис. 1.82. К выбору основных размеров торца ротора
4. Выбирается диаметр плунжера. Исходя из уравнения
п
*хц ~ ^тах
и принимая Snrax/d=A или зшах = АД получим
<‘-ш>
Величину Я выбирают обычно в пределах Л= 1-1-2; если уве-
личивается диаметр плунжера, то растут габариты насоса; если
же увеличивается ход плунжера, то растут ускорения и нагруз-
ки на детали насоса. Во всех случаях нужно иметь в виду улуч-
шение наполнения цилиндра и предотвращение кавитации.
5. Определяется минимально возможный диаметр ротора со
стороны золотника (рис. 1.82):
D.p=2«cp=-i±X- ; (1.115)
sin —
z
D=Dw-\-------—H2-^- = Pcp+2£±t-• (1.116)
cp 1 cos'}* 1 COS'}* cp cos 4* 4 1
106
6. Определяется угол ymax, который обеспечивает получение
необходимого максимального хода плунжера.
Из уравнений для $шах находим:
— для плоской шайбы
— для конусной' шайбы
tgymax= - -ma ~ ' (1.118)
6 max 2Z sin ф
Обычно ymax= 12н-150; увеличение угла у приводит к увеличе-
нию нагрузки на плунжер, наклонную шайбу и другие детали.
Углы ф и у и расстояние I взаимосвязаны; варьируя эти ве-
личины, можно выбрать удовлетворительные параметры насоса.
13. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ДЕТАЛЯМ
ПЛУНЖЕРНЫХ НАСОСОВ. ОСОБЕННОСТИ ПРОИЗВОДСТВА.
ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ
Для того чтобы обеспечить минимальные зазоры в качаю-
щем узле и в то же время не допустить заклинивания деталей и
больших износов трущихся поверхностей, к геометрическим раз-
мерам и чистоте рабочих поверхностей деталей плунжерных на-
сосов предъявляются жесткие требования, а также особо тща-
тельно выбирается материал трущихся пар.
Плунжеры делают из цементируемой стали 12ХНЗА с твер-
достью рабочих поверхностей HRC>58 или из стали ХВГ, даю-
щей без специального поверхностного упрочнения твердость
HRC 55—60. Цилиндры выполняют бронзовыми.
Посадка плунжера в цилиндр осуществляется с зазором в
пределах 0,015—0,02 мм, что обеспечивается подбором плунжера
и цилиндра и притиркой их. Вследствие этого подобранная пара
является невзаимозаменяемой.
Чистота рабочих поверхностей плунжера и цилиндра выпол-
няется обычно в пределах 10—12-го классов.
Одним из основных технических условий является требова-
ние цилиндричности рабочих поверхностей плунжера и цилинд-
ра; овальность и конусность их не должны превышать 0,002 и
0,005 мм соответственно.
Ротор и золотник также представляют собой пару сталь—
бронза. В насосе с небольшим числом плунжеров ротор делают
целиком из сурьмянистой бронзы с твердостью ЯВ^бО, а зо-
лотник из стали ХВГ с твердостью HRO6G. При большом чис-
ле плунжеров для экономии бронзы и уменьшения массы насоса
ротор выполняют из стали (например, 12ХНЗА) с втулками из
сурьмянистой бронзы, образующими цилиндры, а золотник — из
107
Рис. 1.83. Барабанный плунжерный насос с наклонной шайбой и ограничителем максимального числа оборотов:
1—подшипник- 2—золотник; 3 и 4—каналы; 5—корпус; 6—полость; 7—клапан; 8—винт; 9->пружииа; 10— полость; И—мембрана; 12—1крышка;
13— цапфа- 14—плунжер- 15—наклонная шайба; 16—корпус наклоннойшайбы; П—крышка; 18—подшипник; 19—рессора; 20—наклонный канал;
21—полость- 22—ротор- '23-окно входа; 24—окно выхода; 25—разгрузочный клапан; 26—рычаг клапана; 27—виит; 28—клапан; 29—жиклер;
30—демпфер; 31—упорный винт; 32—упор; 33—полость; 34—• сервопоршень; 35—полость; 36—стержень; 37—серьга; 38—табличка
сурьмянистой бронзы. Делают также комбинированные роторы,
в которых пояс цилиндров бронзовый, а остальная часть сталь-
ная.
Технические условия требуют строгой параллельности опор-
ных торцов ротора и золотника, отклонения не должны превы-
шать 0,005—0,01 мм. Поверхности торцов притираются и непря-
молинейность этих поверхностей не должна превышать 0,005 мм.
Для уменьшения износа и лучшей приработки торцовую по-
верхность бронзового ротора покрывают тонким слоем (в не-
сколько микрометров) индия с подслоем свинца, обладающих
антикоррозионными свойствами.
В качестве радиальных подшипников ротора применяют мед-
но-графитовые подшипники скольжения или роликовые подшип-
ники качения.
Наклонная шайба изготовляется из стали ШХ15, из которой
делаются также подшипники качения.
Корпусы насосов отливают из алюминиевых сплавов АЛ9.
14. ПРИМЕР ВЫПОЛНЕННОЙ конструкции
ПЛУНЖЕРНОГО НАСОф
На рис. 1.83 приведены общий вид, сх^ма и характеристики
топливного плунжерного насоса газотурбинного двигателя с ог-
раничителем максимального числа оборотов. Насос устанавли-
вается* на коробке агрегатов двигателя и приводится от ротора
двигателя через промежуточные передачи. Производительность
насоса при максимальном угле наклона шайбы, давлении на вы-
ходе 95 даН/см2 и скорости вращения 3500 об/мин должна быть
не менее 2900 л/ч.
ГЛАВА IV
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
1. НАПОР, СОЗДАВАЕМЫЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫМ НАСОСОМ
Центробежные насосы (рис. 1.84) являются разновидностью
лопаточных насосов. Достоинством центробёжных насосов явля-
ется плавная и непрерывная подача рабочей жидкости без пуль-
саций и гидравлических ударов в напорной магистрали, а также
110
их надежность и долговечность. Эти насосы получили широкое
распространение в топливных системах самолетов и газотурбин-
ных двигателей в качестве перекачивающих и подкачивающих
насосов.
Перед началом работы полости центробежного насоса долж-
ны быть заполнены рабочей жидкостью. В результате воздейст-
вия рабочего колеса насоса жидкость выходит из него с более
высоким давлением и скоростью, чем на входе. В отводящем уст-
ройстве выходная скорость частично преобразуется в давление.
Теоретический напор, создаваемый центробежным
насосом, определяется по формуле (обозначения см. на рис. 1.84)
Нтоо = u2c2 cos a2—UiCi cos щ Дж/кг, (1.119)
или
/Утоо = п2с2и —П1С1Ц Дж/кг.
В этой формуле не учитываются различные, потери, а число ло-
паток предполагается бесконечно большим.
При подводе жидкости к насосу без закрутки с1и = 0.
Тогда
Нтоо = и2С2и Дж/кг. (1.119')
Из треугольника скоростей на выходе из колеса имеем:
C2u = «2—C2rCtg02,
где с2г — радиальная (расходная) составляющая абсолютной
скорости жидкости на выходе из рабочего колеса.
Для течения жидкости в насосе без разрывов получим:
с _ Qh ,
•т 2яг2Ь2ц2
где QH — объемный расход жидкости через насос;
р2 — коэффициент расхода на выходе из рабочего колеса.
1Г
Таким образом, теоретический напор, создаваемый центро-
бежным насосом, равен:
Дж/кг. (1,120)
При 02 = 90° (насос с радиальными лопатками на выходе)
Н^ = и£.
Действительный напор Н будет меньше. Это объяс-
няется влиянием гидравлических потерь на трение, на удар и
других потерь в каналах насоса, оцениваемых гидравлическим
к. п. д. т)г- В зависимости от конструкции насоса и его размеров,
а также от качества выполнения проточной части т)г=0,8-н0,95.
Кроме того, вследствие конечного числа лопаток рабочего ко-
леса не все частицы жидкости равномерно отклоняются лопат-
ками по ширине и по длине канала, что вызывает уменьшение
абсолютной скорости с2 на выходе из рабочего колеса.
Действительный напор равен:
Дж/кг, (1.121)
V 2лг2Ь2р2 / 1 +
где kn — коэффициент, учитывающий конечное число лопаток,
который можно определить по формуле Г. Ф. Проску-
ры [30]:
1,2(1 +sin fe) (1.122)
где z — число лопаток рабочего колеса;
Г1 и г2— радиусы на входе и выходе из рабочего колеса.
Напор, создаваемый насосом, можно выразить через перепад
давлений Арн:
<1л23>
где Q — плотность рабочей жидкости, кг/м3. -
2. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ НАСОСА
Теоретическая производительность насоса мо-
жет быть определена по уравнению расхода:
QT = cF, (1.124)
где F — площадь живого сечения потока (определяется обычно
без учета стеснения его лопатками);
с —^средняя скорость жидкости, нормальная к сечению F.
Для выходного сечения колеса (на радиусе г2) равенство
(1.124) можно записать:
112
где
QT=2jtr2&2C2r,
(1.125)
2лr2b2—F2; c2r = C2 sin a2.
Полезная производительность насоса
Q„=QTno6, (1.126)
где г)об — объемный к. п. д. насоса, учитывающий непроизводи-
тельные утечки рабочей жидкости. Для насосов с ко-
лесом полузакрытого типа т]Об=0,75—=—0,89; для колес
закрытого типа т)Об = 0,854-0,95.
3. мощность и к. п. Д. НАСОСА
Полезная мощность, потребляемая центробежным на-
сосом,
7Vn=l,635QHAA, Вт, (1.127)
где QH в л/мин, а Дрн в даН/см2.
Мощность, подведенная к валу насоса,
дг= 1,635 QhAPh Вт, (1.128)
где т]н = 'Поб'Пг'Пмех полный к. п. д. насоса;
т)мех—механический к. п. д. насоса; r)Mex = 0,94-
ч-0,95.
4. ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Характеристики центробежных насосов (за-
висимость напора Н от расхода QH) чрезвычайно разнообразны.
Теоретическая характеристика представляет собой прямую
[см. уравнение (1.420)] в отрезках координат: при QH = 0 напор
7fToo(0) =и22; при напоре ЯТОо = 0 расход -
(Л _ 2ЛГ262(12 „
Чн . 0 ^2*
Ctgfo
Действительные характеристики (с учетом всех потерь) мо-
гут быть круто падающими, пологими (и даже с горизонтальным
участком) и возрастающими с максимумом (рис. 1.85). На вид
характеристики влияет ряд геометрических параметров насоса.
Так, уменьшение угла р2 лопаток на выходе из колеса позволяет
получить монотонно падающую характеристику насоса.
На форму зависимости Q—Н вблизи нулевой подачи замет-
ное влияние оказывают число лопаток колеса, угол лопатки
на входе и профиль лопатки между углами Pi и р2.
Работа насосов с непрерывно снижающейся характеристикой
протекает устойчиво во всем диапазоне изменения параметров.
113
Насосы с характеристикой, имеющей максимум, имеют в на-
чале участок неустойчивой работы (до точки Л) с низким к. п. д.
У подобных насосов одному и тому же напору соответствуют
разные производительности. Работа таких насосов допустима
только с расходами, превышающими расход QA (см. рис. 1.85)
Рис. 1.86. Характеристи-
ки насоса и сети за на-
сосом (О£):
Л—рабочая точка
Рис. ’1.85. Характеристики центробежных
насосов:
/—круто падающая; 2—пологая; 3—возрастающая с
максимумом
Насосы с круто падающей характеристикой выгоднее приме-
нять в тех случаях, когда при значительном колебании напора
желательно иметь малый диапазон колебаний расходов.
Насосы с пологой характеристикой применяют в случаях зна-
чительного колебания расходов при небольшом изменении на-
пора.
Необходимо следить, чтобы заданные режимы работы лежа-
ли в области наивыгоднейшего значения к. п. д. (рис. 1.86).
5. КЛАССИФИКАЦИЯ РАБОЧИХ КОЛЕС
ПО КОЭФФИЦИЕНТУ БЫСТРОХОДНОСТИ . v
Для характеристики конструктивных форм проточной части
рабочего колеса удобно пользоваться коэффициентом быстроход-
ности ns, введенным в практику насосо- и турбостроения Кама-
рером еще в 1915 г. *:
ns=3fi5an-^- , (1.129)
//3/4
где п — частота вращения проектируемого насоса, об/мин;
Q — расход рабочей жидкости, м3/с;
* R. Camarer. Z. ges. Turbinenwes, 1915, р. 217.
114
Н— напор, м вод. ст.;
а—\/ —— ; для воды а=1;
V 6н2О
g — плотность рабочей жидкости, кг/м3.
Физический смысл коэффициента быстроходности — это чис-
ю оборотов насоса, геометрически подобного рассматриваемому
lacocy, размеры которого подобраны так, что при напоре 1 м
утрачивается мощность 1 л. с.
Коэффициент быстроходности применяется как числовая ха-
рактеристика типа насоса и является постоянным для всех по-
Рис. 1.87. Типы лопастных колес в зависимости от коэффициента их быст-
роходности:
/—«,=40-^80—центробежные тихоходные (^- *>2,5): 2—ns=80-H 40—центробежные нор-
мальные (^*>2); 3—лв=140*-300—центробежные быстроходные 1,8~-1,4);
4—л8=300-ь600—«диагональные или винтовые (^*>1,24-1,1); 5—ns=600-H800—осевые
(g„o,8^:o,6)
добных насосов, а для одного и того же насоса не изменяется
при изменении числа оборотов.
Значение коэффициента быстроходности подсчитывается для
режима максимального к. п. д. насоса.
На рис. 1.87 приведена классификация рабочих колес центро-
бежных насосов по коэффициенту быстроходности.
При данных Q и Н изменение 'пя будет пропорционально из-
менению частоты вращения данного насоса. Это означает, что
при увеличении ns для сохранения окружной скорости и2 необхо-
димо уменьшать диаметр Ь2. Так как диаметр Do на входе в ко-
лесо определяется Q и с0 и не зависит от п, то с увеличением ns
будет уменьшаться отношение D2ID0. Таким образом, с увеличе-
нием ns происходит переход от тихоходных рабочих колес к нор-
мальным, к быстроходным и далее к диагональным и осевым.
Коэффициент быстроходности ns в формуле (1.129) является
размерным. Удобнее пользоваться безразмерным коэффициен-
том быстроходности ns':
ns'--= , (1.130)
(gH)3/4
115
где co — угловая скорость вращения, 1/с;
Q — расход, м3/с;
gH — напор, Дж/кг или м2/с2.
При применении п/ для сохранения принятой классификации
колес по коэффициенту быстроходности ns (см. рис. 1.87) мож-
но воспользоваться соотношением:
ns=193,2an/. (1.131)
6. ЭЛЕМЕНТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Входной п а т р у б о к служит для подвода рабочей жид-
кости ко входу в насос с определенной скоростью с0- При этом
необходимо обеспечить более равномерное поле скоростей, а в
некоторых случаях — опреде-
ленное направление скорости
потока (создание закрутки).
Во всех случаях необходимо
создать определенное давление
на входе, которое связано с по-
лучением минимальных гидрав-
лических потерь. Для предот-
вращения кавитации давление
жидкости Рвх на входе в насос
должно превышать давление
упругости паров pt на величину
кавитационного запаса Дркав>
т. е.
Рвх = Pt + Аркав •
Величина кавитационного
запаса Аркав зависит от конст-
А-А
Рис. 1.88. Рабочее и предвключенное
осевые колеса:
а, б—сборные конструкции; в—цельная
конструкция; 1—осевое колесо; 2—бандаж;
3—центробежное рабочее колесо
рукции насоса и его параметров. Так, для насосов невысокого
давления (1—1,5 даН/см2) и умеренной производительности
(топливные насосы подкачки и перекачки, устанавливаемые в
баках самолета) Аркав~0,14-0,25 даН/см2; для двигательных
центробежных насосов, ДЦН (промежуточные топливные насо-
сы подкачки, устанавливаемые на ГТД перед насосами высоко-
го давления) АрКав~0,64-0,8 даН/см2.
116
Эффективной мерой повышения антикавитационных свойств
насоса является установка осевого (шнекового) преднасоса
(рис. 1.88), который создает дополнительный подпор перед ра-
бочим колесом. Преднасос рассчитан на несколько больший рас-
ход рабочей жидкости. Вместе с избытком жидкости от входа в
рабочее колесо отводятся паровые и газовые включения, спо-
собствующие появлению кавитации. Кроме того, за преднасосом
происходит закрутка рабочей жидкости, что снижает относитель-
ную скорость жидкости при входе на лопатки рабочего колеса,
определяющую в основном местные разрежения на лопатках, в.
результате чего увеличивается кавитационный запас насоса.
Увеличение диаметра и укорочение подводящего трубопрово-
да, устранение поворотов и других местных сопротивлений на
входе уменьшают потери давления на входе в насос, что также
снижает опасность появления кавитации.
При консольном расположении на валу рабочего колеса на-
соса подводящие устройства могут быть осевыми или коленооб-
разными. В последнем случае гидравлические потери давления
на входе будут больше, чем при осевом входе, а поток получает-
ся значительно неравномерным, что отражается на равномерно-
сти заполнения жидкостью каналов рабочего колеса, приводит к
снижению расхода, напора и к. п. д. и способствует возникнове-
нию кавитации. Для уменьшения неравномерности потока вход-
ной патрубок непосредственно перед рабочим колесом делают
конфузорным (сужающимся); увеличение скорости в конфузор-
ном участке достигает 15—20%.
Допустимую скорость жидкости на входе в' насос можно оп-
ределить по формуле С. С. Руднева:
с0=(0,06-s- 0,08) j^Qn2, (1.132)
где Q — в м3/с;
п — в об/мин.
Обычно скорость жидкости на входе в насос не превышает
5—10 м/с.
Иногда из условий компоновки входной патрубок выполняют
коротким (плоским) в виде спирального подвода. Однако при
.больших значениях ns проявляется вредное влияние резкого по-
ворота потока на 90°, характерного для входных устройств этого
типа.
Рабочее колесо занимает среди деталей центробежного
насоса ведущую роль. Именно здесь энергия приводного двигате-
ля передается перемещаемой жидкости и создается большая
часть напора. Размеры проточной части рабочего колеса (£>о; Дк
bi, D2, b2 и т. д.) определяются соответствующими гидродинами-
ческими расчетами.
Рабочие колеса центробежных насосов могут быть полуза-
крытыми и закрытыми (см. рис. 1.88). У закрытых колес выше
117
к. п. д., лучше кавитационная характеристика, но они несколько
тяжелее полузакрытых, в них труднее получить гладкие и чистые
поверхности внутренних каналов. Для получения более чистых
каналов иногда применяют закрытые колеса составной кон-
струкции, изготавливаемые как полузакрытые с последующим
прикреплением передней стенки (при помощи клепки, сварки или
пайки) к боковым торцам лопаток. Однако внедрение в произ-
водство метода получения отливки по выплавляемым моделям
позволило изготавливать целые закрытые колеса с проточной
частью высокой точности и чистоты, не требующие практически
никакой дополнительной обработки внутренних каналов.
Рис? 1.89. Схемы рабочих колес с лопатками, имеющими различ-
ные углы Рз на выходе из колеса:
а—₽2<90°; 6—02=90°; в—02>9О°
Число лопаток рабочего колеса желательно выбирать воз-
можно большим, чтобы они образовывали каналы достаточной
длины. Вместе с тем увеличение числа лопаток ведет к значи-
тельному стеснению потока, так как толщина лопаток, хотя и
выбирается возможно меньшей, но ее значение ограничено тех-
нологией изготовления и прочностью. Стеснение проходных сече-
ний сопровождается увеличением относительной скорости потока
и гидравлических потерь.
Наивыгоднейшее число лопаток для рабочих колес жидкост-
ных центробежных насосов можно определить по формуле (22]
Z=6,5 ^ + ^-sin-gi±K. (1.133)
Оптимальное число лопаток находится в пределах z±=5-i-ll.
Лопатки центробежных насосов могут быть выполнены с различ-
ными углами Pi на входе и р2 на выходе из рабочего колеса.
Углы Pi на входе обычно лежат в пределах ptа:20н-25°.
Углы р2 на выходе могут быть: р2<90°; р2 = 90° и р2>90°
(рис. 1.89). Однако в насосах для жидкостей применяются почти
исключительно лопатки с углами р2<90° (реактивные лопатки).
118
Загнутые назад лопатки (0г<9О°) при одинаковом заданном
напоре требуют большей окружной скорости; следовательно, при
одинаковой скорости вращения требуется колесо большего диа-
метра и корпус больших размеров, чем при загнутых вперед ло-
патках. Однако первые работают с несколько лучшими гидрав-
лическими к. п. д., вследствие более благоприятной формы кана-
ла и, в особенности, незначительного преобразования скорости в
давление в отводящем устройстве (большая часть полного напо-
ра в насосах с лопатками, загнутыми назад, получается в рабо-
чем колесе в виде статического напора).
Углы 02 могут находиться в пределах 02=14н-5О°, но обычно
не превышают 30°.
При рекомендованных углах 01 и 02 канал между лопатками
расширяется более плавно и менее искривлен, что позволяет по-
лучить минимальные гидравлические потери.
Для получения минимальных гидравлических потерь необхо-
димо обеспечить безотрывное обтекание лопаток потоком жид-
кости, для чего лопатки профилируют, исходя из плавного зако-
на изменения относительной скорости от Wi на входе до Wz не-
выходе. Существует точный метод профилирования лопаток, от-
вечающий изложенным требованиям.
На практике бывает достаточно использовать бодее простые
формы и очертания лопаток. К. Пфлейдерер [22] предложил ло-
патки очерчивать дугами окружностей (см. рис. 1.98) радиусом
гл=-------г±-г^--------, (1 134>
2 (гг cos ₽2—И cos Pi) .
центры которых располагаются на окружности диаметром
£>ц=2 /г22 ф- гд2 — 2гагд cos ₽2. (1.135>
Для широких колес (при г2/Г1<1,6) целесообразнее очерчи-
вать лопатку двумя радиусами (лопатки двойной кривизны); в
этом случае входной участок лопатки имеет радиус гл.вх меньше,,
чем на выходе. Изготовление таких лопаток значительно слож-
-нее, особенно при малых размерах колеса. Поэтому в авиацион-
ных насосах такие лопатки применяются сравнительно редко.
В некоторых случаях лопатки делают радиальными (02 = 90°);
они лучше воспринимают нагрузки от центробежных сил. По-
этому колеса с радиальными лопатками допускают большие ок-
ружные скорости и позволяют получить больший напор, хотя,
значения к. п. д. насоса в этом случае будут несколько ниже.
Рабочёе колесо нагружено центробежными, а также осевыми
силами и силами реакции потока.
Обычно при расчете на прочность учитывают действие цент-
робежных сил собственно диска с дополнительной боковой на-
грузкой от массы лопаток. При больших напряжениях необхо-
119
димо учитывать изгиб диска (защемленного во втулке) под дей-
ствием сил осевого давления.
Отводящие устройства должны обеспечивать сбор
жидкости, выходящей из рабочего колеса, и преобразовывать
кинетическую энергию потока в энергию давления.
Отводящие устройства центробежных насосов выполняют
обычно в виде спирального канала (спиральный отвод) с посте-
пенно нарастающими сечениями, переходящего в прямолиней-
Рис. 1.90. Схема спирального отвода
ный диффузор (рис. 1.90): при этом должна обеспечиваться осе-
вая симметричность потока.
Обычно в спиральном отводе в энергию давления преобразу-
ется не более 20% динамического напора. Основное преобразо-
вание динамического напора в статический происходит в пря-
молинейном диффузоре.
Проходные сечения спирального отвода определяются задан-
ным расходом и изменением скорости по закону cur=const.
Минимальные гидравлические потери в спиральном отводе
получаются при очертании его наружных стенок по логарифми-
ческой спирали (при постоянной ширине канала). Вообще форма
сечений спирального отвода может быть различной.
В практике насосостроения получил широкое распростране-
ние упрощенный метод расчета спирального отвода*. Этот ме-
тод основан на допущении постоянства средней скорости ссп во
всех радиальных сечениях спирального отвода:
ссп = (0,65-н0,75) с3г( = const.
Для ns^150 рекомендуется принимать сСп=0,75с3м.
* Суханов Д. Я. Американские центробежные насосы и метод их рас-
чета. ГОНТИ, 1938.
120
По этому методу площадь сечений спирального отвода опре-
деляется по формуле:
(1.136)
uOU
„ ' Он
где Лзбоо—площадь выходного сечения спирального от-
Ссп вода;
<р —угол, под которым располагается искомое се-
чение.
Задаваясь формой поперечных сечений и зная их площади,
легко определить все линейные размеры спирального отвода.
В рабочем колесе с радиальными лопатками скорость потока
на выходе из него получается большей. В этом случае для более
эффективного преобразования скоростного напора в давление
иногда делают кольцевой лопаточный диффузор, расположенный
непосредственно у выхода из рабочего колеса, за которым рас-
полагаются спиральный отвод и прямолинейный диффузор. Од-
нако в авиационных лопаточных насосах такие конструкции от-
водов не нашли широкого распространения.
7. ОСЕВЫЕ И ПОПЕРЕЧНЫЕ НАГРУЗКИ
И ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЕ
Осевое усилие, действующее на рабочее колесо насоса,
возникает из-за неодинакового закона распределения давления
жидкости по радиусу на переднюю и заднюю стенки колеса.
Для центробежных колес полузакрытого типа с лопатками,
выполненными по дуге окружности, закон распределения давле-
ния по радиусу со стороны всасывания на участке, занятом ло-
патками, близок к линейному (рис. 1.91). Изменение сил давле-
ния по радиусу с нерабочей стороны колеса происходит по пара-
болическому закону.
Суммарная осевая сила равна разности сил, действующих на
торцовые поверхности колеса, и направлена в этом случае в сто-
рону всасывания.
- * Эпюра давлений, действующих на закрытое колесо, показана
на рис. 1.92. В этом случае при одинаковых зазорах на участ-
ках ab и cd давления равны и колесо на этом участке можно
считать уравновешенным. На участке аО давление равно давле-
нию входа в насос. Это давление не уравновешивает давление на
участке de.
На рис. 1.93 показаны способы уравновешивания осевых сил
в центробежных насосах с полузакрытыми колесами, а на рис.
1.94—с закрытыми колесами.
Поперечные силы в центробежных насосах возникают
при нарушении осевой симметрии потока вне колеса, т. е. в спи-
ральном отводе. На расчетном режиме, когда гидростатические
121
давления вокруг всего колеса одинаковы, создается строгая осе-
вая симметрия потока и поперечная сила на колесе рав-
на нулю.
При уменьшении подачи насоса сечения спирального отвода
Рис. 1.91. Эпюра распределения давле-
ния, действующего на колесо полузакры-
того типа
Рис. 1.92. Эпюра распре-
деления давления, дей-
ствующего на колесо за-
крытого типа
Рис. 1.93. Способы уравновешивания осевых усилий на колесе полузакрытого
типа:
а—двустороннее колесо; б—разгрузочные лопатки; в—гидравлический замок; г—разгру-
зочные отверстия
оказываются слишком большими и в них начинается процесс
преобразования кинетической энергии потока в давление. Спи-
ральный отвод начинает функционировать как диффузор.
122
При перегрузке насоса нарастание сечений спирального от-
вода не компенсирует увеличение расхода, создаваемого рабо-
Рис. 1.94. Способы уравновешивания осевых усилий на колесе закрытого
типа:
а—гидравлические замки; б—разгрузочный диск; в—симметричное расположение
колес
чим колесом; скорости в канале спирального отвода от началь-
ного сечения к конечному нарастают и спиральный отвод
начинает функционировать как конфузор. В обоих случаях поле
давлений за колесом перестает быть осесимметричным, возника-
ет поперечная сила, как результирующая сил давления по ок-
ружности.
Рис. 1.95. Полярная эпюра давле-
ния р2 при выходе из колеса на-
соса со спиральным отводом:
а—распределение гидродинамического
давления по окружности рабочего ко-
леса; б—направленно поперечной силы
На рис. 1.95 приведена типичная полярная эпюра давлений
.по окружности рабочего колеса в процентах от полного напора
при’подаче, составляющей 19% от расчетной. В этом случае, как
и при пониженной подаче вообще, поперечная сила Л направле-
на в сторону меньших сечений спирального отвода, а при пере-
грузке — в сторону больших сечений.
Неуравновешенные поперечные силы приобретают сущест-
венное значение в насосах, развивающих большой напор и в на-
сосах больших размеров. Для уравновешивания этих сил приме-
няют гидравлические способы, основанные на создании симмет-
рии поперечных сил при всех режимах работы насоса. Для этого
делают два отводящих канала, каждый из которых охватывает
123
дугу в 180° на выходе из колеса. При увеличении числа отводя-
360°
щих каналов, каждый из которых охватывает дугу в ------ (где
^1
Рис. 1.96. Схема уравнове-
шивания поперечных сил
двумя спиральными отвода-
ми по окружности одного
колеса:
а—двухотводная спираль; б—
двухпоточная спираль с общим
диффузором
Zi — число отводящих каналов), мы приходим к кольцевому ло-
паточному диффузору.
Схемы уравновешивания поперечных сил в центробежных
насосах показаны на рис. 1.96.
S. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ДЕТАЛЯМ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ. ОСОБЕННОСТИ ПРОИЗВОДСТВА.
ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ
На рис. 1.97, 1.98, 1.99 показаны основные детали центробеж-
ных насосов.
Материалы деталей центробежных насосов должны обеспечи-
вать достаточную прочность, плотность и коррозионную стой-
кость.
Подводы, рабочие колеса и корпусы с отводящими устройст-
вами в большинстве случаев отливают из алюминиевого сплава
АЛ5Т7 с последующей механической обработкой посадочных по-
верхностей. В отдельных случаях эти детали могут быть изго-
товлены только механической обработкой из алюминиевого
сплава Д1Т.
В некоторых случаях подводы и рабочие колеса изготавлива-
ют из пресс-материала АГ-4В с волокнистым наполнителем.
В авиационных топливных насосах наиболее широкое распрост-
ранение получили алюминиевые сплавы.
Подводы и корпусы с отводами отливают в землю или в ко-
киль, а рабочие колеса — методом прецизионного литья по вы-
плавляемым моделям. Качество литья и работоспособность ли-
тых деталей насосов во многом зависят от правильности их кон-
структивного оформления (не должно быть рыхлот, усадочных
раковин, трещин и других дефектов).
Особо напряженные места литых деталей усиливают ребра-
ми. Подрезка ребер при последующей механической обработке
124
Рис. 1.97. Осевое колесо
Рис. 1.98. Центробежное рабочее колесо
125
отливок не допускается, так как эти места могут стать очагами
концентрации напряжений. Размеры обрабатываемых поверхно-
стей необходимо ограничивать, а у полностью механически об-
рабатываемых деталей ограничиваются размеры поверхностей с
высокими классами точности и чистоты, так как повышение точ-
ности и увеличение обрабатываемых поверхностей ведет к удо-
рожанию производства. По этой же причине необходимо избе-
гать посадки сопрягаемых деталей по двум и более поверхно-
стям.
А-А
(Ю оси спирального канала)'
Рис. 1.99. Корпус внебакового ЭЦН со спиральным отводом
При совместной механической обработке узлов, имеющих
разъемы, необходимо обеспечивать предварительную фиксацию
деталей, предотвращающую их от взаимного смещения при пов-
торных сборках. Сборка и взаимозаменяемость деталей насос-
ных агрегатов во многом определяются правильным выбором
посадок, обеспечивающих оптимальные зазоры и натяги сопряга-
емых деталей в конкретных условиях работы агрегата.
Важным требованием для центробежных насосов является
выполнение вала достаточно жесткой конструкции. Прогиб вала
во всем диапазоне чисел оборотов и расходов не должен превы-
шать зазоры между вращающимися деталями и корпусами, в
частности в узлах щелевых уплотнений между рабочим колесом
и корпусом.
9. ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ
На рис. 1.100 показана конструктивная схема внутрибакового
электроприводного центробежного насоса (ЭЦН) с осевой сту-
пенью на входе. Насос устанавливается в нижней точке топлив-
126
Рис. 1.100. Конструктивная схема внутрибакового ЭЦН:
/—электродвигатель агрегата; 2—’топливный бак; 3—дефлектор; 4—осевая ступень;
5—обратный клапан; 6—центробежная ступень; 7—корпус агрегата; 8—сетчатый ста-
кан. Стрелками показано движение рабочей жидкости: а—прн работающем агрегате;
б—при неработающем агрегате
Рис. 1.101. Конструктивная схема двигательного центро-
бежного насоса (ДЦН) с регулятором давления и его ха-
рактеристики
127
кого бака и служит для создания подпора топлива на входе в
топливный насос двигателя (ДЦН) и повышения высотности
топливной системы самолета. Перед входом в насос установлен
фильтр грубой очистки — стакан из латунной сетки с размером
ячейки в свету 0,5—1,2 мм.
Рис. 1.102. Двигательный центробежный насос (ДЦН):
/—муфта; 2—вал крыльчатки; 3, 9—подшипники; < 5, 7, 18, /9—втулки;
6—манжетное уплотнение; 5—корпус; 10—винт; //—крышка; 12—ре-
гулировочное кольцо,- 13—центробежное рабочее колесо; 14—шайба;
15—гайка; 16—отверстие; /7—крышка; 20—дренажный штуцер; 21—
пружина; 22—стопорное кольцо
На рис. 1.101 изображена конструктивная схема двигатель-
ного центробежного насоса (ДЦН) с регулятором давления и
его характеристики.
На рис. 1.102 показан продольный разрез двигательного цент-
робежного насоса (ДЦН), обеспечивающего подачу топлива под
постоянным давлением (при помощи регулятора давления) к ос-
новным топливным насосам двигателя.
Раздел второй
ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ
ГЛАВА V
ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ, ИХ НАЗНАЧЕНИЕ 1
И ОСОБЕННОСТИ
Гидравлические системы двигателей состоят из насосов и
многочисленных вспомогательных элементов, обеспечивающих
подвод жидкости от насосов к различным агрегатам в заданном
количестве (объеме) и с необходимым давлением. В циркуляци-
онных системах использованная жидкость снова отводится к на-
сосам.
В зависимости от рабочей жидкости гидравлические системы
подразделяются на топливные, масляные и системы, работаю-
щие на гидросмеси. Каждая из этих систем может-включать са-
мостоятельные подсистемы.
Давление и расход жидкости являются важнейшими пара-
метрами гидравлической системы двигателя, определяющими
почти все ее размеры, а также многие технические требования к
системе в целом и к ее отдельным элементам.
Расход топлива при данном расходе воздуха определяет тем-
пературу газов, скорость их истечения, тягу двигателя, скорость
вращения ротора, а также температуру деталей двигателя.
Прокачка масла определяет количество тепла, отводимого от
деталей двигателя, и перепад температур масла на входе и вы-
ходе.
Объем- жидкости, подаваемой к сервомеханизмам с заданным
давлением, определяет скорость перемещения их рабочих орга-
нов.
Перепад давления в гидросистеме определяет скорость исте-
чения жидкости из отверстия и, следовательно, расход через по-
стоянное сечение, качество распиливания жидкости форсунками,
величину усилия (или момента), создающихся в сервомеханиз-
мах, время срабатывания гидравлических реле и т. п. Расход и
перепад давления, вызываемые сопротивлением системы, взаи-
мосвязаны и определяют друг друга.
5 2977 129
Жидкость обычно подается в гидросистему объемными или
лопаточными насосами. Каждый тип насоса обладает специфи-
ческими особенностями, связанными с характером рабочего про-
цесса в насосе и создающими определенную зависимость между
расходом и давлением.
Объемные насосы при заданной скорости вращения будут по-
давать в систему расход, сравнительно мало зависящий от дав-
ления в системе (с увеличением давления расход будет умень-
шаться на величину изменения внутренних утечек через зазоры
в насосе). Лопаточные насосы при заданной скорости вращения
(числе оборотов) будут подавать в систему расход, непосред-
ственно зависящий от давления в системе.
Рис. 2.1. Характеристики
совместной работы насоса и
системы:
а—*лолаточный насос; 6—объем-
ный насос;----характеристи-
ка насоса,-----—характеристи-
ки системы при различных соп-
ротивлениях; /, 2, 3—точки сов-
местной работы насоса и систе-
мы при различных сопротивлени-
ях последней
На установившемся режиме работы в системе установятся
расход и давление, соответствующие условиям совместной рабо-
ты насоса и системы, т. е. соответствующие точке пересечения
характеристик Q—Н (или Q—р) насоса и системы (рис. 2.1).
В лопаточном насосе, работающем с постоянной скоростью
вращения, изменение сопротивления системы будет вызывать
изменение расхода через нее при сравнительно небольшом изме-
нении давления (см. рис. 2.1, а). В объемном насосе, работаю-
щем с постоянной скоростью вращения, изменение сопротивле-
ния системы будет вызывать изменение давления в ней при
незначительном изменении расхода (см. рис. 2.1, б). Это давле-
ние может быть определено через уравнение расхода.
Уравнение расхода через отверстие имеет следующий вид:
Отсюда
Q=v.fv=y.f
(2.1)
(2.2)
где Q и f—.расход жидкости через отверстие и его про-
ходное сечение соответственно;
v — скорость течения жидкости через отверстие;
ц— коэффициент расхода через отверстие;
130
Q — плотность жидкости;
\p=pi—р2— перепад давления на отверстии;
Pi — давление перед отверстием;
р2 — давление за отверстием.
Изменение проходного сечения f отверстия или расхода Q че-
рез него вызовет соответствующее изменение давления при
неизменном давлении р2 *.
Увеличение подачи жидкости в систему без перепускного кла-
пана сопровождается увеличением перепада давления, который
возрастает значительно быстрее подачи. Чрезмерное увеличение
подачи может привести к столь резкому возрастанию давления,
что система или насос разрушатся. Изменение перепада давле-
ния в системе при изменении расхода показано на рис. 2.2.
Производительность объемного насоса примерно пропорци-
ональна скорости его вращения (числу оборотов) и уменьшается
с увеличением высоты полета, если давление на входе в насос
зависит от атмосферного давления. Потребный расход жидкости
через систему может изменяться по закону, не соответствующе-
му изменению условий работы насоса. Чтобы обеспечить доста-
точное питание системы при малом числе оборотов и большой
высоте, насос проектируют с избыточной производительностью
на номинальном числе оборотов у земли, что может на этих ре-
жимах создать в системе слишком высокое давление. Напор,
создаваемый лопаточными насосами, пропорционален квадрату
числа оборотов.
Рис. 2.2. Изменение перепа-
да давления в системе при
изменении расхода
Расчет проходного сечения системы на максимальный режим
привел бы к недостаточному давлению на промежуточных режи-
мах и, как следствие, к уменьшению скорости истечения жидко-
сти, к значительному ухудшению качества распиливания
и т. п.
Кроме того, изготовление деталей в пределах обычных допу-
сков привело бы к тому, что даже на одних и тех же режимах в
гидросистемах различных двигателей одной и той же марки ус-
* Если pt в системе изменяться не может, то изменение f приводит к из-
менению Q.
5* 131
танавливались бы различные давления или различные
расходы.
Корректирование расхода и давления жидкости в пределах,
необходимых для нормальной работы двигателя, осуществляется
для данной гидросистемы подбором соответствующих дозирую-
щих и дросселирующих устройств, а также установкой в систему
различных клапанов.
В ряде случаев для обеспечения необходимой последователь-
ности включения, работы и выключения различных элементов
гидросистемы применяют гидравлические реле давления и вре-
мени.
Часто требуется не только подать заданное количество жид-
кости с установленным давлением, но также придать струе жид-
кости определенное направление и форму, в частности, осущест-
вить распыливание струи. Для этих целей применяются струй-
ные и центробежные форсунки.
Обеспечение нормальной работы двигателя и увеличение его
ресурса требует тщательной очистки жидкости от всевозможных
примесей и включений, а также от продуктов износа деталей и
разложения самой жидкости (смолистые вещества, кокс), а в
циркуляционных системах — и от нерастворившихся в жидкости
воздуха и газов. Эта очистка должна непрерывно осуществлять-
ся в процессе эксплуатации двигателя. Достигается Юна включе-
нием* в гидросистемы разнообразных фильтров, сборников, от-
стойников и т. п. элементов.
Так как запасы различных рабочих жидкостей на самолете
крайне ограничены, а сами жидкости, как правило, являются
горючими, то необходимо принимать меры к полному устране-
нию утечек жидкости из гидросис-тем во внешнюю среду через
неплотности.
Устранение утечек жидкости достигается уплотнением зазо-
ров, неизбежных между неподвижными и вращающимися или
поступательно движущимися деталями, а практически и между
неподвижными деталями в местах соединения различных кор-
пусов, трубопроводов и других сочленениях.
Важное значение имеют правильное ’ проектирование, изго-
товление и монтаж трубопроводов. Необходимо обеспечить оп-
тимальные проходные сечения (при которых одновременно по-
лучаются возможно меньшие гидравлические потери и масса*),
достаточную прочность и жесткость.
В настоящем разделе рассматриваются конструкции, особен-
ности работы и расчет перепускных и редукционных клапанов,
дозирующих и дросселирующих устройств, фильтров и очистите-
лей.
* Большие гидравлические потери также приводят к увеличению массы,
но в других элементах системы (насосах, силовых цилиндрах и т. п.).
132
ГЛАВА VI
Клапаны
А. ПЕРЕПУСКНЫЕ КЛАПАНЫ
1. СХЕМА. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
Для поддержания постоянного давления жидкости в гидро-
системе, а также для предохранения системы от случайной пере-
грузки применяют перепускные клапаны. Они включаются в
гидросистему параллельно насосу (рис. 2.3) и поддержива-
ют перед собой заданное давление.
Принцип действия перепускного клапана основан на уравно-
вешивании усилйем пружины (или каким-либо другим способом,
например противодавлением) усилия, создаваемого давлением
Рис. 2.3. Схема включения перепускного клапана в гидросистему
жидкости на клапан. Пружина прижимает клапан к седлу и пре-
пятствует выходу жидкости из системы через клапан. Усилие за-
тяжки пружины регулируется винтом.
• Если давление жидкости в системе вследствие увеличения
подачи возрастет выше заданной величины, то усилие, действую-
щее на клапан со стороны жидкости, преодолеет усилие предва-
рительной затяжки пружины, клапан поднимется с седла и от-
кроет дополнительный проход для выхода жидкости из системы.
Так как общее проходное сечение для выхода жидкости (вклю-
чая дроссель) увеличится, то, несмотря на увеличение подачи в
систему, давление в ней практически сохранится прежним и по-
лезный расход через систему с нерегулируемым проходным се-
чением почти не изменится.
В системе с регулируемым выходным сечением перепускной
клапан, поддерживая постоянное давление, дает возможность
133
устанавливать полезный расход через систему в зависимости от
размера выходного сечения.
Без перепускного клапана поддерживать постоянное давле-
ние в системе в широком диапазоне режимов работы невоз-
можно.
Практически без регулируемого перепускного клапана не-
возможно получить заданное давление даже на одном режиме
работы, так как фактическое сопротивление дросселя (форсунки
и т. п.) зависит от небольших отклонений размеров и формы ка-
нала, входной кромки, а также будет по-разному отличаться от
номинального на каждом двигателе.
2. РАСЧЕТ ПЕРЕПУСКНОГО КЛАПАНА
Расчет перепускного клапана состоит в определении‘необхо-
димых размеров проходных сечений (с учетом коэффициентов
расхода через них) и усилия предварительной затяжки пру-
жины.
Расчет размеров подводящего канала
Сечение подводящего канала клапана выбирается так, чтобы
в случае необходимости (например, при закупорке системы)
можно было пропустить через него всю жидкость, подаваемую
насосом, с приемлемой скоростью (порядка v«10 м/с). Этим
определится и высота подъема клапана.
Диаметр канала клапана находится из уравнения расхода че-
рез круглое отверстие:
Qh=V-fv =№- v, (2/3)
откуда
d=\/ , (2.4)
у fijtv
где QH — производительность насоса;
v и d — диаметр подводящего канала и скорость течения
Жидкости через него.
Коэффициент расхода р, зависит от формы и размеров кана-
ла (форма кромки на входе в канал, отношение длины канала к
диаметру и т. п.), от характера течения жидкости через ка-
нал — ламинарного, переходного или турбулентного (которые
характеризуются числом Рейнольдса Re) и от смачиваемости
стенок канала протекающей жидкостью. Для цилиндрических
отверстий ц = 0,6н-0,8; для отверстий со скругленными входными
кромками можно получить ц = 0,94-0,98.
Длина подводящего канала во избежание излишних потерь
давления должна быть по возможности небольшой. Окончатель-
134
но длина канала определяется конкретной конструкцией того
или иного агрегата. Иногда приходится располагать перепуск-
ной клапан вне агрегата и соединять его специальным трубопро-
водом с управляемой полостью или магистралью.
Расчет проходного сечения, открываемого клапаном
Для того чтобы пропустить необходимое количество жидко-
сти, клапан должен подняться с седла на некоторую высоту h,
при которой откроется соответствующее проходное сечение fK-
Необходимая высота подъема клапана определится из уравне-
ния расхода через проходное сечение той или иной формы, зави-
сящей от типа клапана.
В общем виде уравнение расхода через клапан запишется
так:
2-^-, (2.5)
где Лрк — перепад давлений до и после клапана.
Формулы для определения проходных сечений различных ти-
пов клапанов (рис. 2.4) даны в табл. 2.1.
Определение необходимой высоты подъема клапана
Подставляя для соответствующих случаев значение проход-
ного сечения fK (см. табл. 2.1) в уравнение (2.5), получим раз-
вернутое уравнение расхода, откуда можно определить необхо-
димую величину h.
Так, для плоского клапана уравнение расхода будет:
QK=№dkvK=wdhy 2-^-, (2.6)
откуда необходимая величина подъема
h = —=-^-1/ -2— ; (2.7)
|лклЛ>к (xKitd 2Дрк
величина d определена уравнением (2.4).
Для щарикового и конусных клапанов зависимость расхода
через клапан от высоты его подъема более сложная. В этих слу-
чаях находить необходимую величину подъема клапана h проще
графо-аналитически: по соответствующему уравнению строится
кривая QK=f(h), на ней откладывается заданная величина рас-
хода QK и читается для этой^точки значение Л.
На рис. 2.5 построены зависимости проходных сечений раз-
личных типов клапанов от высоты подъема. До значительной
высоты подъема наибольшее проходное сечение при данной ве-
личине h дает плоский клапан, а проходные сечения шариковых
135
Таблица 2.1
Формулы для подсчета проходных сечений перепускных клапанов различных типов
в зависимости от высоты подъема
(см. рис. 2.4)
Клапан Формула для определения величины проходных сечений Дополнения
Плоский клапан f jtiZ h
Шариковый клапан с плоским седлом /ш.п 1 / Аи \2 . а яг2 sin р \ г ] tg ₽ - . . «0 + " h0 = VRl - 7-2
Шариковый клапан с конусным седлом h <Н ful.K ! Л , — 1 + sin а 1 sin а cos а зТ£/щА \ Dm / / \ ц fui.K 1 1 ^U1 _ ft > Н\ = — 1 sin В л/?2 sin р \ R / г R —— < cos a < —— H t t /?ш 1 — = tga + ctga—— ; R 7? sin a „ R tg В — S ho' + h h0' 1 R i = — —— ctg a Rm sin a Rm
137
Конусный клапан с конусным седлом dK> d h < Я: f к к* 1— = sin a 4- — sin2 a cos a iTfif h dK h>H: Hl rK \ = у — — 1 (tg « + ctg a)
^^=1/ [ 1-fctg a a(R+rK')h V [ \ h ) + >3 »• X to
Конусный клапан с конусным седлом da<d h < H': /к.К . . 9 = sin a — — sin2 a cos a ztdh d Hr < A < H: fx.K . I h . — sin a + sin2 a cos a dK h>H: H' =(r—rK)(tga+ ctga) H = (R— rK)(tga+ ctg a)
A.k / n(R+rK)h у i— . ctg a \ tl J 2 //?-/•< у . \ h. I
С Конусный клапан с плоским седлом h < H': fК.П h- . 9 = sin a — — sin2 a cos a itdh d H'=(r — rK)(tga— ctg a)
— =1 / h _pizMctgO a(r+rK)h у L \ h ) 6 J 2 (r~r*\2 Д h }
Dat
Рис. 2.4. К определению проходных сечений клапанов различных типов:
а—'плоский клапан: б—шариковый клапан с плоским седлом; в—шариковый клапан
с конусным седлом; г—конусный клапан с конусным седлом н dK=d; д—конусный
клапан с конусным седлом и е—конусный клапан с плоским седлом; ж— к
расчету конусных клапанов
138
и конусных клапанов меньше и зависят еще от соотношения раз-
меров R/r или dK/d и угла а. Чтобы уменьшить необходимую вы-
соту подъема клапана, нужно выбирать большие соотношения
Q 0,1 0,2 0,3 0,4 0,0
Рис. 2.5. Зависимость проходных сечений различных типов клапа-
нов от высоты подъема (при d=10 мм). Условные обозначения:
первая буква — тип клапана (плоский, шариковый, конусный); вторая
буква — тип седла (плоское, конусное); остальные обозначения см.
рис. 2.4
ЯшА для шариковых клапанов, dK — d для конусных клапанов и
большие углы для шариковых и конусных клапанов.
Если через плоский клапан требуется пропустить весь рас-
ход, на который рассчитан подводящий канал, то величину, на
которую должен подняться клапан, найдем из сопоставления
Уравнений (2.6) и (2.3), откуда
,, я^2
= ——V
139
или
(л v d
Ис vK 4
(2-8)
а при равенстве скоростей и коэффициентов расхода в подводя-
щем канале и клапане потребуется равенство проходных сечений
канала и клапана. Это равенство установится при некоторой
высоте подъема клапана,
которую назовем «номи-
нальной»:
. __d_
п«<™— 4
(2.8')
Как видно из рис. 2. 5,
для многих типов клапанов
равенство проходных сече-
ний подводящего канала и
клапана наступает при боль-
ших значениях /гном, чем у
плоского клапана. В частно-
сти, у конусного клапана с
плоским седлом при dK =
=0,5 d и а = 45° величина
/zH0„ почти в два раза превы-
шает найденную по уравне-
нию (2. 8').
Как показывает опыт,
при подъеме плоского кла-
пана на величину ^ном=
Рис. 2.6. Характеристика плоского
клапана (жидкость — керосин
gT = 0,84 кг/л; t= 15=20° С)
=0,25 d расход через него не достигает максимума (рис. 2.6).
Это происходит, вероятно, вследствие значительного сопротив-
ления, которое создается при протекании жидкости через коль-
цевую щель с относительно малой высотой h и резким поворо-
том струи.
Из приведенных графиков видно, что максимальный рас-
ход через клапан был достигнут при подъемах клапана на
h/ddn0,54-0,7 для различных перепадбв давления; чем выше был
перепад давления, тем больший требовался подъем клапана. ;
Графики показывают также, что при всех перепадах давле-
ния до /г«0,125 мм, т. е. до /г« 0,5/гном, расход через клапан
увеличивался пропорционально подъему. Следовательно, наи-
большее влияние подъема клапана на расход через него оказы-
140
вается при малых подъемах. Затем расход с увеличением подъ-
ема растет все медленнее и, начиная с /г/е/ = 0,Зн-0,5 (для разных
перепадов давлений), влияние подъема мало эффективно. Коэф-
фициенты расхода рк Для исследовавшегося клапана (см. рис.
2.6) в зависимости от величины h и для различных перепадов
давлений вычислены по экспериментально полученным расходам
и сведены в табл. 2.2.
Таблица 2.2
Коэффициенты расхода [лк через клапан
Л, мм 0,1 0,2 0,25 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
Д р=90 даН/см2 0,74 0,66 0,59 0,63 0,68 0,71 0,72 0,73 0,73
Др=50 даН/см2 0,78 0,68 0,59 0,67 0,69 0,71 0,715 0,72 0,725
А/>=10 даН/см2 0,705 0,63 0,56 0,60 0,64 0,655 0,66 0,66 0,66
Л/Д 0,1 0,2 0,25 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
Известное влияние на коэффициент расхода оказывает также
и отношение D/d.
Коэффициент рк, как указывалось выше, зависит от многих
факторов и пока не может быть вычислен аналитически; его ве-
личина устанавливается экспериментально. Лучше всего опре-
делять величину |хк для конкретных условий работы заданного
клапана; если это невозможно, то в качестве ориентировочной
величины можно пользоваться экспериментальными данными,
приведенными в специальных справочниках.
При расчете перепускного клапана необходимо учитывать,
что в случае закупорки системы, клапан должен иметь возмож-
ность подняться на высоту /г, в 2—3 раза превышающую йном-
Для некоторых шариковых и конусных клапанов эта высота
подъема может превысить диаметр подводящего канала.
Выбор размеров отводящего канала
Сечение отводящего канала делается либо таким же, как и
подводящего, либо несколько большим, чем у последнего, для
того чтобы за клапаном не создавалось излишнего сопротивле-
ния течению жидкости.
Расчет усилия предварительной затяжки пружины
Зная давление в системе рОтк, при котором должно произой-
ти открывание перепускного клапана, размеры канала, клапана
и седла, а также давление слива рся за клапаном, можно найти
необходимое усилие предварительной затяжки пружины Рпро из
141
условия равновесия клапана под действием всех приложенных к
нему сил.
Уравнения равновесия клапана запишутся следующим обра-
зом (см. рис. 2.4).
Для плоского клапана и конусных клапанов с конусными
седлами:
„ । л£>2 nrf2
откуда
П А Яй!2 Л(£»2 — rf2) ,n q\
Л.ро= Д/’отк ---Рсл —---------- > (2- 9)
где
&Р отк Р отк Рсл'
Для шарикового и конусного клапанов с плоскими седлами
(см. рис. 2,4, д):
/’про=Д/’оТК-^- (2.10)
Для шарикового клапана с конусным седлом:
/3 * * * * *npo=A/’oTKJL^L- (2.11)
Если Рсл настолько мало, что им можно пренебречь, форму-
ла (2.9) превращается в формулу (2.10) и во всех формулах
АРотк == Ротк-
Так как формулы (2.9), (2.10), (2.11) не учитываю^ инерци-
онных сил, то при эволюциях самолета возможно открывание
перепускного клапана преждевременное или с запаздыванием,
если он установлен неправильно, т. е. в плоскости действия инер-
ционных сил.
3. ПОДДЕРЖАНИЕ ПОСТОЯННОГО ДАВЛЕНИЯ В СИСТЕМЕ
ХАРАКТЕРИСТИКА ПЕРЕПУСКНОГО КЛАПАНА
Одним из важных требований, предъявляемых к перепуск-
ным клапанам, является обеспечение постоянного давления в
системе с минимальным отклонением от заданной величины.
Однако при обычных пружинных перепускных клапанах из-
менение давления в системе по мере подъема клапана неиз-
бежно.
Рассмотрим это явление на примере плоского клапана (рис.
2.7 и 2.8), пренебрегая трением деталей и инерционными силами.
Перед открытием клапана давление слива за ним, действую-
,, я£*2
щее на площадь гк =----, и усилие предварительной затяжки
4
142
пружины Рпро уравновешивают давление жидкости в системе на
поверхность клапана нач==—— > находящуюся в подводя-
щем канале.
Сразу после начала подъема клапана его поверхность, «а ко-
торую действует давление жидкости в системе, увеличится от
/гкнач = —— ДО , т. е- появится дополнительная
площадь
F = F — F — «(Г*2 —^2) (2.12)
1 к.доп •'к 1 к.нач \ '
на которую будет действовать переменное давление (рис. 2.8).
Рис. 2.7. Схема нагруже-
ния плоского клапана
пана в начале его подъема
Рис. 2.8. К выяснению работы кла-
Давление на дополнительной поверхности постепенно умень-
шается от давления в системе рс До давления слива {5, 6, 7]. За-
кон изменения этого давления зависит от перепада давления на
клапане, соотношения диаметров подводящего канала и клапа-
на, формы кромки- «а входе в подводящий канал и на выходе
из него, от высоты подъема клапана (рис. 2.8, б)ч
Перед началом подъема уравнение равновесия клапана будет
^про А/’отк^'к.нач /’сл^'к.доп’ (2» 13)
где Аротк=рс—Рсл-
Выразив второй член правой части уравнения (2.13) в долях
первого члена
/^сл^'к.доя’ ®А/?отк-^*'к.нач’
143
получим
^Poik
^прО
^к.нач (1 в)
(2- 14)
Сразу же после начала подъема клапана, когда между кла-
паном и седлом образуется щель очень малой высоты A/i, при
которой усилие пружины можно считать не изменившимся и рав-
ным по-прежнему РПро, уравнение равновесия клапана примет
вид
/’про А/^отк/^к.нач-)-А/^ср.доп/^к.лоп’ (2- 15)
где ДрСр.доп=Рср.доп—Рсл, а Рср.доп —средняя величина давления
на открывшейся дополнительной площади клапана. Эта величи-
на зависит от характера изменения давления на дополнительной
площади клапана в пределах от р'Отк до Рсл-
Выражая второй член правой части уравнения (2.15) в до-^
лях первого члена
АРсР.доп/*к. доп ФАРотк^к.нач’
получим
• -Рпро
Д Ротк-- ~
рк.нач (1 + Ф)
Перед закрыванием клапана перепад давления на нем будет
равен перепаду, установившемуся сразу после начала открыва-
ния, т. е.
(2. 16)
АРзак АРОТК-
Исходя из уравнений (2.14) и (2.16), можем написать следу-
ющее отношение перепадов давления на клапане:
Аротк Арртк 1-4"^
ДРотк ЛРзак 1 — 0
(2.17)
Последнее выражение показывает, что, как только клапан на-
чинает подниматься с седла, давление в системе скачкообразно
уменьшается, а при закрывании клапана скачкообразно увели-
чивается на величину, зависящую от давления слива за клапа-
ном, соотношения площадей начальной и дополнительной, а так-
же от средней величины давления на дополнительной площади
клапана.
Если система работает на режиме, при котором давление
Ротк достигается при отсутствии избыточной подачи жидкости,
возможны непрерывные подъемы и посадки перепускного клапа-
на, сопровождающиеся ударами клапана о седло и нецелесооб-
разными утечками жидкости. Недопустимость такого режима
очевидна, и для предотвращения его система всегда должна ра-
144
Рис. 2.9. Перепускной кла-
пан с малым изменением
давления в системе в нача-
ле подъема
ботать с заведомо избыточной подачей жидкости. Тогда пере-
пуск избыточного количества жидкости через клапан будет дер-
жать его постоянно открытым и изменение режима работы будет
приводить лишь к изменению высоты подъема клапана.
Чтобы уменьшить изменение давления в системе при откры-
вании и при закрывании клапана, необходимы возможно мень-
шая дополнительная площадь клапана и давление за ним. Одна-
ко величина дополнительной площади определяется допустимы-
ми нагрузками для выбранных материалов клапана и седла, а
также необходимостью обеспечения
их длительной работы и герметично-
сти.
Трение между клапаном и на-
правляющей увеличивает давление,
при котором клапан начнет откры-
ваться и уменьшает давление, при
котором он будет закрываться, по
сравнению с найденными по уравне-
ниям (2. 14) и (2. 16), т. е. еще боль-
ше увеличивает скачок давления в
системе.
Перепускной клапан (рис. 2.9),
у которого опорная поверхность
(седло) перенесена в полость, не
омываемую жидкостью под давлени-
ем в системе, при тех же соотноше-
ниях размеров d 'и D дает мини-
мальное изменение давления в си-
стеме в момент открывания или закрывания клапана. Действи-
тельно, перед открыванием для него сохраняется уравнение рав-
новесия (2. 13) и, следовательно, величина Др0Тк по уравнению
(2. 14). Как только клапан откроется, давление слива на допол-
нительной поверхности уравновесится и уравнение равновесия
примет вид
•^>npo/t= нач’
откуда
(2. 18)
(2. 19)
(2.20)
Из уравнений (2.14) и (2.19) получаем:
АРотк ___________________ АРотк _ 1
ЛРотк АРзак 1 0
Если для такого клапана получить рСл = 0, тогда и 6 станет
равным нулю и давление в системе в момент открывания и за-
145
крывания клапана изменяться не будет, что в ряде случаев яв-
ляется очень важным, а иногда и необходимым.
Увеличение подачи жидкости в систему с перепускным кла-
паном приведет к увеличению расхода через клапан, т. е. к уве-
личению подъема клапана, к большему сжатию пружины и уве-
личению ее усилия от Рпр0 до 7’Пр=Дпро + ^пр^ (где knp— жест-
кость пружины), а отсюда и к увеличению давления в системе.
Итак, после скачкообразного уменьшения давления в системе
в момент начала подъема клапана, дальнейший подъем клапана
будет сопровождаться увеличением давления в системе, а изме-
нение давления будет зависеть от жесткости пружины и вы-
соты подъема клапана /г, которая в свою очередь определяется
расходом жидкости через клапан QK, типом клапана и его раз-
мерами.
Для клапана, изображенного на рис. 2.7, уравнение равнове- ,
сия при некоторой величине подъема h будет:
^пр=Рпро + М= Д/’срлогЛ.лоп, (2- 21>
где Дрс и Д/’ср.доп — перепад давления на клапане и
средняя величина перепада давления на дополнительной поверх-
ности клапана при подъеме его на высоту h.
Сравнивая уравнения (2.21) и (2.15), можем написать:
^пр^ = (ДРс Д Ротк) ^’к-иач-!- ( ДРср.доп ДРср.дои) ^к.цоп
ИЛИ
_ > , kW>h — (Лр.доп ~~ Рср.лоп) Лг.чоп >_ 22)
Z'c /'отк I р ’ к • /
г к.нач
так как
дл- рс- р'огк-
Для клапана, изображенного на рис. 2.9, уравнение равнове-
сия при подъеме его на высоту h будет
Рпр=Л.ро+ м = Дл^к.нач, (2.23) ,
а с учетом уравнения (2.18):
М = ( ДА АРОтк) •^'к.нач
ИЛИ
(2-24)
'к.нач
Этим же уравнением можно пользоваться и для клапана,
изображенного на рис. 2.7, если пренебречь изменением перепа-
да давления на дополнительной поверхности клапана по мере
увеличения подъема.
14€
Характер изменения давления в системе по мере увеличения
расхода через плоский клапан показан на рис. 2.10 в предполо-
Кении, что подъем клапана пропорционален расходу через него
(что будет наблюдаться, если и пока пропорционально подъему
клапана будет изменяться открываемое им проходное сечение, а
коэффициент расхода цк будет оставаться постоянным).
Как видно из графика, после начального падения давления в
системе в момент открывания клапана по мере дальнейшего
подъема клапана давление в системе растет пропорционально
подъему, а в данном случае и пропорционально расходу QK.
Рис. 2.10. Изменение давле-
ния в системе по мере уве-
личения расхода через пло-
ский клапан, изображенный
на рис. 2.7
В зависимости от жесткости пружины давление в системе при
максимальном расходе через клапан может стать равным давле-
нию Дотк, при котором клапан начал открываться, или же ока-
заться меньше или больше него.
При уменьшении расхода через клапан величина давления в
системе будет изменяться в обратном порядке.
Чтобы уменьшить изменение давления в системе после нача-
ла подъема клапана, нужно уменьшить жесткость пружины и
высоту подъема клапана. Высота подъема клапана при том же
расходе через него может быть уменьшена в результате увеличе-
ния диаметра подводящего,канала, что ведет одновременно к
увеличению габаритов и массы клапана. Уменьшение же жест-
кости пружины ограничивается возможностью возникновения
колебаний клапана,’ а также длиной пружины и, следовательно,
снова габаритами и массой.
Зависимость давления в системе от расхода через клапан на-
зывается характеристикой клапана.
Эта характеристика, при прочих равных параметрах, зависит
от типа клапана.
Например, для клапана, изображенного на рис. 2.7, в отличие
от клапана, изображенного на рис. 2.9, давление в системе в мо-
мент открывания клапана снизится больше, а после начала от-
крывания клапана будет увеличиваться несколько медленнее,
что видно из сравнения формул (2.17), (2.20) и (2.22), (2.24).
147
Для всех типов клапанов характеристика аналогична изоб-
раженной на рис. 2.10. Для некоторых шариковых или конусных
клапанов, высота подъема которых для получения того же про-
ходного сечения должна быть больше, чем у плоского клапана,
давление в системе после начала подъема клапана будет увели-
чиваться быстрее, чем расход через клапан. Кроме того, для ша-
риковых и конусных клапанов характеристика будет нелинейной.
4. ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОСИСТЕМЫ С ПЕРЕПУСКНЫМ КЛАПАНОМ
Рассмотрим характеристику гидросистемы при наличии в ней
перепускного клапана (рис. 2.11).
Сначала рассмотрим характеристику системы на земле
(Н=0) (см. рис. 2.11, а).
С увеличением скорости вращения (числа оборотов) двигате-
ля (и кинематически связанного с ним насоса) производитель- J
Рис. 2.11. Характеристика «открытой» гидросистемы с перепускным клапа-
ном:
----:— насос первоначально выбранной производительности-.-насос
с увеличенной производительностью
ность насоса и подача жидкости в гидросистему растут пропор-
ционально числу оборотов. Давление в системе рс растет быст-
рее, чем производительность насоса (см. уравнение (2.2)]. При
числе оборотов давление в системе достигает величины ротк,
на которую отрегулирован перепускной клапан; в следующий
момент клапан начинает подниматься с седла и давление в сис-
теме скачкообразно уменьшается до р'отк, затем, по мере увели-
чения числа оборотов и производительности насоса, растет пе-
репуск избыточного количества жидкости через клапан QK и
несколько повышается давление в системе, вследствие чего соот-
ветственно увеличивается и полезный расход через систему Qc.
При достижении номинального числа оборотов пНом устанавли-
вается определенный, заданный режим работы системы: QK, рс
и Qc.
148
Если при сохранении постоянного числа оборотов насоса ста-
нет увеличиваться высота, на которой работает двигатель, то
характеристика гидросистемы будет иметь вид, изображенный
на рис. 2.11, -б.
С увеличением высоты полета уменьшается атмосферное дав-
ление и уменьшается производительность насоса (сначала мед-
ленно, затем все быстрее), если давление на входе в насос опре-
деляется атмосферным давлением.
Фактическое уменьшение производительности насоса, т. е.
уменьшение подачи собственно жидкости, происходит по следу-
ющим причинам:
1) с уменьшением атмосферного давления несколько увели-
чивается перепад давления на насосе, а с ним увеличиваются и
утечки;
2) с уменьшением атмосферного давления из жидкости начи-
нают выделяться сначала растворенные в ней воздух и газы, а
затем и пары самой жидкости, вследствие чего в прежнем объ-
еме собственно жидкости становится все меньше, а подаваемая
насосом эмульсия становится сжимаемой (при снижении давле-
ния до упругости паров жидкости может произойти срыв рабо-
ты насоса). . -
В результате уменьшается и перепуск через клапан, вслед-
ствие чего несколько снижается давление в системе и полезный
расход через нее. При достижении высоты полета /7кр произво-
дительность насоса становится равной полезному расходу через
систему, избытка жидкости в системе нет и перепуск через кла-
пан прекращается, клапан закрывается, давление в системе
скачкообразно'(скачок может быть и малым) поднимается до
ВеЛИЧИНЫ Ротк-
Полет на высотах, больших Нкр, нормально невозможен, так
как производительности насоса здесь не хватает для питания
системы* давление в последней резко уменьшается. Если же
требуется летать на высотах, больших Я]!р, то первоначально
выбранный насос должен быть заменен насосом с большей про-
.изводительностью, что увеличит высотность гидросистемы и даст
ВОЗМОЖНОСТЬ ДОСТИЧЬ ВЫСОТЫ Нкр'^>Нг:11.
Сказанное выше относится к системам, в-которых давление
перед основным насосом непосредственно зависит от атмосфер-
ного давления (открытые системы). Наряду с этими система-
ми широко применяются системы, в которых давление перед ос-
новным насосом поддерживается приблизительно постоянным,
независимо от атмосферного давления, от высоты полета (систе-
мы с подпором), что позволяет улучшить работу насоса и
повысить высотность гидросистемы. Постоянное давление перед
основным насосом может поддерживаться посредством наддува
баков, установки специальных насосов подкачки или обоими
способами одновременно. Создание подпора жидкости перед ос-
149
новным насосом во многих случаях более целесообразно, чем уве-
личение производительности основного насоса, но требует уста-
новки дополнительных агрегатов и большего увеличения массы.
Поэтому там, где это возможно, обходятся переразмеренными
основными насосами. Можно, наконец, улучшить работу насоса,
установив перед ним воздухоотделитель, в котором еще до под-
хода жидкости к основному насосу из нее будут удалены ранее
растворенные, а теперь выделяющиеся воздух и газы.
Значительное изменение вязкости рабочей жидкости вслед-
ствие изменения ее температуры в процессе работы влияет на
характеристику гидросистемы. С увеличением температуры и
уменьшением вязкости увеличивается расход жидкости через
систему на данном перепаде давления, вследствие чего уменьша-
ется перепуск через клапан и несколько снижается давление в
системе. Наоборот, при увеличении вязкости жидкости расход
через систему уменьшается, перепуск через клапан увеличивает-
ся и давление в системе несколько возрастает.
Линейная зависимость давления в системе от расхода через
перепускной клапан (см. рис. 2.10) наблюдается при следующих
условиях: высота подъема клапана прямо пропорциональна рас-
ходу через него, усилие пружины прямо пропорционально высо-
те подъема клапана.
Это .возможно в том случае, когда клапан, нагруженный ци-
линдрической пружиной, открывает щель, площадь которой пря-
мо пропорциональна высоте его подъема (например, прямо-
угольную щель, представляющую собой боковую поверхность
цилиндра), а перепад давления на клапане Дрк и коэффициент
расхода через него цк не изменяются. /
Изменение перепада давления на клапане в процессе его
подъема, а также непропорциональность высоты подъема кла-
пана и открываемого им проходного сечения делают характери-
стику нелинейной; отклонения могут оказаться нежелательными
и неуправляемыми.
Нелинейную характеристику можно получить специально и
заранее задать ей тот или иной характер и числовые значения.
Для этого нужно, учитывая изменение Дрк и цк, выбрать форму
щели, открываемой клапаном (рис. 2.12), и характеристику пру-
жины.
При круглом отверстии проходное сечение по мере подъема
клапана увеличивается сначала ускоренно, а потом замедленно.
При треугольных отверстиях проходное сечение увеличивается
или только ускоренно или только замедленно. Фасонными отвер-
стиями можно задать любой закон изменения проходного сече-
ния.
Кроме цилиндрических, можно применить конические пру-
жины. В отличие от линейных характеристик цилиндрических
пружин усилие, развиваемое коническими пружинами, нараста-
150
ет быстрее, чем деформация. Выбирая угол конуса пружины, по-
стоянный шаг или постоянный угол наклона витков и другие
параметры пружины, задаем ей ту или иную характеристику.
Рис. 2.12. Типы отверстий, открываемых плоским перепускным
клапаном:
а—прямоугольное (цилиндрическое); б—круглое; в—треугольные;
г—фасонные
Сочетание формы щели и характеристики пружины дает са-
мые широкие возможности для проектирования характеристики
клапана.
5. ВЛИЯНИЕ ПЕРЕПУСКНОГО КЛАПАНА НА НЕОБХОДИМОЕ
СООТНОШЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ОТКАЧИВАЮЩЕГО
И НАГНЕТАЮЩЕГО НАСОСОВ В ЦИРКУЛЯЦИОННОЙ
ГИДРОСИСТЕМЕ
По характеристике системы с перепускным клапаном можно
выяснить, как изменяется отношение производительности отка-
чивающего насоса к расходу жидкости через циркуляционную
гидросистему -^и-°т-к- при изменении скорости вращения (чис-
Qc
ла оборотов) нагнетающего и откачивающего насосов.
В циркуляционных гидросистемах с нагнетающим и откачи-
вающим насосами производительность последнего в несколько
раз превышает расход жидкости через систему. Хотя откачивае-
мая эмульсия занимает значительно больший объем, чем пода-
ваемая в^систему жидкость*, достаточно было бы меньшего за-
паса производительности откачивающего насоса по сравнению с
количеством подаваемой жидкости. Однако этого не удается
сделать по следующим причинам.
• Если бы в системе не было'перепускного ‘клапана, то соотно-
шение производительности откачивающего и нагнетающего
насосов (при одинаковом числе оборотов или при постоянном
соотношении чисел оборотов) являлось бы одновременно и отно-
шением производительности откачивающего насоса к расходу
через систему; это отношение, если не учитывать изменения
внутренних потерь в нагнетающем насосе при изменении давле-
ния в системе, сохраняло бы постоянную величину (рис. 2.13, а).
При наличии в системе перепускного клапана картина прин-
ципиально меняется. Соотношение производительности откачи-
* Объем эмульсии зависит от степени удаления из нее воздуха, что в
свою очередь зависит от применяющихся для этого способов (см. гл. 8).
151
вающего и нагнетающего насосов не характеризует в данном
случае отношения производительности откачивающего насоса к
расходу через систему, так как начиная с момента открывания
перепускного клапана (см. рис. 2.13, б) расход жидкости через
систему почти не изменяется, а производительность откачиваю-
щего насоса увеличивается пропорционально увеличению скоро-
сти вращения (отношение ^н отк растет с ростом п).
Qc
Рис. 2.13. Запас производительности откачивающего насоса в
циркуляционной гидросистеме с перепускным клапаном
Необходимость иметь некоторый (примерно полуторакрат-
ный) з‘апас Qh.otk в сравнении с Qc на минимальном числе обо-
ротов устойчивой работы двигателя («малый газ») приводит к
значительно большему запасу на рабочем и особенно на номи-
нальном числах оборотов.
Благодаря последнему обстоятельству, даже в том случае,
когда производительности обоих насосов будут одинаковы, про-
изводительность откачивающего насоса, начиная с числа оборо-
тов пь при котором открывается перепускной клапан, все боль-
ше будет превышать фактическую подачу жидкости в систему, и
при достижении номинального числа оборотов отношение
Qc
может иметь значительную величину (см. рис. 2.13, в).
Например, у двигателя ВК-1 производительность нагнетаю-
щего и откачивающего маслонасосов одинакова и составляет на
номинальном режиме у земли QH=20 л/мин. Подается же в мас-
лосистему на этом режиме лишь 4 л/мин масла, остальное коли-
чество перепускается через клапан. Таким образом, здесь
Qh,otk_.5
Qc ~ '
При Qh.otk = Фн.наг не допустима длительная работа на числе
оборотов меньшем, равном или незначительно большем «1, так
как откачивающий насос не будет справляться с откачкой
эмульсии.
152
6. ПРИМЕНЯЕМЫЕ ТИПЫ КЛАПАНОВ И ИХ ОСОБЕННОСТИ
Шариковые клапаны
Простейшим перепускным клапаном является шариковый
клапан с плоским седлом (рис. 2.14, а).
Такой клапан прост в изготовлении и дешев. Шарик облада-
ет точными размерами, очень чистой поверхностью. Плоское сед-
ло образуется при изготовлении цилиндрического подводящего
канала, для этого не требуется сложных технологических опера-
ций.
Рис. 2.14. Некоторые типы шариковых клапанов
Этот клапан обладает некоторыми существенными достоин-
ствами. При небольшом радиальном смещении осей подводяще-
го канала и пружины или при небольшом перекосе этих осей, но
при сохранении круглой формы подводящего канала и перпен-
дикулярности его к опорной поверхности шарик занимает пра-
вильное положение на седле, что обеспечивает удовлетворитель-
ную герметичность и нормальную работу клапана. Кроме того,
в гаком клапане полностью отсутствует трение и связанная с
ним нестабильность давления в системе.
В то же время этому клапану присущи и серьезные недостат-
ки. В открытом состоянии он не имеет устойчивости в попереч-
ном направлении, резкие эволюции летательного аппарата и
связанные с ними перегрузки легко могут сместить клапан и на-
рушить режим работы гидросистемы. При неперпендикулярно-
сти подводящего канала к опорной поверхности или отклонении
сечения канала от круглой формы клапан не обеспечивает гер-
метичности. В зависимости от величины отклонений при закры-
том клапане будут происходить меньшие или большие утечки
жидкости из системы, что при некоторых условиях может при-
вести к снижению давления в ней и уменьшению полезного рас-
хода.
15S
Для прекращения расхода через клапан шарик должен опус-
титься до упора в седло. Такие клапаны называются упорными.
В упорном клапане неизбежна многократная посадка шарика
на седло. Так как обычно в нормальной эксплуатации клапан
поднимается на небольшую величину (доли миллиметра), то
пульсации давления в системе и вибрации приводят к разбива-
нию седла. Отсутствие трения в шариковом клапане облегчает
возникновение вибраций.
Шариковый клапан с конусным седлом (см. рис. 2.14, б) так-
же является одним из наиболее простых. Он лишь немного
Рис. 2.15. Зависимость проходного
сечения, открываемого шариковым
клапаном с конусным седлом, от угла
конусности седла а и высоты подъ-
ема шарика h
сложнее предыдущего клапана
в связи с необходимостью изго-
товления конусного седла. Но
шариковый клапан с конусным
седлом, при прочих равных ус-
ловиях и при одинаковой высо-
те подъема, открывает большее
проходное сечение, чем шарико-
вый клапан с плоским седлом.
Как видно из рис. 2. 15,
максимальное проходное сече-
ние получается у шариковых
клапанов, конусные седла ко-
торых выполнены с углом а=
45-=-5О° (при h<H).
Максимальная и минималь-
ная величины угла конуса,
в пределах которых ^контакт
между шариком и седлом на-
ходится на конусной поверхно-
сти седла, определяется соотношением размеров шарика, седла
и подводящего канала. Таким образом, шариковый клапан с ко-
нусным седлом при одинаковом расходе жидкости через клапан
будет подниматься на меньшую высоту по сравнению с шарико-
вым клапаном с плоским седлом, а следовательно, даст меньшее
изменение давления в гидросистеме.
Кроме отмеченных особенностей, шариковые клапаны с ко-
нусным седлом имеют достоинства и недостатки такие же, как и
у шарикового клапана с плоским седлом.
На рис. 2.14, в показан шариковый клапан с направляющей.
В таких конструкциях устраняется поперечная неустойчивость
клапана в открытом состоянии, но появляется трение, а также
необходимость центрирования направляющей и седла. Клапан
становится сложнее и дороже.
Клапан, показанный на рис. 2.14, г, также ограничивает по-
перечное смещение шарика и обладает меньшим трением, чем
предыдущий.
154
Конусные клапаны
У конусных клапанов (рис. 2.16) может быть конусное или
плоское седло. В обоих случаях требуется строгая соосность
клапана и седла во избежание негерметичности клапана.
При конусном седле можно выполнять клапан двумя спосо-
бами.
Первый способ — номинально угол конусности клапана
и седла одинаков. В этом случае при отклонении размеров уг-
лов клапан будет прилегать к седлу не по всей конической по-
Рис. 2.16. Некоторые типы конусных клапанов
верхности, а лишь по окружности малого или большого основа-
ния конуса. Прилегание по окружности большого основания ко-
нуса не должно допускаться, так как в результате этого будут
между клапаном и седлом постепенно скапливаться механиче-
ские и органические включения, содержащиеся в рабочей жид-
кости, что может привести к нарушению герметичности кла-
пана. '
При одинаковых углах конусности седла и клапана клапан с
углом конусности 60° дает большее проходное сечение при про-
чих равных условиях, чем клапан с углом 45° (рис. 2.17).
Второй способ — угол конусности клапана и седла раз-
личен, причем угол конусности у клапана меньше, чем у седла;
этим обеспечивается контакт между клапаном и седлом по ма-
лому основанию конуса (см. рис. 2.16, в).
При обоих способах необходимо притирать клапан и седло и
проверять их прилегание по краске.
Второй способ дает возможность быстрее получить сплош-
ную (без разрывов) полосу прилегания клапана и седла; эта по-
155
Рис. 2.17. Зависимость проходного се-
чения, открываемого конусным кла-
паном, от угла конусности а и высо-
ты подъема h
лоса обычно уже, чем при первом способе, и потому давление
на контактных поверхностях клапана и седла в этом случае бу-
дет большим.
В связи с указанными выше особенностями изготовление ко-
нусных клапанов значительно сложнее, чем шариковых.
Строгая фиксация клапана относительно седла осуществля-
ется посредством направляю-
щих. В качестве направляющих
могут использоваться либо
специальные поверхности (см.
рис. 2. 16, а), либо поверхности
подводящего или отводящего
каналов (см. рис. 2.16, виг).
Если в качестве направляю-
щей используется поверхность
подводящего канала, то конст-
рукция клапана упрощается и
легче обеспечить соосность кла-
пана и седла; но при этом за-
громождается сечение канала
и, следовательно, при одинако-
вом расходе жидкости через
него либо возрастет скорость
течения, либо потребуется
больший диаметр канала, а
значит, седла и клапана.
Наличие направляющих
состоянии (характерную для
шариковых клапанов), но вно-
сит в клапан трение, которое
искажает его характеристику,
конусного клапана является
возможность путем притирки получить очень хорошее прилега-
ние контактных поверхностей клапана и седла и обеспечить
полную герметичность закрытого клапана при любом давлении
в системе.
устраняет поперечную неустой-
чивость клапана в \открытом
Положительной особенностью
Плоские клапаны
У плоских клапанов контактные поверхности седла и собст-
венно клапаны плоские, но конструктивное исполнение этих кла-
панов может быть различным (рис. 2.18). В одних случаях (см.
рис. 2.18, а, б, расход через клапан прекращается лишь при
опускании до упора в седло, в других случаях (рис. 2.18, г, д}
для прекращения расхода через клапан достаточно перекрыть
сливное отверстие в корпусе клапана без упора в седло, на ко-
156
торое клапан садится лишь при давлении в системе значитель-
но меньшем, чем рабочее.
Последние два клапана могут быть названы плунжерными;
они расположены в своих корпусах со столь малыми зазорами,
что утечка жидкости через эти зазоры практически не имеет зна-
чения для регулирования давления в системе. В отличие от упор-
Рис. 2.18. Некоторые типы плоских клапанов
ных клапанов, эти клапаны можно назвать также скользящи-
ми — они скользят мимо сливных отверстий корпусов и.
перекрывая эти отверстия, прекращают утечку жидкости еще до
посадки на седло.
Клапаны, показанные на рис. 2.16, виг, также плунжер-
ные; их можно превратить из упорных в скользящие, если в
первом клапане ликвидировать отверстия на конической поверх-
ности, а во втором — отодвинуть сливное отверстие дальше от
седла.
157
На рис. 2.18, в также приведен плунжерный клапан, который
может стать скользящим, а не упорным, если уменьшить зазор
между клапаном и корпусом на участке от седла до сливного от-
верстия корпуса.
Как уже указывалось, неравномерность подачи жидкости в
систему вызывает пульсацию давления в ней и колебание кла-
пана около некоторого среднего положения; вибрации двигателя
также вызывают колебания клапанов. Особенно опасно совпаде-
ние частоты вынужденных колебаний с частотой собственных ко-
лебаний системы
пружина — клапан — присоединенная масса
жидкости. Колебания клапана нежелательны
по ряду причин.
Во-первых, так как упорные клапаны под-
нимаются с седла на небольшую величину, ис-
числяемую даже при сравнительно больших
расходах десятыми долями миллиметра, то ко-
лебания этих клапанов приводят к частым уда-
рам о седло и к разбиванию последнего. Поэто-
Рис. 2.19. Перепускной клапан с демпфирующим устрой-
ством:
а—демпфирующее отверстие
му упорные клапаны целесообразно применять лишь для кратко-
временной работы, например в качестве эпизодически работаю-
щих предохранительных клапанов, клапанов пусковых устройств
и т. п. \
Во-вторых, во всех типах клапанов колебания приводят со
временем к усталости и разрушению пружин.
Клапаны, предназначенные для длительной работы, целесооб-
разно демпфировать, в результате чего частота колебаний и их
амплитуда могут быть сильно уменьшены и не будут
оказывать никакого влияния на работу системы и срок
службы клапана.
Иногда колебания клапанов не являются вынужденными, а
возбуждаются в самой системе пружина — клапан — масса
жидкости с частотой собственных колебаний системы пружина—
клапан вследствие упругости жидкости, особенно насыщенной
воздухцм_или газами. Так наблюдались колебания плунжерного
перепускного -клапана шестеренного насоса с амплитудой
2,5 мм и частотой 310—370 колебаний в секунду, не менявшиеся
при изменении числа оборотов насоса от 1000 до 2800 об/мин [7].
Автоколебания также могут быть устранены демпфирова-
нием.
Для демпфирования клапана могут быть использованы кана-
лы, которые сообщают полость за плунжерным клапаном со сли-
158
вом. Как ни мал зазор между плунжерным клапаном и корпу-
сом, сквозь него постепенно просачивается жидкость, и через
некоторое время вся полость за клапаном будет ею заполнена.
Если жидкость из этой полости не удалить, то клапан потеряет
способность перемещаться. Обычно эту жидкость отводят через
каналы в клапане или корпусе к сливным отверстиям. Размеры
этих каналов можно подобрать так, что они будут демпфировать
клапан при возникновении колебаний. Такие каналы показаны
на рис. 2.18 (обозначены буквами К). Возможны и другие спо-
собы демпфирования (рис. 2.19).
В связи с колебаниями нужно отметить, что высота открыва-
ния сливного окна скользящим клапаном должна быть больше
возможной амплитуды колебаний.
В некоторых случаях для предотвращения чрезмерного сжа-
тия пружины или чрезмерного открывания клапана при поломке
пружины устанавливают специальные ограничители — упорные
штифты (см. рис. 2.18, д).
При проектировании клапанов плунжерного типа необходимо
учитывать трение плунжера о корпус, которое уменьшает чувст-
вительность клапана и может привести к заклиниванию его, к
«зависанию».
Трение возникает вследствие двух причин: 1) из-за давления
жидкости в зазоре между плунжером и корпусом, когда зазор
становится эксцентричным; 2) в связи с появлением боковой си-
лы пружины, зависящей от конструкции концов пружины и спо-
собов опоры ее на клапан.
Увеличение чувствительности плунжерных клапанов требует
тщательного изготовления и контроля концов пружин (взаимная
параллельность торцов и перпендикулярность их к'оси пружи-
ны), а также применение самоустанавливающихся деталей для
передачи усилия от пружины к клапану (рис. 2.20).
Дифференциальные
клапаны
При больших перепадах давления на клапане и больших рас-
ходах жидкости через него усилия, действующие на клапан, а
также усилия и размеры пружины сильно возрастают; иногда
оказывается невозможным в ограниченных габаритах размес-
тить такую пружйну.
В этих случаях для уменьшения требующихся усилий и раз-
меров пружин применяют дифференциальные клапаны (рис.
2.21).
В соответствии с обозначениями на чертеже усилие предва-
рительной затяжки пружины для такого клапана будет
^про= Д " (/ - А)=Д * -у (rf2 - d&. (2. 25)
159
Выбирая величины d и dt, можно получить требующееся уси-
лие РПро, а также жесткость пружины сколь угодно малыми. Од-
нако величина РЩ1в должна оставаться достаточной для преодо-
ления сил трения в клапане и для того, чтобы силы трения не
были значительными в сравнении с силой пружины; в противном
случае клапан будет обладать низкой чувствительностью, а
прямой и обратный ход его будут сопровождаться заметной пет-
лей гистерезиса и соответствующим изменением давления в сис-
теме.
Рис. 2.20. Некоторые типы деталей
для передачи усилий от пружин к
клапанам
Рис. 2.21. Схема диффе-
ренциального клапана
Рычажные клапаны -
Небольшие усилия и размеры пружины при высоком перепа-
де давления на клапане могут быть получены применением ры-
чажных клапанов (рис. 2.22).
Усилие предварительной затяжки пружины
Лро= &Pf (2- 26)
может быть уменьшено увеличением размера L. Но ограничение,
высказанное по этому поводу для дифференциального клапана,
остается и здесь в той мере, в какой будет существовать трение
в опорах рычажного клапана.
Высоту подъема рычажного клапана можно ограничить, под-
бирая соответствующую величину зазора s между рычагом кла-
пана и упорным штифтом.
Клапаны с переменной нагрузкой
Если перепускной клапан должен поддерживать в системе не
постоянное, а переменное давление, величина которого задается
в зависимости от изменения какого-либо параметра (например,
160
давления воздуха за компрессором, полного напора на входе в
двигатель и т. п.), то нагрузка на клапан должна соответствен-
но автоматически изменяться. Поэтому она не может быть соз-
дана только пружиной; в этом случае в конструкцию клапана
Рис. 2.23. Клапаны с пе-
ременной нагрузкой
вводятся мембрана или сильфон, которые в зависимости от ве-
личины регулирующего давления передают на клапан большее
или меньшее усилие (рис. 2.23).
6 2977 161
Такие клапаны работают как своеобразные регуляторы пря-
мого действия.
Давление в системе, которое задается клапаном с перемен-
ной нагрузкой, определится следующим образом:
— для клапана с мембраной
^Ркл/кл ^проН" Л1ро + м.эф’
откуда
ДАл=^(Лн>о+ДлЖ), (2.27)
7кл
где k — коэффициент, учитывающий защемление мембраны по
контуру и зависящий, в частности, от относительной
величины жесткого центра; можно принимать & = 0,4ч-
4-0,6;
— для клапана с сильфоном
ДЛлУкл==^>про4_ Д^с^с.эф’
откуда
(^ро+д^.ср), (2.28)
J кл
где
Рычажный клапан, изображенный на рис. 2.22, б, также в до-
полнение к постоянному усилию пружины нагружен^переменным
усилием, которое передается клапану через стержень 1 от пере-
менного давления жидкости, действующей на мембрану 2. Пово-
рачивая втулку 3 вокруг ее оси, с которой не совпадает ось
стержня, можно изменять и точку приложения этого переменно-
го усилия и регулировать давление в системе в более широких
пределах.
Разгрузочные клапаны
В ряде случаев в гидросистеме требуется создание высокого
давления не постоянно, а периодически или в определенные мо-
менты времени, в зависимости от условий работы.
Если насосы, питающие такие системы, не имеют выключаю-
щегося привода или привода с переменным числом оборотов, то
уменьшить затрату мощности на насос в период, когда его ра-
бота не нужна, а одновременно уменьшить и нагрев жидкости
насосом, а также излишнюю нагрузку в системе, можно с помо-
щью разгрузочных клапанов (рис. 2.24).
162
Здесь клапан А отрегулирован на низкое давление, а клапан
Б — на высокое. Поэтому пока кран В закрыт, в системе за
насосом давление мало. При повороте крана В на 90° давление
по обе стороны клапана А выравнивается и пружина закрывает
этот клапан. Теперь перепуск жидкости из системы возможен
Рис. 2.24. Схема гидросистемы с разгрузочным
клапаном
только через клапан Б, и в системе устанавливается высокое
давление.
Кран В может управляться автоматически, он может являть-
ся золотником какого-либо регулятора, возможны самые разно-
образные конструкции крана. Например, в системе управления
ВИШ, где высокое давление требуется лишь при- нарушении
равновесного режима работы, такой кран выполнен в виде по-
яскового золотника.
Предохранительные клапаны
Любую гидросистему нужно предохранять от воздействия
чрезмерных давлений, так как стремление максимально сокра-
тить массу системы не оставляет значительных запасов прочно-
сти. Чрезмерные давления могут возникнуть из-за случайной за-
купорки системы (засорение жиклеров, зависание золотника
регулятора), слишком резкого закрывания крана и т. п. В тех
случаях, когда в системе имеется перепускной клапан, он выпол-
няет и роль предохранительного. Если перепускного клапана нет,
то в систему вводят специальный предохранительный клапан, ко-
торый настраивается на давление несколько более высокое, чем
максимальное рабочее. Нормально эти клапаны не работают или
работают кратковременно, они могут быть выполнены по схеме
упорных клапанов.
б* 163
Запорные и обратные клапаны
В гидросистемах могут быть установлены запорные и обрат-
ные клапаны, которые пропускают жидкость только в одном на-
правлении и с возможно меньшими потерями.
Запорные устройства необходимы для предотвращения попа-
дания рабочей жидкости (масла, топлива, гидросмеси) в дви-
гатель самотеком под действием столба жидкости через зазоры
в насосах и других деталях. Во время длительных стоянок утеч-
Рис. 2.25. Запорные (обратные) клапаны
ки жидкости из баков, расположенных выше гидравлической ма-
гистрали, могут стать значительными и привести к нарушению
нормальной работы двигателя.
Обратные клапаны устанавливают там, где нужно обеспечить
свободный доступ жидкости из одной магистрали в другую
толькс/ в одном направлении.
Конструкции запорных и обратных клапанов очень разнооб-
разны (рис. 2.14, б и 2.25). Эти клапаны загружены слабой пру-
жиной, усилия которой достаточно, чтобы только преодолеть
давление, создаваемое столбом жидкости; при Появлении рабо-
чего давления перед клапаном он открывает значительное про-
ходное сечение, благодаря чему потери давления в нем малы.
При возникновении обратного потока клапан закрывается
как давлением пружины, так и давлением самой жидкости.
К запорным клапанам предъявляется жесткое требование:
полная герметичность в закрытом состоянии.
Распределительные клапанные устройства
Клапаны могут использоваться для автоматического соедине-
ния и разъединения различных каналов системы и для автома-
тического направления жидкости в те или иные каналы в соот-
ветствии с заданными условиями.
На рис. 2.26 показана распределительная клапанная коробка
двигателя РД-10. Она предназначена для подачи к форсункам
двигателя пускового или основного топлива (в зависимости от
режима работы двигателя).
Благодаря обратным клапанам к форсункам двигателя по-
дается то топливо, которое находится под большим давлением.
При запуске двигателя давление пускового топлива (бензина)
164
выше, чем основного (керосина). Пусковое топливо открывает
клапан 3 и поступает к форсункам; давлением пускового топли-
ва клапан 5 прижат к седлу. На режимах от малого газа до но-
минального давление основного топлива выше, чем пускового.
Рис. 2.26. Распредели-
тельное устройство дви-
гателя РД-10:
/; 7—штуцеры для присое-
динения трубок, идущих к
форсункам; 2—штуцер для
присоединения трубопрово-
да подачи пускового топли-
ва; 3; ь— обратные клапаны;
'4—штуцер для присоедине-
ния трубопровода основного
топлива; 6—чсорпус; 8—
фильтр сетчатый; 9—штуцер
для .присоединения трубо-
провода манометра
Основное топливо открывает клапан 5 и проходит к форсункам;
клапан 3 давлением основного топлива прижимается к седлу.
Схема распределительного устройства двигателя РД-45 пока-
зана на рис. 2.27.
При малых числах оборотов двигателя, когда давление топ-
лива за основным насосом меньше 8 даН/см2, пружина 1 дер-
Рис. 2.27. Распределительное
устройство двигателя РД-45:
/-—пружина; 2—игла; 3—отверстие;
4—центральный канал форсунки;
5, 6—коллекторы; /--кольцевой ка-
нал форсунки; 8—рычаг; 9—стоп-
кран; 10, //—дренажные трубки;
/2—отверстие для подвода топлива
в коллектор
жит иглу 2 клапана прижатой к отверстию 3 и все топливо, по-
даваемое насосом, направляется по коллектору 5 в центральные
каналы 4 форсунок. С увеличением числа оборотов двигателя,
когда давление топлива превышает 8-—10 даН/см2, игла 2 под-
165
нимается и топливо по коллектору 6 поступает в кольцевые ка-
налы 7 форсунок.
Для остановки двигателя перемещают рычагом 8 стоп-кран 9
вниз так, что он закрывает отверстие 12 и тем самым прекраща-
ется доступ топлива к форсункам. Одновременно топливо, нахо-
дящееся в коллекторах, через специальные сверления и проточ-
ки в корпусе и стоп-кране отводится в дренажные трубки 10 и
11; туда же через центральное отверстие стоп-крана сливается
топливо, которое насос продолжает подавать до полной останов-
ки ротора двигателя.
Дренажные клапаны
В некоторых системах устанавливают дренажные клапаны,
через которые автоматически сливается жидкость по окончании
работы или какой-либо операции.
Рис. 2.28. Дренажные клапаны:
а— конусный: 1—фланец камеры сгорания двигателя; 2—корпус кла-
пана; 3—пружина; 4—клапан; 5—^распорное кольцо; 6—втулка; 7—
регулировочный винт;
б—пластинчатый: 1—корпус; 2—крышка; 3—шпилька; 4—стальная
пластинка; 5—лепесток (отогнут по линии а—а); 6—шайба;
в—шариковый (для стравливания воздуха при заполнении системы
топливом); 5— заглушка
Один из таких клапанов изображен на рис. 2.28, а. Клапан
устанавливается на камере сгорания двигателя АЙ-20 и пред-
назначен для слива топлива, не сгоревшего при неудачном за-
пуске, а также конденсата топлива, оказавшегося в камере пос-
ле работы двигателя.
Топливо из неработающего двигателя сливается через отвер-
стия во фланце камеры, корпуса клапана и втулке. Когда двига-
тель работает, давление газа в камере осгорания преодолевает
усилие пружины и прижимает клапан к конусной поверхности
166
корпуса. В этом положении обеспечивается герметичность кла-
пана.
На рис. 2.28, б показан дренажный клапан пластинчатого ти-
па. В середине тонкой стальной пластинки 4 высечен лепесток 5,
к концу которого прикреплена шайба 6. Шайба и является соб-
ственно клапаном. Лепесток по линии а—а отгибается так, что-
бы между центром рабочей поверхности шайбы и плоскостью
крышки в свободном состоянии оставался зазор.
Клапан предназначен для слива из камеры сгорания двига-
теля РД-45 конденсата топлива и топлива, не сгоревшего при не-
удачном запуске. Топливо сливается при неработающем двига-
теле. При давлении в камере сгорания, равном 0,15 даН/см2,
клапан закрывает выходное отверстие 7 в крышке 2. Клапан
действует автоматически.
Используются также дренажные клапаны принудительного
действия. На рис. 2.28, в показан клапан плунжерного насоса-
регулятора, через который стравливается воздух при заполнении
системы топливом. Для стравливания воздуха снимают заглуш-
ку 3 и на ее место навинчивают специальное приспособление,
стержень которого перемещает клапан вниз и дает выход возду-
ху из топливной системы. Когда на выходе показывается керо-
син, приспособление снимается, а клапан сначала пружиной, а
затем и давлением топлива прижимается к седлу, чем обеспечи-
вается герметичность системы.
Б. ЖИДКОСТНЫЕ РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ
Редукционные клапаны включаются в гидросистему последо-
вательно по отношению к насосу (рис. 2.29). Их задачей явля-
ется либо поддержание за ними (т. е. в ответвлении системы,
которое они обслуживают) некоторого постоянного давления, не-
зависимо от изменения давления, происходящего в главной ма-
гистрали зал насосом (баллоном и т. п.), либо поддержание по-
стоянного перепада давления между главной магистралью и
соответствующими ее ответвлениями. ,
С помощью редукционных клапанов можно, имея один насос,
получить различные давления в ответвлениях гидросистемы (в
пределах давления, создаваемого'насосом). UdZ
Рассмотрим некоторые типы редукционных клапанов. На
рис. 2.30 показан редукционный клапан, поддерживающий по-
стоянный перепад давления. В исходном положении клапан пре-
граждает доступ жидкости из магистрали в ответвление; давле-
ние жидкости в магистрали, действуя на площадь Л, поднимает
клапан до тех пор, пока перепад давления Др = рм—рс достигнет
заданной величины.
Уравнение равновесия клапана запишется следующим обра-
зом:
Рм^1 + Рс^2 = Р сЛз + Рпр
167
или
PmF 1 Pc (F3----F2) — Рпр,
где рм — давление в магистрали за насосом;
рс — давление в системе за редукционным клапаном;
Fi, Fz, F3— соответствующие площади;
РПр — усилие пружины.
Так как F-,—F2=Fi, то
ЬР= Р» -Рс=~- — const. (2.29)
Рис. 2.29. Схема включе-
ния редукционных кла-
панов в гидросистему
p\ic. 2.30. Редукционный
клапан, поддерживаю-
щий Ар~рх—pc=cons\
Если перепад давления становится меньше заданного, то кла-
пан опускается и дросселирует проход жидкости в ответвление
системы, давление там уменьшается и перепад увеличивается.
Чем меньше подъем редукционного клапана, тем ближе вели-
чина усилия пружины Рпр к его начальной величине Рцр.нач, при
которой открывается проход жидкости из магистрали, и тем точ-
нее поддерживается постоянный перепад давления. При прочих
равных условиях постоянство перепада давления будет сохра-
няться более точно при менее жесткой пружине.
Редукционные клапаны, за которыми поддерживается посто-
янное давление, показаны на рис. 2.31.
Когда давление в ответвлении системы за клапаном рс мало,
пружина перемещает клапан вниз (см. рис. 2.31, а), отсечная
кромка клапана а открывает входное отверстие, жидкость из ма-
гистрали проходит сквозь клапан, давление рс возрастает до за-
данной величины; если давление рс становится больше заданно-
го, то, действуя на площадь поперечного сечения клапана, оно
преодолевает усилие пружины, клапан поднимается до тех пор,
168
пока входное отверстие будет задросселировано настолько, что
давление рс станет равным заданному.
Жидкость, которая может просочиться сквозь зазор между
клапаном и корпусом в полость пружины и затруднить переме-
щение клапана, дренируется в область низкого давления.
В клапане, показанном на рис. 2.31, б, пока давление в сис-
теме мало, пружина перемещает клапан вправо и открывает
максимальное сечение для прохода жидкости из магистрали в
ответвление гидросистемы, вследствие чего давление рс увеличи-
Рис. 2.31. Редукционные клапаны, поддерживающие pc=const
вается. По мере возрастания давления рс оно, действуя на
мембрану, сжимает пружину и уменьшает проходное сечение
клапана; когда давление рс достигнет заданной величины, уста-
навливается номинальное проходное сечение. Если давление рс
продолжает возрастать, то проходное сечение клапана будет
уменьшаться и поток жидкости из магистрали будет дросселиро-
ваться до тех пор, пока давление рс станет равным заданной ве-
личине. Полость пружины дренируется, давление в ней равно
Рдр-
Клапан, изображенный на рис. 2.31, б, .фактически состоит из
двух синхронно работающих параллельных клапанов, располо-
женных на общем стержне. Это, с одной стороны, требует одно-
временной посадки каждого клапана на его седло, что достигает-
ся регулированием расположения клапанов на стержне, а с
другой стороны, позволяет разгрузить пружину от переменного
перепада давления на клапанах и пропустить, больший объем
жидкости при меньшей деформации пружины.
Для обоих клапанов, показанных на рис. 2.31, может быть на-
писано следующее уравнение равновесия:’
PcF = PapF + Р пр,
откуда
Ре = /’jp + -^- = COnst> (2-30)
169
где F— в первом случае — площадь поперечного сечения соб-
ственно клапана, а во втором — эффективная площадь
мембраны (Fg(M>=knRz).
Как видно из формулы (2.30), давление за клапаном будет
поддерживаться постоянным, если давление в полости дренажа
рДр не будет изменяться, а усилие пружины Р11{> не будет отли-
чаться от некоторой номинальной величины.
Изменение величин рдр и Р-щ, обычно мало и за приведенны-
ми на рис. 2.31 клапанами поддерживается практически посто-
янное давление.
Для четкой работы редукционных клапанов у них должны
быть острые отсечные кромки, малые зазоры между клапаном и
отверстием в корпусе, малое трение и, по возможности, пружина
небольшой жесткости.
В. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ.
ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ
К клапанам предъявляют следующие основные требования:
а) надежность действия при многократном срабатывании;
б) полная герметичность в закрытом состоянии или строго
ограниченное просачивание жидкости;
в) возможно меньшее (не более нескольких процентов от но-
минальной величины) изменение давления в системе в процессе
работы клапана.
Требования к клапанам плунжерного типа аналогичны тре-
бованиям к плунжера'м насосов: правильность геометрической
формы (малые отклонения от цилиндричности направляющих
поверхностей на клапане и в корпусе р т. п.), малые зазоры меж-
ду клапаном и корпусом, малое трение между ними. Одним из
способов проверки выполнения последнего требования является
контроль при сборке за плавным опусканием в корпус смазанно-
го рабочей жидкостью клапана под действием собственного веса.
Требуется также строгая перпендикулярность рабочей по-
верхности седла и направляющей упорного клапана, что может
быть обеспечено сопряженной обработкой. Такое же требование
предъявляют и к клапану.
Отклонения в размерах направляющих поверхностей клапа-
Л .
нов соответствуют посадкам — , неперпендикулярность рабочих
А.
торцов относительно направляющих поверхностей не превыша-
ет 0,01 мм, чистота рабочих и направляющих поверхностей на-
ходится в пределах V7—V8.
Для конических клапанов одно из важнейших требований —
концентричность направляющей и седла в корпусе и концентрич-
ность направляющей и рабочей поверхностей на клапане; не-’
соблюдение этого требования приводит к негерметичности кла-
пана.
170
Допустимая эксцентричность клапана и седла должна быть
меньше минимального зазора между клапаном и направляющей,
а так как последний обычно мал, то допустимая эксцентричность
ограничивается одной-двумя сотыми миллиметра и даже не-
сколькими микрометрами. Для соблюдения таких жестких тре-
бований обработка седла должна вестись на базе направля-
ющей.
Для всех типов упорных клапанов необходима тщательная
проверка прилегания клапана к седлу по всей рабочей поверх-
ности без разрывов. Выполнение этого требования обеспечива-
ется проверкой по краске и при необходимости обжатием и при-
тиркой контактных поверхностей. В связи с этим пара клапан —
седло невзаимозаменяема.
Для уменьшения трения, а с ним и нестабильности давления
в системе, требуется соблюдение некоторых условий.
Прежде всего необходимо сохранение сборочных зазоров в
процессе эксплуатации. Для этого клапан либо должен работать
при постоянной температуре, либо материалы клапана и корпу-
са должны иметь одинаковые коэффициенты линейного расшире-
ния в'широком интервале температур.
Должна соблюдаться концентричность положения клапана в
направляющей. Неконцентричное положение клапана может
явиться следствием инерционных усилий при эволюциях лета-
тельного аппарата или результатом воздействия боковой состав-
ляющей усилия пружины. Для исключения последней причины
пружины должны быть тщательно изготовлены и установлены.
Торцы пружин шлифуют так, чтобы неперпендикулярность их к
оси пружины не превышала 1 % длины. Пружины должны цент-
рироваться в корпусе или на клапане или в обоих местах одно-
временно.
Усилие от пружины к клапану желательно передавать через
самоустанавливающиеся детали (тарелки, шарики и т. п.). В ша-
риковых клапанах усилия можно передавать без промежуточ-
ных деталей, но при этом необходимо следить за тем, чтобы ша-
рик че мог вдавливаться в пружину.
При боковом смещении клапана возникает боковое усилие от
давления жидкости в эксцентричном зазоре, что увеличивает
трение и нестабильность давлёния. Чтобы уменьшить это уси-
лие, на направляющей клапана протачивают, если позволяют
размеры, несколько последовательно расположенных кольцевых
канавок так, конечно, чтобы они не попадали на рабочую поверх-
ность клапана. В кольцевых канавках отсутствует неуравнове-
шенное давление; кроме того, благодаря им обеспечивается
смазка направляющей клапана рабочей жидкостью, а также
Удаление с направляющей поверхности могущих оказаться там
каких-либо мелких включений.
Натяжение пружины в установленном положении должно
тем или иным способом фиксироваться, чтобы оно не изменялось
171
в эксплуатации вследствие вибраций или других причин. Часто
для этого применяются контргайки. Некоторые способы фикса-
ции регулировочных винтов показаны на рис. 2.14, а; 2.16;
2.18, а.
В зависимости от длительности работы и других условий кла-
паны изготавливают из конструкционных, инструментальных
или легированных сталей и высококачественных бронз. Седла
делают из сталей, бронз и алюминиевых сплавов. Алюминиевые
сплавы применяют при эпизодической работе (например, в пус-
ковых устройствах, в предохранительных клапанах н т. п.). Ес-
ли клапан рассчитан на длительную непрерывную работу, то для
сохранения постоянных зазоров собственно клапан и направля-
ющая делаются из стали. Для клапанных устройств применяют
стали с высокой поверхностной твердостью (порядка HRC
45—60).
Для пружин используют главным образом проволоку марок
ОВС и 50ХФА.
Мембраны изготовляют из резины, прорезиненных тканей,
пластиков (например, из стеклотекстолита), а также из нержа-
веющей стали или бронзы.
Для изготовления сильфонов применяют латунь, полутомпак,
нержавеющую сталь.
Цри выборе размеров контактных поверхностей клапана и
седла исходят из того, чтобы давление на них было достаточным
для герметичности в закрытом состоянии и в то же время было
значительно меньше предела упругости для выбранных матери-
алов. ,
Максимальное рабочее давление' на контактных поверхно-
стях клапанов не должно превышать 800 даН/см2 для сталей и
300 даН/см2 для специальных бронз [6; 7].
Для деталей из легированных сталей с высокой поверхност-
ной твердостью допускается давление до 1500 даН/см2.
Уменьшение давления по сравнению с допустимым приводит
к увеличению контактных поверхностей и затрудняет получение
высокой герметичности.
Рабочие поверхности клапана и седла выполняют с чистотой
не ниже V7—V8.
Для редукционных клапанов важнейшими являются требо-
вания малых зазоров между клапаном и направляющей, а так-
же острых отсечных кромок (с них без притупления удаляются
лишь заусенцы).
В редукционных клапанах плунжерного типа клапан и кор-
пус делают стальными с чистотой рабочей поверхности не ниже
V10 и твердостью
Зазоры между редукционным клапаном и корпусом должны
быть по возможности малыми и колеблются от 0,006 до 0,015 мм.
Чем выше требования к стабильности давления, поддержива-
172
емого редукционным клапаном, тем меньшими должны быть
жесткость, пружины и трение в клапане. Остальные требования
те же, что и для перепускных клапанов.
Допуски на величину давления, поддерживаемого в системе
перепускным или редукционными клапанами, должны быть воз-
можно уже, так как прочность системы рассчитывается в соот-
ветствии с верхним пределом давления, а работоспособность —
в соответствии с нижним пределом; в результате возможны зна-
чительные потери в габаритах и массе.
ГЛАВА VII
ДОЗИРУЮЩИЕ И ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ
УСТРОЙСТВА
Во многих случаях необходимо регулировать расход и давле-
ние жидкости в системе и на отдельных участках ее. Однако
практически не всегда удается регулировать отдельно расход и
давление (или перепад давления), так как эти процессы взаимо-
связаны.
Расход жидкости зависит от размеров и формы отверстия,
через которое происходит истечение, от перепада давления до и
после отверстия и от режима течения жидкости.
Изменение давления зависит от скорости течения жидкости,
т. е. от расхода жидкости и площади прободного сечения, а так-
же'от величины коэффициентов потерь на удар и трение, т. е. от
формы и размеров (в том числе протяженности) отверстия.
Таким образом, изменяя расход через постоянное отверстие,
мы одновременно изменяем и перепад давления на этом отвер-
стии и наоборот.
Поэтому устройства, которые дозируют расход при заданном
перепаде давления или создают нужный перепад давления при
заданном расходе, получили общее название дросселей.
Дроссели с небольшими отверстиями часто называют жикле-
рами.
В общем виде расход через дроссель определяется из извест-
ного выражения
Q=/(a^).
173
Величина х зависит от характера течения через дроссель. Ес-
ли течение ламинарное, то ^=^и потери в дросселе, а с ними и
расход, сильно зависят от вязкости жидкости и, следовательно,
от ее температуры. Если же течение турбулентное, то х = 0,5 и в
автомодельной области потери в дросселе, а также расход через
него от вязкости жидкости не зависят.
Связь между потерями давления в дросселе и скоростью те-
чения жидкости описывается уравнением
. I \ £W2
НМт
' ' к
где £ — коэффициент потерь в местном сопротивлении (потери
на удар, инерционные потери);
% — коэффициент потерь на трение, зависящий от числа Re.
Для различных сопротивлений £ и X определяют эксперимен-
тально или берут из специальных справочников.
В конкретных сопротивлениях преобладает обычно один из
видов потерь; в ряде случаев потери на трение могут отсутство-
вать.
При наличии в трубопроводе нескольких местных сопротив-
лений суммарная потеря давления равна сумме потерь давления
в отдельных сопротивлениях, если они расположены так, что не
оказывают взаимного влияния одно на другое.
Когда размеры и форма отверстия не меняются, то при про
чих постоянных параметрах остается неизменным и расход жид-
кости. При увеличении или уменьшении очень малых отверстий
расход жидкости изменяется быстрее, чем площадь отверстия;
при увеличении или уменьшении отверстий средних и больших
размеров расход жидкости через них изменяется приблизитель-
но пропорционально изменению проходного сечения отверстия.
Поэтому, когда требуется строгое дозирование расхода, размеры
отверстий должны изготавливаться с достаточной точностью;
иногда проходные сечения калибруются.
Если важным является только получение определенного рас-
хода, то форма отверстия не имеет решающего значения. Для
отверстия любой формы—круглого, прямоугольного, фасонно-
го — можно выбрать такие размеры, которые обеспечивают
нужный расход жидкости. Если же нас интересует не только
расход, но и форма струи (например, плотная или мелко рас-
пыленная) и ее дальнобойность — требуются отверстия строго
определенной формы и размеров. Для регулирования давления
также нужно иметь возможность устанавливать проходные сече-
ния определенной формы и размеров.
Отверстия часто выполняют в специальных деталях (диаф-
рагмах, шайбах, втулках, форсунках и т. п.), позволяющих упро-
стить конструкцию и изготовление системы, более удобно
получить высокую точность размеров, а также произвести «про-
174
ливку», т. е. испытание на величину расхода, форму струи («фа-
кел»), дальнобойность струи, мелкость распиливания и другие
параметры до установки детали в гидравлическую систему.
Проходное сечение отверстия может быть постоянным и регу-
лируемым. В свою очередь, регулируемые сечения могут после
настройки оставаться неизменными или изменяться в процессе
работы.
Изменение может осуществляться принудительно или авто-
матически, в зависимости от изменения, или с целью поддержа-
ния постоянства какого-либо параметра, а также по заданной
программе.
Рассмотрим некоторые применяющиеся конструкции дроссе-
лирующих устройств и их особенности.
1. ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА С ПОСТОЯННЫМ
(НЕРЕГУЛИРУЕМЫМ) ПРОХОДНЫМ СЕЧЕНИЕМ
К дросселирующим устройствам с постоянным нерегулируе-
мым проходным .сечением относятся расходные шайбы (рис.
2.32),-работающие как отверстия в тонкой стенке. Их устанавли-
вают в трубопроводы при необходимости дозирования расхода
Рис. 2.32. Дроссельная шайба и некоторые способы установки ее в тру-
бопроводах
жидкости или согласования расходов через различные магистра-
ли. Диаметр отверстия в расходной шайбе может иметь значи-
тельные размеры.
При проектировании гидросистемы нередко возникает необ-
ходимость по тем или иным причинам (например, вследствие
большого перепада давления) устанавливать дроссели с малы-
ми проходными сечениями отверстий, так называемые жиклеры,
которые работают как насадки. Примером устройств с неболь-
шими отверстиями могут служить жиклеры регуляторов, кана-
лы подвода масла для смазки подшипников, шестерен и других
трущихся деталей, а также сопла форсунок. Некоторые типы
жиклеров изображены на рис. 2.33. Течение жидкости в них в
большинстве случаев ламинарное и расход сильно зависит от
вязкости, а следовательно, от температуры жидкости.
175
Очень малые отверстия подвержены опасности засорения от-
ложениями смолистых веществ, содержащихся в рабочих жид-
костях, а также могущими оказаться в них механическими вклю-
чениями.
Чем больше вязкость жидкости и чем меньше перепад давле-
ния, тем больше вероятность засорения. Это обстоятельство
ограничивает применение очень малых отверстий. Опасность за-
сорения особенно велика у малых отверстий значительной
длины.
Рис. 2.33. Некоторые типы нерегулиру-
емых дросселей (жиклеров)
Целесообразно оценивать опасность засорения отверстия по
диаметру шарика, который может пройти через поперечное сече-
ние отверстия данной формы и размеров; чем больше этот диа-
метр, тем меньше опасность засорения.
Равноценными в этом смысле будут цилиндрическое отвер-
стие диаметра d, квадратное отверстие со стороной a = d или
прямоугольное отверстие с меньшей стороной a = d, равно-
бедренное треугольное отверстие о углом а при вершине и про-
тивоположной этому углу стороной a=-dtg ^45°4--j-j или
равностороннее треугольное отверстие со стороной a—d фЗ.
Уменьшить вероятность засорения малых отверстий можно
добиваясь получения необходимой площади поперечного сечения
отверстия при минимальном параметре этого сечения. Такому
требованию отвечают круглые и квадратные отверстия.
Наибольшее дросселирование получается, когда отверстие
имеет острые входные кромки. Это позволяет при том же расхо-
де жидкости пользоваться отверстиями со сравнительно больши-
ми поперечными размерами, что, как указывалось выше, умень-
шает опасность засорения отверстия. Однако при длительной
работе острые входные кромки «размываются» протекающей
жидкостью, и расход ее через оставшееся неизменным попереч-
ное сечение отверстия значительно изменяется. Чтобы длитель-
ное время сохранить постоянный расход через дроссель (жик-
лер), входные кромки отверстия зарацее скругляются, а необхо-
димое сопротивление создается соответодвующим выбором его
размеров (поперечное сечение, длина).
176
2. ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА С РАЗОВОЙ НАСТРОЙКОЙ
(РЕГУЛИРОВАНИЕМ) ПРОХОДНОГО СЕЧЕНИЯ И
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
В ряде случаев необходимо иметь возможность корректиро-
вать проходное сечение или гидравлическое сопротивление тех
или иных элементов гидросистем. Такая необходимость вызыва-
ется прежде всего тем, что размеры всех деталей выполняются в
пределах установленных допусков с некоторыми отклонениями
от номинала. Отклонения в размерах отверстий вызывают изме-
нение площади проходных сечений, а иногда и формы отверстий
и, следовательно, изменение расхода через них.
Особенно сильно сказываются отклонения в форме входных
кромок отверстий (острые, притупленные, степень притупления
и т. п.). Кроме того, всегда желательно^ максимальной степени
использовать в гидросистемах унифицированные детали серийно-
го изготовления, комбинируя из них устройства для различных
рабочих условий (свойств жидкости, интервала температур, пе-
репада давлений, расхода и т. п.).
Примером устройства, позволяющего устанавливать необхо-
димый расход жидкости при заданном перепаде давления путем
подбора определенного количества нормализованных сопротив-
лений, является дроссельный пакет (пакет дроссельных шайб)
(рис. 2.34, а). Здесь в стандартный корпус 1 набирается после-
довательно нужное количество шайб 2 с дозирующими отверсти-
ями и колец-проставок 3 между ними. По обе стороны пакета
устанавливаются плоские сетчатые фильтры 4. Затем пакет че-
рез специальную проставку 5 соответствующей длины затягива-
ется резьбовой втулкой 6. На наружной поверхности корпуса на-
177
резаны продольные пазы 7 и над ними расположена фильтрую-
щая сетка 8. В зависимости от величины диаметра и наличия
острых кромок дозирующие отверстия представляют собой либо
отверстия в тонких стенках, либо отверстия в коротких насадках
(/<3d).
Рис. 2.35. Характеристика дроссельного пакета снята на топливе Т-1 при
Др= 1*0 даН/см2 (44, 41, 38, 35—количество дроссельных шайб в пакете)
Потери в дроссельном пакете складываются из потерь при те-
чении жидкости через отверстия, пазы и фильтры, а также при
поворотах струи в камерах между шайбами и при входе и выхо-
де из пазов. Характеристика этого дроссельного пакета пред-
ставлена на рис. 2.35. Другия конструкция дроссельного пакета
показана на рис. 2.34, б.
Суммарные потери давления в дроссельных шайбах пакета,
могут быть предварительно определены по формуле
(2.31)
где z —количество шайб в пакете (предполагается, что шайбы
имеют совершенно одинаковые отверстия);
t,— коэффициент потерь одной шайбы;
v — скорость течения жидкости через отверстие в шайбе.
Пользуясь формулой (2.31) и имея в виду, что v=-Q— ,
можно приближенно найти расход через дроссельный пакет при
неизменном перепаде давления:
(2.32)
где f — площадь поперечного сечения отверстия в шайбах.
178
Последняя формула позволяет, зная расход жидкости Qi че-
рез пакет из дроссельных шайб, найти расход Q2, если этих
шайб будет г2, или найти необходимое число шайб z2 для полу-
чения расхода Q2 (при неизменном перепаде давления и посто-
янной величине отверстий в шайбах):
(2.33)
или
— (-77-У • (2.33а)
Расчет по формулам (2.33); (2.33а) дает отклонение от экспе-
риментальной характеристики (рис. 2.35) в пределах до 10%
(отклонения увеличиваются с увеличением диаметра отверстия
в шайбах).
Рис. 2.36. Винтовые дроссели
Установить нужный расход при заданном перепаде давления
или.получить нужный перепад давления при заданном расходе в
случае применения дроссельного пакета можно подбором того
или иного количества соответствующих местных сопротивлений.
Такой способ позволяет избежать применения очень малых от-
верстий и уменьшает вероятность засорения проходных сечений.
Та же цель в дросселях, показанных на рис. 3.26, достигает-
ся изменением длины местного сопротивления, которое представ-
ляет собой винтовую щель. В одном случае (см. рис. 2.36, а) эта
щель образована зазором между частично срезанной резьбой «а
винте и полной резьбой в корпусе; в другом (см. рис. 2.36, б) —
Щель образуется винтовой прямоугольной канавкой, нарезанной
на стержне, который с очень малым зазором вставлен в соот-
ветствующую расточку в корпусе. Ввинчивание или вывинчива-
ние винта, вдвигание или выдвигание стержня изменяют рабо-
179
чую длину и сопротивление щели и расход жидкости или пере-
пад давления.
Выбор профиля винтовой щели зависит главным образом от
необходимого расхода жидкости. Через прямоугольную канавку
при том же внешнем диаметре можно пропустить больший рас-
ход, чем через щель в треугольной резьбе.
Нужно также иметь в виду, что при равенстве площадей
квадрата и равностороннего треугольника опасность
засорения
последнего будет примерно
на 15% больше, а при ра-
венстве сторон — примерно
на 75 % больше.
Изменение расхода или
перепада давления дрос-
сельными пакетами или вин-
товыми дросселями осуще-
ствляется изменением в пер-
вом случае количества от-
верстий, а во втором — дли-
ны винтовой щели при со-
хранении неизменными по-
перечных сечений отверстия
или винтовой щели.
В отличие от этого в дрос-
селях, приведенных на рис.
2.37, изменяется проходное
сечение отверстия. В данном
случае отверстие представ-
ляет собой прямоугольную
щель, прорезанную на боковой поверхности цилиндрического
стакана. Вдоль щели может перемещаться цилиндрический стер-
жень. При поднимании стержня увеличивается проходное сече-
ние щели и расход жидкости при данном перепаде давления.
Так как коэффициент расхода через прямоугольную щель для
турбулентного потока мало меняется при изменении длины ще-
ли, то расход через дроссель будет приблизительно пропорциона-
лен площади проходного сечения, если перепад давления сохра-
няется постоянным.
Увеличение площади проходного сечения щели целесообразно
лишь до тех пор, пока она не станет равна или несколько не пре-
высит площадь поперечного сечения цилиндрического отверстия
стакана. Далее расход будет определяться цилиндрическим от-
верстием. \
Четкая работа такого дросселя возможна лишь в том случае,
если стержень, регулирующий проходное сечение, помещается в
стакане с минимальным зазором. Но при этом даже небольшой
перекос стержня может привести к его заклиниванию в стакане.
180
Поэтому стержень соединен с регулировочным винтом не жест-
ко, а гибкой проволокой, компенсирующей возможные неточно-
сти изготовления и сборки деталей дросселя (см. рис. 2.37, а),
или каким-либо иным способом, обеспечивающим независимость
положений регулировочного винта и стержня в поперечном нап-
равлении (см. рис. 2.37, б).
Дроссель может быть выполнен с проходным сечением в виде
боковой поверхности цилиндра или усеченного конуса, а также
в виде кольцевой щели (см. рис. 2.38 и 2.43).
Описанные дроссели настраиваются на определенный расход
или на перепад давления и затем устанавливаются в гидросисте-
му. В процессе эксплуатации проходные сечения этих дросселей
не меняются, а их характеристики остаются неизменными, если
сохраняются постоянными температура и вязкость жидкости.
При изменении температуры (и вязкости) жидкости характери-
стики дросселей будут изменяться в той мере, в какой они зави-
сят от трения.
Различные типы дросселей (в частности, жиклеры) использу-
ются также для:
1) поддержания в одной части магистрали высокого давле-
ния, 'когда в другой части этой магистрали давление временно
сбрасывается путем соединения ее со сливом;
2) задержки восстановления давления в какой-либо полости,
в которой давление резко сбрасывается путем временного соеди-
нения ее с магистралью низкого давления или со сливом.
3. ДРОССЕЛИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА С НЕПРЕРЫВНЫМ
РЕГУЛИРОВАНИЕМ ПРОХОДНОГО СЕЧЕНИЯ И
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО СОПРОТИВЛЕНИЯ
Во многих случаях требуется непрерывное регулирование
проходного сечения. Одно из таких устройств—игольчатый дрос-
сельный кран (рис. 2.38). Дозирующим элементом крана являет -
Рис. 2.38. Игольчатый дроссельный кран
181
ся игла а. Игла управляется извне с помощью шестерни и зуб-
чатой рейки, последняя нарезана на самой игле. Чтобы умень-
шить усилие, необходимое для перемещения иглы, давление по
обе стороны иглы уравнивается с помощью выполненного в ней
осевого отверстия. Это отверстие исключает также возможность
запирания иглы рабочей жидкостью, проникающей через зазоры
между втулкой корпуса и иглой в камеру, расположенную с
тыльной стороны иглы.
на:
h
/—седло; 2—клапан; а—тупая игла и плос-
кое седло; б—конусная игла и плоское
седло; в—тупая игла и конусное седло;
г—конусная игла и конусное седло
Носовая часть иглы может быть тупой или профилированной.
Этим определяется зависимость между осевым перемещением
иглы и открываемым ею проходным сечением.
Сравним иглы с тупой и конусной носовыми частями.
В первом случае (рис. 2.39, а) площадь открываемого про-
ходного сечения равна боковой поверхности усеченного конуса с
основаниями Dud:
f = nD^s, (2.34)
где
т\ D ^- d ,
ср~ 2 ’
«^/^ф-З2;
отсюда
^ + rf-//z2 + 82. (2.35)
При 6 = 0, когда d=D,
f\i-.oy=nDh.
(2.36)
182
Во втором случае (см. рис. 2.39, б) проходное сечение опре-
деляется боковой поверхностью усеченного конуса с основания-
ми,- имеющими диаметры D и d' (последний — переменный):
/=л£)ср$ = л -х, (2.37)
где при h<_l
s—a cos ct=(8-J-h. tg a) cos а; '
d' = D — 2s cos a = D — 2 (8 -J- A tg a) cos2 a,
откуда
f=n [D — (8-|-A tga) cos2 a] (8-|-A tga) cos a. (2. 38)
При 6 = 0
/(8-o) = nDh. Г :in a—sin2 a cos a
(2.39)
Сравнивая полученные по формулам (2.36) и (2.39) резуль-
таты, видим, что конусная игла при том же осевом перемещении
открывает меньшее проходное сечение по сравнению с тупой иг-
лой. При уменьшении угла а возрастает разность этих сечений,
одновременно увеличивается и плавность изменения (регулиро-
вания) проходного сечения.
Как видно из сравнительных графиков для 6 = 0 (рис. 2.40),
чтобы открыть проходное сечение, равное поперечному сечению
канала диаметром D, необходимо переместить иглу при a = 90a
на /i = 0,25D, а при а = 30°-—на /г = 0,73£>; при меньших углах a
требуются еще большие перемещения иглы. Проходное сечение,
открываемое иглой с тупым носком, прямо пропорционально пе-
ремещению иглы. Для иглы с конусным носком зависимость
между открываемым проходным сечением и перемещением иглы
более' сложная.
Носок иглы может быть очерчен несколькими конусами с по-
степенно увеличивающимися углами или какой-либо криволи-
нейной поверхностью для получения нужного закона открывания
проходного сечения. <В ряде случаев на коническом носке иглы
делаются специальные прорези (рис. 2.41, в), которые также из-
меняют закон открывания проходного сечения.
Коническая поверхность может быть выполнена не на игле, а
в отверстии Уем. рис. 2.39, в). Тогда проходное сечение, откры-
ваемое иглой, будет
f=n D'^-d s, (2.40)
где
s — (Л + 8 ctg a) sin a;
D'=rf4-2(A + 8ctfea) sin a cos a,
183
откуда
У = л, (/г Ц- 6 ctg- a) sin а cos а] (Л-|-8 ctg а) sin а. (2,41)
При 6 = 0
_/'(5=0)==Пб/Л. (sin а + ~ sin2 а cos • (2- 42)
В этом случае при одинаковых перемещениях иглы проход-
ные сечения нарастают быстрее, чем при конусной игле. Величи-
Рис. 2.40. Зависимость проход-
ного сечения, открываемого иг-
лой дроссельного крана, от уг-
ла конусной иглы и перемеще-
ния иглы при Z)=10 мм и
6 = 0
Рис. 2.41. Некоторые профили носо-
вой части иглы:
а—профиль, образованный несколькими
конусами; б—профили, образованные
плавными кривыми; в—конусный профиль
с продольными пазами; 1—профиль, ана-
логичный образованному несколькими ко-
нусами; 2~образующая конуса
ны I и а подбирают экспериментально, в зависимости от требу-
емого проходного сечения и закона его изменения. Зависимость
проходного сечения от угла а и перемещения иглы показана на
рис. 2.42.
К распространенным конструкциям, позволяющим непрерыв-
но регулировать проходные сечения, относится и поворотный
дроссельный кран (рис. 2.43). Здесь дозирующим элементом яв-
ляется золотник 1, вращающийся внутри втулки 2. В золотнике
и втулке выполнены отверстия, степень открытия которых опре-
деляется положением золотника. Отверстия могут быть круглы-
ми, прямоугольными, треугольными и фасонными. Типом
отверстий и их комбинацией определяется закон открывания про-
ходного сечения по углу поворота золотника. При двух прямо-
угольных отверстиях площадь проходного сечения нарастает
прямо пропорционально углу поворота золотника.
В некоторых случаях дозирующий элемент дроссельного кра-
на совершает комбинированное движение: поступательное и
184
Рис. 2.42. Зависимость проход-
ного сечения, открываемого иг-
лой дроссельного крана, от уг-
ла конусности седла и переме-
щения иглы при d = 10 мм и
6 = 0
вращательное (рис. 2.44). Дозирующими элементами в таком
кране могут быть либо золотник, перемещающийся в непод-
вижной втулке, либо втулка, перемещающаяся на неподвижном
золотнике, либо и золотник и
втулка.
В Первых двух случаях дозиру-
ющий элемент совершает оба дви-
жения, в третьем случае каждый
из дозирующих элементов совер-
шает одно из движений. На рис.
2.44 изображен дроссельный
кран, у которого дозирующим
элементом является золотник 1,
перемещающийся во втулке 2. Зо-
лотник имеет два пояска: поясок
а — рабочий, на нем выполнена
профилированная поверхность
(лыска), открывающая проходное
сечение в окне втулки; поясок б
предназначен для разгрузки зо-
лотника от неуравновешенного
давления жидкости; полости за
поясками сообщаются с низким
давлением. Величина проходного
сечения, открываемого золотни-
ком, зависит от двух параметров — от осевого перемещения и от
угла поворота. В крайних положениях (на упорах) дозирующие
элементы многих дроссельных кранов открывают максимальное
проходное сечение или полностью закрывают его. В ряде конст-
рукций имеются специальные дополнительные отверстия с разо-
Рис. 2.43. Различные положения поворотного дроссельного
крана
вой настройкой проходных сечений, которые обеспечивают задан-
ный малый расход жидкости при определенном положении дози-
рующего элемента (см. рис. 2. 38, в и рис. 2. 43, а) вблизи упора.
185
В некоторых конструкциях дозирующий элемент, находясь на
упоре, все же не закрывает полностью проходного сечения,
а оставляет небольшую щель, величина которой при данном
Рис. 2.44. Комбинированный дроссельный кран
перепаде давления определяет минимальный расход жидкости.
Но и в этом случае для установления точной величины малого
расхода приходится иметь дополнительное отверстие с разовой
настройкой проходного сечения для компенсации отклонения раз-
меров деталей в пределах допусков на изготовление.
ГЛАВА VIII
ФИЛЬТРЫ И ОЧИСТИТЕЛИ
Л. ОСОБЕННОСТИ ФИЛЬТРОВ И ОЧИСТИТЕЛЕЙ
Фильтрация (очистка) рабочей жидкости — удаление из нее
различных вредных примесей и включений (пыли *, продуктов
износа или разрушения деталей, продуктов окисления самой
рабочей жидкости, воды и водяного пара, поглощаемых жидко-
стью из атмосферы, а также неудаленных в процессе производ-
ства стружки, грязи и т. п.) —необходима для обеспечения на-
дежной и длительной работы всех элементов гидросистемы и
двигателя в целом.
* Пыль попадает в двигатель вместе с атмосферным воздухом; ойа при-
мерно на две трети состоит из кварцевого песка и, кроме того, включает
мельчайшие частицы различных окислившихся металлов, волокнистые веще-
ства органического происхождения и т. п.
186
Механические включения в масле приводят к ускоренному и
усиленному износу деталей; механические включения в топливе
приводят к засорению и даже выводу из строя топливной аппа-
ратуры, особенно форсунок, плунжерных насосов и прецизион-
ных пар регуляторов.
Волд, присутствующая в масле, увеличивает его вспенивае-
мость, ухудшает смазку и работу маслосистемы, может вызвать
выброс масла через суфлеры; наличие воды в топливе приводит
при понижении температуры к засорению топливной системы
кристалликами льда.
В связи с очень малыми зазорами в золотниковых и плунжер-
ных парах и высокой чувствительностью клапанов, дросселей и
форсунок к наличию в жидкости посторонних включений — час-
тицы размером в несколько микрометров уже могут привести к
появлению износа, царапин, заклиниванию и отказам в работе
различных элементов гидросистемы.
Рабочую жидкость необходимо очищать не только при за-
правке самолета, но и непрерывно в течение всего периода экс-
плуатации.
Удаление из жидкости вредных для работы гидросистемы
включений производится двумя способами:
а) пропусканием жидкости через пористые, ячеистые
материалы — такой способ называется фильтрацией, а аг-
регаты, с помощью которых он осуществляется, называются
фильтрами;
б) пропусканием жидкости через различные силовые поля —
такой способ называется очисткой, а агрегаты, используемые
для ее осуществления, очистителями.
Фильтры универсальны. Они могут удалять из жидкости час-
тицы любого происхождения, если их размеры больше размеров
ячеек (пор) фильтрующего материала. В качестве такого мате-
риала ибпользуются металлические сетки, ткани, бумага, кера-
мика и т. п. Чем мельче ячейки, тем лучше очистка жидкости, но
тем большее сопротивление (потерю давления жидкости) созда-
ют фильтры в гидросистеме. Поэтому возможная тонкость очист-
ки жидкости фильтрами ограничивается определенными разме-
рами ячеек.
Очистители не универсальны. С их помощью из жидкости мо-
гут удаляться только такие частицы, которые по своим физиче-
ским свойствам способны взаимодействовать с силовым полем
данного очистителя. Но очистители не создают в гидросистеме
значительного сопротивления даже в тех случаях, когда они уда-
ляют из жидкости мельчайшие частицы. В очистителях исполь-
зуются поля: гравитационное, центробежное, магнитное, электри-
ческое.
Во многих случаях целесообразно сочетание в гидросистеме
фильтров и очистителей.
187
Б. ФИЛЬТРЫ
1. ТИПЫ ФИЛЬТРОВ
Существуют различные типы фильтров с -фильтрующими
ячейками (порами, щелями), расположенными либо на поверх-
ности фильтроэлемента, либо по всей толще фильтрующего ма-
териала.
В настоящее время в
Рис. 2.45. Проволочная
сетка ‘квадратного пере-
плетения
ного сечения:
авиационных двигателях применяют в
основном проволочные фильтры—сет-
чатые или щелевые.
Сетчатые фильтры. Наиболь-
шее распространение получили сетча-
тые фильтры, в которых обычно ис-
пользуются сетки квадратного пере-
плетения (рис. 2. 45) из металлической
проволоки круглого сечения.
Размер стороны ячейки (квадрата)
в свету соответствует номеру сетки по
ГОСТу и определяет величину проход-
ного («живого») сечения сетки, прихо-
дящегося на единицу ее поверхности.
Обозначив размер стороны ячейки
в свету через а и диаметр проволок в
основе и в утке через di и d% соответст-
венно, получим следующее выражение для коэффициента проход-
f,- __ __________________д2______________'
°F (а + (а + <Z2)
(2.43)
Если
то
(2.44)
где Fq — проходное сечение фильтроэлемента;
Г— площадь поверхности фильтроэлемента;
Г — коэффициент проходного («живого») сечения.
Основные сведения о наиболее распространенных проволоч-
ных сетках приведены в табл. 2.3.
Сетки от № 2, 5 до № 014 делаются из латуни (полутомпак
Л-80), от № 0125 до № 0071 — из латуни или более прочной
фосфористой бронзы (БрОФ 6,5-0,4), от № 0063 до № 004 — из
бронзы. Когда необходимо иметь повышенные антикоррозион-
188
ные свойства сеток, применяют нержавеющую сталь, никель, мо-
нельметалл и т. и. Материал сетки определяет также допусти-
мую рабочую температуру.
Таблица 2.3
Параметры некоторых проволочных сеток (по ГОСТ 6513—53)
S 4 , s S'” S g Материал X а 6 2 о “ i 2 Материал
р s 2 и а о - к с? S 0) о ае ох н Я о 0J
а- ф 2 о X Размер ны ячей । свету (м 1 нальный Диамет] ПровОЛ0£ г (номина. । НЫЙ), Ml Число я* 1 на 1 см^ Г сетки латунь S СХ 2 « •©*« а g rt о Номер с Раамер ны ячей свету (1 нальный Диамет] проволок (номина НЫЙ), М: Число Я’ на 1 см- сетки 1 । латунь фосфори- стая бронза
004 0,040 0,03 20450 + 0112 0,112 0,08 2630 + 4-
0045 0,045 '0,035 15000 + 0125 0,125 0,09 2130 4- 4-
005 0,050 0,035 Ц900 + 014 0,140 0,09 1890 +
0056 0,056 0,04 10085 “b 016 0,160 0,12 1480 4-
0063 0,063 0,045 8270 + 018 0,180 0,13 1040 4-
0071 0,071 0,055 6400 + + 02 0,200 0,13 918 4-
008 0,080 0,055 5476 + + 0224 0,224 0,13 763 4-
009 0,090 0,07 3900 + 4- 025 0,250 0,13 694 4-
01 0,100 0,07 3460 + + 2,5 2,50 0,5 11,2 4-
Применяются сетки и саржевого плетения.
Щелевые фильтры. Существует несколько способов
создания щелевых фильтров. Один из способов заключается в
навивке круглой, плоской или фасонной проволоки на перфори-
рованный цилиндрический каркас так, что между соседними
витками образуются фильтрующие щели. Размер щели опреде-
Рис. 2.46. К определению
размеров щели и поверх-
ностей проволочных ще-
левых фильтров:
а— из фасонной проволоки;
б—из круглой проволоки
ляется либо величиной,выступов, расположенных на фасонной
проволоке на определенных расстояниях один от другого, либо
разностью размеров шага нарезанной на поверхности каркаса
винтовой канавки, в которую укладывается проволока, и диа-
метром (или шириной) проволоки (рис. 2.46). Размер щели
(фильтрующего зазора) в таких фильтрах находится в пределах
от 0,05 до 0,1 мм.
Применяются также пластинчатые щелевые фильтры (рис.
2.47 и 2.48). Здесь размер щели определяется толщиной проста-
вок (см. рис. 2.47, б), помещаемых между каждыми двумя со-
седними перфорированными пластинами (см. рис. 2.47, а), или
величиной выступов (см. рис. 2.48, б) на самих пластинах. В этих
189
фильтрах толщина проставок колеблется от 0,08 до 0,1 мм, а ве-
личина выступов составляет примерно 0,05 мм.
В эксплуатации появились и двухщелевые пластинчатые
фильтры, одна из щелей которых образуется так же, как и в од-
нощелевом фильтре, а вторая — собственно фильтрующая —
между внутренним диаметром ободка пластины и внешним диа-
метром ободка проставки; размеры последней щели составляют
0,04 мм или несколько меньше (см. рис. 2.48, в).
Рис. 2.47. Щелевой плас-
тинчатый фильтр’.
А—схема фильтра; Б—дета-
ли фильтроэлемента: а—
пластина; б—проставка од-
нощелевого фильтра; в—
скребок; г—проставка двух-
щелевого фильтра
Щелевые фильтры имеют поперечный размер (ширину) щели
того же порядка, что и у ячеек сетчатых фильтров, но в отличие
от последних у них большой продольный размер щели, что ухуд-
шает фильтрацию. Достоинством фильтров, в особенности плас-
тинчатых, является их способность работать при повышенных
перепадах давления.
Пористые фильтры. Для более тонкой очистки жидко-
сти применяют фетровые, тканевые и бумажные или картонные
фильтроэлементы, которые в состоянии задержать малые части-
цы. Однако эти фильтры обладают существенным-недостатком:
протекающая через них жидкость уносит с собой ворсинки и раз-
личные пропитывающие вещества, вымываемые из фетра, ткани
190
или бумаги (картона), и засоряет ими гидросистему. В настоя-
щее время на авиадвигателях такие фильтры не устанавливают,
хотя в дальнейшем, при улучшении технологии изготовления
фильтроматериала, их применение не исключено.
Рис. 2.48. Способы образования щелей в пластинчатых фильт-
. * рах:
а—однощелевой фильтр из пластин и проставок; б—однощелевой
фильтр из пластин с выступами; в—двухщелевой фильтр из пластин и
проставок
Микропористые фильтры. С целью увеличения тон-
кости фильтрации стали применять керамические и металлоке-
рамические фильтрующие элементы. Их изготавливают из ме-
таллических или керамических порошков, представляющих со-
бою гранулы малых размеров (до нескольких микрометров).
Порошки прессуют под высоким давлением — от 500 до
Рис. 2.49. Схема определения
диаметра поры металлркерами-
ческого фильтрующего эле-
мента
4000 даН/см2 и спекают при высокой температуре, зависящей от
свойств материала. В результате в толще материала образуются
мельчайшие поры. Такие фильтры способны задерживать части-
цы размером до трех и даже до одного микрометра.
Если считать гранулы правильными шариками диаметром D,
то, как это видно из рис. 2.49, размер фильтрующей поры будет
2 ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ФИЛЬТРОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Важнейшими параметрами фильтров являются: тонкость и
степень очистки жидкости от включений, пропускная способность
11 создаваемое сопротивление, срок службы, прочность.
191
Тонкость очистки определяется размерами частиц,
задерживаемых фильтрующим элементом. По тонкости очистки
фильтры можно разделить сле-
дующим образом:
Фильтр Размер задержи- ваемых частиц в мм
Грубой очистки . Нормальной очист- >0,1
ки От 0,1 до 0,01
Тонкой очистки . . < 0,01
Тонкость очистки зависит
от размеров ячейки (поры)
фильтроэлемента. Однако за-
мечено, что фильтр задержива-
ет и некоторое количество та-
ких частиц, размеры которых
меньше размеров ячейки, и
Таблица 2.4
Фильтрующий материал Ф
Металлокерамика из стальных гранул диа- метром 0,06 мм . . . 1,0
Металлокерамика из бронзовых гранул диа- метром 0,2 мм . . . . 0,92
Сетка плющеная с ячейками в свету 15X15 мкм 0,9—0,8
Картон фильтрующий ЦНИИБ 0,83
Бумага 0,8—0,7
Фетр авиационный. . . 0,53
пропускает некоторое количество частиц размерами, несколько
большими, чем номинальный размер ячейки. Это можно объ-
яснить, в частности, естественными отклонениями размеров яче-
ек.от их номинальной величины.
Так, например, фильтроэлемент из металлических гранул-ша-
риков номинально будет задерживать частицы размерами
d^. ~ 0,155.0 (где D—диаметр шариков); в действительности
же вследствие деформации гранул при прессовании величина;
пор меньше указанной величины и практически задерживаются
частицы размерами d^Q,\D.
Степень очистки оценивается коэффициентом
ф= ,
«1
(2.45)
где zij и п2 — число частиц данного размера, содержащихся в
пробе жидкости до и после фильтрования.
В табл. 2.4 приведены практические значения коэффициента
ф для частиц размером 10 мкм для некоторых фильтрующих ма-
териалов.
На рис. 2.50 приведена зависимость коэффициента ф от ве-
личины частиц для некоторых фильтрующих материалов.
Пропускной способностью фильтра q называется
объем жидкости вязкостью ц, который может пройти в едини-
цу времени (1 мин) через 1 см2 поверхности фильтрующего маг
териала при перепаде давления на фильтре Д/?ф даН/см2.
На рис. 2.51 показана зависимость q для различных прово-
лочных сеток от вязкости жидкости:
192
q = k-----л/(мин-см2), (2.46)
Р-
где k — коэффициент, представляющий собой удельную про-
пускную способность, т. е. пропускную способность при
ц=1 П и Дрф= 1 даН/см2.
Величина коэффициента k определяется экспериментально
на весьма чистой жидкости. Опыт показал, что коэффициент со-
храняет постоянное значение в широком диапазоне расходов
жидкости и перепадов давления.
Рис. 2.51. Зависимость пропускной
способности проволочных сеток от
размера ячейки в свету при раз-
личной вязкости жидкости
Рис. 2.50. Кривые отфильтровыва-
ния для некоторых фильтрующих
материалов:
/—металлокерамика d=6 мкм; 2—•плю-
щеная сетка 15X20 мкм; 3^—бумага
крепированная: 4— металлокерамика
tf=20 мкм; 5—бумага крупнопористая;
6—фетр
В табл. 2.5 приведены примерные значения коэффициента k
для некоторых фильтроэлементов по данным различных органи-
заций [25]. '
Расход жидкости через фильтр
Q = qF л/мин. (2.47)
Для щелевых пластинчатых фильтров
Q = qoFo,
где
9,5 (ДРф)°-8580’6
?о=----------------- л/(мин-см2).
7 2977
193
Таблица 2.5
Филыроэлемент Удельная пропускная способность к Фильтро эле мент Удельная пропускная способность k
Сетки: 0,3 0,0138
проволочные № 01 11,24 0,2 0,0132
№009 9,91 0,1 0,0116—0,0087
№0071 6,83 0,08 0,0073
№006 6,06 0,06 0,0021
№0045 2,27 0,025 0,0010
с размером ячейки 20 мкм 1,16 из бронзовых ша- риков диаметром в
плющеная с разме- 0,022 мм:
ром ячейки 15x20 мкм 0,2 0,0120
проволочные теле- 0,15 0,0105
вые с размером щели 0,07 0,0093
В мм 0,05 0,0030
0,08 0,105* 0,03 0,0017
0,076 0,17—0,2* 0,02 0,0014
0,033 0,05—0,06 0,01 0,0008
Фетр авиационный Металлокерамика: из стальных шари- ков диаметром в мм-t 0,037 0,005 0,0007
0,6 0,4 0,0182 0,0172
** Такая разница в величинах Л, версятно, связана с конструкцией каркасов и тол-
щиной фильтроэлементов.
Сопротивление, создаваемое фильтром, изме-
ряется потерей давления на нем Дрф. Как видно из формул
(2.46) и (2.47), с увеличением расхода жидкости через фильтр и
с увеличением вязкости жидкости растет гидравлическое сопро-
тивление, создаваемое фильтром:
(2-48)
Зависимость перепада давления от пропускной способности
фильтроэлемента называется гидравлической характеристикой
фильтра. Гидравлические характеристики некоторых фильтроэле-
ментов приведены на рис. 2.52 и 2.53.
Потеря давления на фильтре может быть вычислена и по из-
вестной формуле
Д^ф=С-у-; (2.49)
здесь t, — коэффициент местных потерь, выбирается в зависи-
мости от типа фильтрующего элемента;
v — скорость течения жидкости, отнесенная к поверхности
фильтроэлемента;
q — плотность жидкости.
194
Потери в реальных фильтрах увеличиваются, по сравнению с
потерями на обтекание решеток и течение по порам, еще на ве-
личину потерь, связанных с поворотами, часто неоднократными,
которые совершает струя жидкости внутри фильтра.
Срок службы фильтр а— это продолжительность экс-
плуатации, в течение которой ячейки (поры) фильтроэлемента
засоряются включениями, удаляемыми из жидкости, настолько,
что поддержание расхода жидкости на заданном уровне приво-
Перепад давления До, даН/см
Рис. 2.52. Гидравлические характери-
стики проволочных сеток с различны-
ми размерами ячеек в свету
Пропусхиая способность 9, п/мин-смг
Рис. 2.53. Гидравлические характери-
стики фильтроэлементов:
/—плющеная сетка; 2—фетр
дит к возрастанию перепада давления на фильтре до предельно-
го значения. Максимально допустимый перепад давления на
фильтре Д/?ф max задается в каждом конкретном случае исходя
из характеристики данной гидросистемы (располагаемый пере-
пад давления, необходимое давление на выходе, потери по трак-
ту и т. п.) и прочности фильтра.
При достижении Аришах дальнейшая эксплуатация гидросис-
темы возможна лишь после замены или очистки фильтроэлемен-
та или же пропускания жидкости в обход фильтроэлемента.
Прочность фильтра определяется прочностью фильт-
роэлемента и корпуса. Первый воспринимает перепад давления,
создаваемый сопротивлением фильтроэлемента. Второй воспри-
нимает полное рабочее давление жидкости. При расчете необхо-
димо учитывать максимальное давление и максимальный Пере-
пад давления. Кроме того, фильтр, должен выдерживать 15-крат-
ную перегрузку и обладать достаточной вибростойкостью при
воздействии механических колебаний и пульсаций потока жид-
кости.
Наименьший перепад давления выдерживают фетровые и тка-
невые фильтроэлеменгы. Более прочными являются металличе-
7* 195
ские фильтры. При этом пластинчатые фильтры могут работать
под большим перепадом давления, чем сетчатые. Сетчатые
фильтроэлементы обычно работают с перепадом Арф = 0,25н-
0,5 даН/см2 и редко с перепадом, достигающим 1—2 даН/см2.
Пластинчатые фильтры могут работать с Др$ до 50 даН/см2,
практически же они работают с перепадом до 2—4 даН/см2. Наи-
большей прочностью обладают металлокерамические фильтро-
элементы: допустимый перепад на них может достигать более
100 даН/см2.
Прочность корпусов обычно значительно выше, чем прочность
фильтроэлементов.
3. МЕСТО УСТАНОВКИ ФИЛЬТРА
Наиболее целесообразно было бы устанавливать фильтры с
высокой фильтрующей способностью перед насосом с целью за-
щиты последнего от повреждения механическими включениями,
находящимися в жидкости. Однако фильтры нормальной, а тем
более тонкой очистки создают высокое сопротивление перед вхо-
дом в насос и ухудшают условия его работы (возможность кави-
тации, уменьшение высотности и т. п.). Поэтому перед насосом
ставят фильтры грубой очистки, защищающие его от крупных
частиц, а фильтры тонкой очистки ставят за насосами на линии
нагнетания, что требует увеличения прочности и жесткости
фильтра, а иногда и его массы.
Ё системах с насосами подкачки можно ставить фильтр тон-
кой очистки и перед основным насосом; это особенно важно в
системах, в которых насос является элементом наиболее чувстви-
тельным к различным включениям (например, плунжерные на-
сосы).
В циркуляционных системах фильтры тонкой очистки можно
ставить на выходной линии откачивающих насосов, что предо-
храняет всю систему в результате постоянного очищения цирку-
лирующей жидкости.
4. НЕКОТОРЫЕ ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ ФИЛЬТРОВ
Для увеличения прочности фетровых, тканевых и сетчатых
фильтроэлементов их опирают на специальные каркасы. В каче-
стве каркасов используют пеофорированные цилиндрические
или конические стаканы из тонного листового материала, сетки
более высоких номеров (с № 028 и выше) с увеличенными раз-
мерами ячеек, а также спирали из проволоки с достаточным
для данных размеров фильтра диаметром. Каркас целесообраз-
но располагать так, чтобы потоком жидкости фильтроэлемент
прижимался к нему, а не отрывался. Каркас создает дополни-
тельное сопротивление в результате загромождения проходного
сечения фильтроэлемента и-требует соответствующего увеличе-
ния поверхности фильтроэлемента.
196
Увеличение срока службы, фильтра достигается увеличением
поверхности фильтроэлемента. Во многих случаях скорость тече-
ния жидкости через сетчатый фильтроэлемент составляет лишь
несколько сантиметров в секунду. Чтобы при этом не увеличи-
вать габаритов корпуса фильтра и его массы, тканевые или сет-
чатые фильтроэлементы делают гофрированными; гофры распо-
лагают в продольном (см. рис. 2.56) или поперечном (см. рис.
2.57) направлениях; в последнем случае для удобства изготовле-
ния фильтроэлемент набирается из отдельных секций.
Засорение фильтроэлементов требует регулярного осмотра
их и очистки. Конструкция фильтра и место установки его на
двигателе или в агрегате должны обеспечивать доступ к фильт-
роэлементу без снятия всего фильтра и тем более других агрега-
тов, а также без применения специального инструмента и слож-
ных операций. Кроме того, фильтр или гидросистема должны
снабжаться устройством, отключающим гидросистему от фильт-
ра при вскрытии последнего и дающим возможность снимать
фильтроэлемент без слива жидкости из гидросистемы (см. рис.
2.58). Для облегчения очистки фильтроэлемента жидкость нуж-
но подводить к внешней, а не к внутренней его поверхности.
Очень удобны в эксплуатации фильтры, фильтроэлементы ко-
торых могут быть очищены без извлечения их из корпуса. Так,
фильтроэлементы пластинчатого фильтра очищаются поворотом
стержня (на котором укреплены пластины) за ручку, находящу-
юся вне корпуса фильтра (см. рис. 2,56 и 2.60). Очистка проис-
ходит посредством специальных неподвижных скребков, концы
которых входят в зазор между пластинами. Удаленные из фильт-
роэлемента включения либо отводятся из фильтра через специ-
альные отверстия в корпусе, закрытые пробками, либо оседают
в отстойнике фильтра, который должен иметь достаточные раз-
меры.
Для уменьшения непроизводительных потерь в фильтре ради-
альное расстояние меэкду фильтроэлементом и входным отвер-
стием должно быть не меньше 0,5—1 диаметра отверстия, а про-
ходные сечения в любом элементе фильтра должны быть не ме-
нее проходного сечения входного отверстия.
Во избежание скопления в фильтре воздушных пузырей и вы-
теснения их затем »в гидросистему рекомендуется подводить
жидкость к фильтру снизу и отводить сверху.
Чтобы жидкость поступала в гидросистему и при полном за-
сорении фильтра, последний снабжается клапаном, перепуска-
ющим жидкость в гидросистему в обход фильтроэлемента. Пере-
пускной клапан настраивается на максимально допустимый
перепад давления и работает как предохранительный. Перепуск-
ной клапан может быть расположен внутри фильтра или вне его.
За перепускным клапаном может быть расположен фильтр гру-
бой очистки, не создающий большого сопротивления и все же
предохраняющий систему от особо опасных крупных включений.
197
Желательно иметь сигнализацию об открытии перепускного кла-
пана.
Сечение трубопровода, подводящего жидкость к фильтру, ре-
комендуется выбирать так, чтобы скорость в трубопроводе не
превышала нескольких метров в секунду.
5. РАСЧЕТ ФИЛЬТРА
Расчет фильтра заключается в определении необходимой по-
верхности фильтроэлемента при заданном расходе жидкости,
сроке службы и допустимом перепаде давления, а также в выбо-
ре прочных размеров элементов фильтра.
Для проектирования фильтра должны быть заданы:
— рабочая жидкость и ее свойства, в частности вязкость
жидкости цвП;
— первоначальная загрязненность жидкости у в см3/л
(или в процентах объема) частицами, подлежащими отфильтро-
ванию;
— требуемая тонкость очистки d3 в мкм;
— расход жидкости через фильтр Q в л/мин;
• — продолжительность работы фильтра без очистки т в ч.
Проектирование и расчет фильтра можно вести следующим
образом.
Исходя из химических свойств жидкости и требуемой тонко-
сти очистки выбирается материал фильтроэлемента и находится
по справочным данным (или определяется экспериментально)
для него удельная поверхность см2/л, представляющая собой
такую поверхность выбранного материала, которая после про-
хождения через нее одного литра жидкости с загрязненностью у
частицами d3 обладает еще пропускной способностью q =
= Q/F л/см2 при перепаде давления Д/?ф=1 даН/см2.
На рис. 2.54 показана полученная экспериментально [8] для
различных фильтроэлементов величина f<0>— удельная поверх-
ность, которая после прохождения через нее одного литра жид-
кости с загрязненностью у уже не обладает пропускной способ-
ностью при Дрф=1 даН/см2
При учете условий работы гидросистемы и прочности фильт-
роэлемента задается максимально допустимый перепад давле-
ния на фильтре Дрфтах. Практически применяемые перепады
давления были указаны при рассмотрении прочности различных
типов фильтров.
Далее вычисляются:
а) общий объем жидкости, который должен пройти через
фильтр;
V=Q60t л;
б) необходимая поверхность фильтроэлемента
у(<?) •
----V см2.
Д.Рф max
198
Полученную величину F проверяют так, чтобы отношение Q/F
равнялось той величине q, для которой выбиралось значение /<«’
(при несовпадении делается перерасчет);
в) начальный перепад давления на фильтре
и. Q м.
^Лф.нач-^ —
Рис. 2.54. Зависимость
удельной поверхности
фильтрующих . мате-
риалов от концентрации
загрязняющих примесей1
/—металлокерамика </=
=6 мкм; 2—’металлокерамика
</=20 мкм; <3—сетка плюще-
ная; 4—бумага мелкопори-
стая; 5—‘бумага крепирован-
пая; б—бумага крупнопори-
стая; 7—картон; 8—фетр
Объемная концентрация загрязняющие
примесей у, см^/л
где коэффициент k .находится экспериментально- (см., например,
табл. 2.5).
Корпус фильтра можно рассчитывать на прочность, как тон-
костенный или толстостенный цилиндр, нагруженный внутрен-
ним равномерно распределенным давлением.
6. НЕКОТОРЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ФИЛЬТРОВ
Рассмотрим примеры некоторых
конструкций фильтров.
На рис. 2.55 показан цилиндри-
ческий сетчатый фильтр. Сетка опи-
рается на каркас, в котором проре-
заны окна, и припаяна к нему.
На рис. 2. 56 показан фетровый
фильтр. Фетр опирается на латун-
ную сетку, которая в свою очередь
Укреплена цилиндрической пружи-
ной. Для увеличения фильтрующей
Рис. 2.55. Сетчатый фильтр
199
поверхности фетр и сетка выполнены гофрированными (сечение
а—а). Гофры расположены параллельно оси фильтра. Топливо
входит в фильтр через штуцер 1, проходит сквозь фетр внутрь
фильтроэлемента и выходит через штуцер 2.
Сетчатый фильтр, изображенный на рис. 2.57, состоит из на-
бора секций 4. В каждой секции ца конусообразный каркас с
обеих сторон уложены опорная (№ 2) и фильтрующая (№ 01)
сетки.
Таким путем при ограниченных габаритах получена воз-
можно большая фильтрующая поверхность. Все секции стянуты
Рис. 2.56. Фетровый фильтр:
/, 2—штуцера
гайкой 5 на полом сердечнике 6 и закреплены на крышке 1, ко-
торая притянута к корпусу стяжным винтом 8, ввинченным в
резьбовую втулку 7.
Масло входит в фильтр через отверстие 3, проходит сквозь
200
сетки внутрь фильтроэлемента .и выходит через отверстия 9.
В случае засорения фильтра масло в обход фильтрующих сеток
проходигбез очистки через перепускной клапан 2 внутрь фильт-
роэлемента и движется далее обычным путем. Расположенный
за фильтром обратный клапан предотвращает вытекание масла
из маслосистемы при снятии фильтра для осмотра и
очистки.
Конструкция фильтра, показанного на рис. 2.58, позволяет
снять фильтроэлемент для очистки без слива топлива из топлив-
ной системы. Фильтроэлемент здесь, как и в предыдущем фильт-
ре, состоит из набора секций, образующих своебразные гофры,
Рис. 2.57. Сетчатый секционный фильтр:
а—общий вид фильтра; б—секция фильтроэлемента; 1—крышка; 2—перепускной
клапан-. 3—отверстие; 4—набор секций; 5—гайка; 6—полый сердечник; 7—втулка:
8—винт; 9—отверстия
расположенные поперек оси фильтра. Топливо входит в фильтр
через штуцер 1, проходит между клапаном 2 и его седлом 3 и
сквозь фильтрующие сетки попадает внутрь фильтроэлемента.
Отсюда через отверстие в обечайке клапана 2 и штуцер 7 топ-
ливо выходит из фильтра. Сдвинув скобу 4, можно снять кожух
5 вместе с фильтроэлементом. При этом клапан 6 под действием
своей пружины садится на обечайку клапана 2 и прижимает по-
следний к седлу 3. Топливо теперь проходит без очистки из шту-
цера 1 непосредственно к штуцеру 7. Из системы оно вылиться
Не может.
На рис. 2.59 показаны проволочно-каркасные фильтры. На
цилиндрический каркас 1 с продольными пазами 6 (см. рис.
2.59, а) навита круглая проволока. С одного торца на каркас
201
Рис. 2.58. Сетчатый секционный фильтр с отсечным клапаном:
Л 7—штуцера; '2, 6~клапаны; 3—седло- 4—скоба- <5—кожух
Рис. 2.59. ' Проволочно-каркасные
фильтры:
а—из круглой проволоки; б—>из фасонной
проволоки: /—каркас; 2—осевое отверстие;
3—гайка; 4~чашка; 5—радиальные отвер-
стия; 6—пазы
202
надета чашка 4, с другого —
навинчена гайка 3; торцы кар-
каса развальцованы. Топливо
проходит через щели между
проволоками в пазы 6 и затем
через радиальные отверстия 5
и отверстия 2 внутри каркаса
выходит из фильтра.
На рис. 2.59, б показан ана-
логичный фильтр из плоской
фасонной проволоку, навитой
на цилиндрический каркас, в
котором профрезерованы про-
дольные окна.
На рис. 2.60 изображен ще-
левой пластинчатый фильтр.
Рис. 2.60. Щелевой пластинчатый фильтр
В. ОЧИСТИТЕЛИ
1. ОТСТОЙНИКИ
Очистители, использующие гравитационное поле, называют
отстойниками. Отстойники наиболее просты, но и наименее эф-
фективны. Осаждение частиц здесь происходит медленно и при
недостаточном времени пребывания в них жидкости может не
завершиться.
Частицы, движущиеся в вязкой жидкости, находятся под воз-
действием силы тяжести и сопротивления жидкости.
Сила тяжести, осаживающая частицу (в предположении, что
частица имеет шаровую форму), равна
nd3
G=l^AY=—Чтч-уж). (2.50)
О
203
Сила сопротивления вязкой жидкости при безотрывном обте-
кании шаровой частицы, движущейся с небольшой скоростью, по
Стоксу равна
Рс=Зл . (2.51)
В этих формулах:
V — объем, занимаемый частицей;
Ду = уч—— разность объемных весов частицы и жидкости;
da — эквивалентный диаметр частицы, учитываю-
щий, что в действительности форма частицы
отличается от шарообразной;
р— динамическая вязкость жидкости;
v4— скорость осаждения частицы.
Вначале под действием силы веса частицы осаждаются с не-
которым ускорением, что вызывает увеличение силы сопротив-
ления жидкости и вскоре приводит к уравниванию этих сил и
установлению постоянной скорости осаждения.
Так как
G=PC,
можно написать
&
ЛДЗ
——- ду = 3лр.й?э^,
6
откуда
(2'52>
10 р.
Время, необходимое для полного осаждения частиц диаметра
da из всего объема жидкости находящейся в отстойнике, равно
ТЧгаах=~’ (2>53)
v4
где Н — максимальная высота уровня жидкости в отстойнике
над его дном (рис. 2.61).
В двигателях могут применяться только проточные отстойни-
ки (рис. 2.62). В таких отстойниках необходимый путь осаж-
дения частицы практически равен высоте входного или выходно-
го отверстия h* (для круглых отверстий h=d) и тч значительно
уменьшается. Турбулизация потока может ухудшить работу про-
точного отстойника, однако если поперечное сечение отстойника
Большему из этих размеров.
204
велико по сравнению с поперечным сечением выходного (или
входного) отверстия, то течение жидкости должно быть спокой-
ным. При этом считаем, что в направлении потока жидкости час-
тицы движутся со скоростью жидкости, не испытывая сопротив-
ления со стороны последней.
В проточном отстойнике время, необходи- -
мое для осаждения частиц диаметра d3, будет
равно
тч=——- , (2.54) ‘
а время пребывания-жидкости в отстойнике р Схема
. i сил, действующих
Тж =---- , (2.55) в отстойнике
где I — наименьшая длина пути, проходимого жидкостью
в отстойнике;
О
Цж = —— скорость движения жидкости в отстойнике;
Г
Q — расход жидкости через отстойник в единицу вре-
мени;
F — проходное сечение отстойника, нормальное к нап-
равлению потока жидкости.
Рис. 2.62. Схемы проточных отстойников
Для полной очисткй жидкости от частиц данного размера не-
обходимо, чтобы
ГжМмг (2- 56)
На работающем двигателе таким временем обычно не распо-
лагают, так как осаждение мелких твердых частиц даже при не-
большой высоте h продолжается длительно. Отстойники в каче-
стве основных очистителей не обеспечивают нормальной работы
гидросистемы и двигателя в целом. Отстойники могут приме-
няться дополнительно, наряду с другими типами очистителей и
фильтров.
205
2. ЦЕНТРИФУГИ
Скорость осаждения частиц можно увеличить до желаемых
пределов при воздействии на жидкость поля центробежных сил*.
Для этого загрязненную жидкость пропускают через вращаю-
щийся цилиндр-центрифугу (рис. 2.63), в котором жидкости,
кроме поступательного движения, сообщается также и враща-
тельное вместе с цилиндром, в результате чего в ней возникают
центробежные силы. Здесь частица совершает сложное движе-
ние: вдоль оси цилиндра вместе с жидкостью со скоростью v0 и
Рис. 2.63. Схема центрифуги и сил, действующих в ней
на «тяжелую частицу»
вдоль радиуса цилиндра под действием центробежных сил со
скоростью ич. Движение частицы вместе с жидкостью в окруж-
ном направлении со скоростью ии не влияет на ее осаждение и
поэтому не рассматривается.
Можно считать, что в осевом направлении частица движется
с той же скоростью, что и жидкость, и потому не встречает соп-
ротивления последней в этом направлении. При движении в ра-
диальном направлении частица испытывает сопротивление жид-
кости. Силой веса, ввиду ее малости по сравнению с центробеж-
ной силой, пренебрегаем.
На частицу действуют:
— центробежная сила
Рц=/п/?ш2=-^-Де/?(фшр)2; (2.57)
— сила сопротивления жидкости по Стоксу
/>с = 3лр.^э'уч.
Здесь 7? — расстояние от оси вращения до частицы;
Aq = q4—— разность плотностей частицы и жидкости;
* Центробежное поле в Ru^jg раз интенсивнее гравитационного при
прочих равных условиях.
206
co — угловая скорость частицы;
сор — угловая скорость ротбра;
ф — коэффициент, учитывающий отставание угловой
скорости частицы от угловой скорости ротора.
. С ростом центробежной силы возрастает скорость движения
частицы, а с нею и сопротивление среды; считаем, что в поле
центробежных сил частица движется со скоростью, при которой
Рц = Ре.
Отсюда
^4=-------"-------
4 18р.
(2.58)
и средняя скорость осаждения частипы диаметра da, находящей-
ся на радиусе Ph
-фе t7?1 ('Н)2
^.cp=---------------------• (2- 59)
lop.
где Р2 и Pt— максимальный и минимальный радиусы проточной
части ротора центрифуги соответственно.
Время, необходимое для осаждения на ложе наиболее уда-
ленных от него частиц диаметра da, равно
т — = -^^.=36 -------, (2.60)
«ч.ср ^ч.ср «2+/?1 d2AQ (фШр)2
где Smax = /?2—Pi — максимальный путь осаждения частиц в
центрифуге.
Чтобы ускорить осаждение частиц, необходимо:
а) увеличить угловую скорость ротора;
б) максимально сблизи'гь угловую скорость частиц и ротора,
т. е. увеличивать коэффициент ф, приближая его к единице;
в) уменьшить путь S осаждения частицы.
Для этого, в частности, кроме полых роторов центрифуги,
применяют роторы с разделителями в виде радиальных перего-
родок (лопаток) (рис/2.64, а) и концентрично расположенных
трубок (см. рис. 2.64, б). Первый способ увеличивает коэффици-
ент ф, второй способ уменьшает S. Оба способа мало изменяют
проходное сечение ротора и скорость течения жидкости. Воз-
можно применение обоих способов одновременно. Кроме того,
можно на входе в ротор устанавливать завихритель (шнек), что
приводит к более быстрому сообщению жидкости, а с ней и час-
тицам, угловой скорости ротора (см. рис. 2.64, в).
Фактически полное осаждение частиц диаметра d3 произой-
дет, если время пребывания жидкости в роторе тж будет больше
времени осаждения этих частиц тЧШах-
207
то
Поскольку
I IF 1ггл (R22 — #12)
(2.61)
0 F
Здесь Q — расход жидкости через центрифугу в единицу вре-
мени;
F — проходное сечение ротора центрифуги;
~t~— длина ротора;
w — коэффициент, учитывающий загромождение попереч-
ного сечения ротора лопатками и трубками.
Рис. 2.64. Схемы центрифуг:
а—с радиальными лопатками в роторе; б—с концентричными труб-
ками в роторе; в—с завихрителем на входе
Так как должно быть
т т
м max’
ТО
I7' Я (/?22 — > gg R2 — Rl н
Q R2 + Ri СИР)2
откуда необходимая угловая скорость ротора для полного осаж-
дения частиц диаметра d3
₽ фдэ (R2 + Ri) у л/Де?г>
Из того же уравнения определяется и минимальный диаметр
частиц, которые могут быть полностью осажены центрифугой
при данной угловой скорости и размерах последней:
(2-63)
Чтобы предохранить систему от опасных для нее частиц с
данными d3 и Др, нужно принять эти значения за минимальные
208
и для них вести расчет центрифуги; тогда частицы с большими
размерами и большей плотностью заведомо окажутся осажден-
ными.
Важным свойством центрифуги является то, что прежде
всего (и значит ближе ко входу) в ней осаждаются более круп-
ные частицы той же'плотности и более плотные частицы тех же
размеров. Таким образом центрифуга прежде всего защищает
гидросистему от наиболее опасных частиц.
Учитывая, что жидкость приобретает конечную угловую ско-
рость не сразу при входе в ротор, а по истечении некоторого вре-
Рис. 2.65. Изменение* вре-
мени пребывания жидко-
сти в роторе центрифуги
и времени осаждения
частиц в ней при измене-
нии величины R2IR20
(/?2о=50 мм; Ri =
= 10 мм = const)
мени, можно принимать, в зависимости от конструкции центри-
фуги, ф = 0,9н-0,8.
Уменьшить необходимую величину ир можно, увеличивая
F = wn(R22—Rt2) и, как уже указывалось, уменьшая S установ-
кой в роторе концентрично расположенных трубок.
Чтобы частицы с одинаковым d:) одновременно осаждались в
каждой из этих трубок, шаг трубок должен уменьшаться по ме-
ре приближения их к оси вращения.
Увеличение внешнего радиуса ротора /?2 увеличивает путь
осаждения частиц, но одновременно в еще большей степени уве-
личивает проходное сечение ротора и уменьшает осевую ско-
рость жидкости; при этом соотношение тж/тч становится более
благоприятным для полного осаждения частиц (рис. 2.65).
Отрицательно влияет на работу центрифуги наслаивание от-
ложений на ее ложе, ^следствие чего постепенно уменьшаются
проходное сечение и время пребывания жидкости, а соотноше-
ние тж/тч становится все менее благоприятным (рис. 2.66).
Размеры проходного сечения ротора (в первую очередь /?2)
нужно выбирать с учётом длительности работы центрифуги без
очистки. Рекомендуется, чтобы осевая скорость жидкости не
превышала 0,1 м/с во избежание вымывания из центрифуги уже
осажденных ею частиц.
Привод центрифуги может быть механическим или гидравли-
ческим. Последний обычно делается гидрореактивным. Часть
жидкости направляется в два сопла, расположенных диаметраль-
но противоположно, и, вытекая из них по касательной к окруж-
209
мости, на которой расположены оси сопел, создает крутящий мо-
мент Мр, используемый для вращения центрифуги (рис. 2.67).
Рис. 2.66. Изменение времени пребыва-
ния жидкости в роторе центрифуги тж
и времени осаждения частиц тч в ней по
мере того, как на ложе центрифуги уве-
личивается слой осаждения частиц б
Рис. 2.67. Схе-
ма центрифуги
с гидрореактив-
ным приводом
Гидрореактивный привод дает более широкие-возможности в
сравнении с механическим в выборе места для установки цент-
рифуги и может облегчить конструкцию. На привод такой цент-
рифуги расходуется часть прокачиваемой через нее жидкости.
3. ВОЗДУХООТДЕЛИТЕЛИ
В поле действия центробежных сил можно очистить жид-
кость не только от более тяжелых, но и от более легких частиц,
в частности от нерастворившихся воздуха и газов, находящихся
в жидкости в виде пузырьков.
В этом случае жидкость, как более тяжелая, будет отбрасы-
ваться к периферии ротора, а воздух (газ) будет оттесняться ею
в направлении оси вращения, где может быть собран и удален.
На рис. 2.68 и 2.69 приведены типичные конструкции воздухо-
отделителей.
Центробежный воздухоотделитель не может полностью очис-
тить жидкость от воздуха, так как при отбрасывании жидкости
к периферии ротора в ней повышается давление, в результате
210
чего увеличивается растворимость воздуха в жидкости. После
воздухоотделителя в жидкости остается некоторая часть перво-
начального количества воздуха. Однако от нерастворившегося
воздуха жидкость может быть очищена практически полностью.
Центробежное поле используется еще в одном случае. Сквозь
уплотнения, отделяющие различные полости в корпусе двигате-
ля от его проточной части, прорываются под перепадом давле-
Рис. 2.68. Центробежный воз-
духоотделитель:
/—крыльчатка; 2—«корпус; 3—крыш-
ка; 4—клапан; 5—кольцевая по-
лость; 6—поворотный ниппель; 7—
патрубок
ния сжатый воздух и горячие газы, которые должны отводиться
в окружающую двигатель среду (атмосферу), чтобы давление
внутри корпуса не повысилось до значительной величины (иначе
возможен выброс масла в атмосферу через внешние уплотне-
ния). Однако при попадании во внутренние полости корпуса воз-
дух и газы смешиваются с парами масла и с масляным туманом,
разбрызгиваемым вращающимися деталями, и перед удалением
из корпуса они должны быть очищены от масла. Для этой цели
применяют так называемые центробежные суфлеры (рис. 2.70 и
2.71).
Так как в воздухоотделителях удаляются менее плотные
включения, чем в центрифугах, то и скорости в них должны быть
более высокими. Особенно это относится к суфлерам.
211
В табл. 2.6 приведены данные об основных параметрах неко-
торых центробежных воздухоотделителей и суфлеров.
Непрерывное удаление воздуха из масла в маслосистеме дви-
гателя очень важно, так как вспененное масло хуже смазывает
и охлаждает трущиеся и нагретые детали, требует повышенной
производительности насосов и увеличенных объемов баков, по-
лостей в корпусе и т. п.
3—ниппель; 4—патрубок
Таблица 2.6
Основные параметры некоторых авиационных центробежных
воздухоотделителей и суфлеров, имеющих роторы
с радиальными лопатками
Назначение агрегата Длина ротора L, мм Диаметр про- точной части ротора, мм L Ско- рость вра- щения ротора, об/мин Окруж- ная ско- рость ротора, м/с Осевая скорость течения эмульсии в роторе, м/с Время пребывания эмульсии, в роторе, с
О, D2
Воздухо- отделитель 45—70 70—120 25—40 0,45—0,8 5300— —6800 20—45 0,1—1,15 (сред- няя—0,4) 0,06-0,45 (среднее - —0,211)
Суфлер 25—70 55—90 25—50 0,4—1,3 11300— — 14600 35—65 — —
212
Рис. 2.70. Центробежный суфлер:
/—расточка; 2— крыльчатка; 3—резьба; 4—пазы;
5—крышка; 6—жиклер
Рис. 2.71. Центробежный суфлер:
д—отверстие подвода воздушио-масляной эмульсии; /—расточка; 2—
крыльчатка; 3—маслосбрасывающая резьба; 4—полость подшипника;
5—патрубок для отвода воздуха в атмосферу; б—штуцер для отвода
масла в систему
2J3
В современных двигателях для удаления воздуха из масла
используют центробежные воздухоотделители, которые ставят
за откачивающими насосами на линии насос—бак. Но не менее
важно удалить воздух из масла еще до поступления масла в от-
качивающие насосы, что позволит уменьшить потребную произ-
водительность их, габариты и массу. Для этой цели применяют
пеногасители, выполненные в виде перфорированных перегоро-
док и крышек (рис. 2.72, а), металлических сеток различной
густоты, а также перфорированных концов или сетчатых нако-
нечников заборных трубок (см. рис. 2.72, б). Когда масло-воз-
душная эмульсия проходит через узкие щели и ячейки сеток, воз-
душные пузырьки лопаются и масло в значительной мере осво-
бождается от воздуха, происходит своеобразная фильтрация
эмульсии. Кроме того, пеногасители защищают гидросистему ют
крупных включений.
Рис. 2.72. Различные типы пеногаси-
телей:
а—перфорированные и сетчатые перего-
родки; б—перфорированные и сетчатые
концы трубок; в—лотковый пеногаситель
Иногда используют лотковые воздухоотделители (см. рис.
2.72, в). Вспененное масло попадает на плоский мелкий лоток и
стекает оттуда в сборник тонкой пленкой, в которой лопаются
воздушные пузырьки. Из сборника частично очищенное масло
откачивается насосами и через центробежный воздухоотдели-
тель отводится в бак. Лотковый воздухоотделитель можно уста-
навливать и непосредственно в баке.
В маслосборниках достаточного объема масло также может
частично освобождаться от воздуха: пена всплывает наверх, а
масло отбирается на некотором расстоянии от дна. Такие мас-
лосборники частично являются и отстойниками.
4. МАГНИТНЫЕ ОЧИСТИТЕЛИ
Магнитные очистители могут удалять из жидкости мельчай-
шие частицы, если эти частицы взаимодействуют с магнитным
полем. Однако большинство материалов — медь и ее сплавы,
алюминий, магний, стали аустенитного класса, пластмассы
и т. п. — этими свойствами не обладают. Таким образом, область
действия магнитных очистителей ограничена, но вместе с дру-
214
гимн очистителями и фильтрами они могут способствовать уве-
личению надежности гидросистемы и ресурса двигателя, тем бо-
лее; что они могут быть установлены так, чтобы не создавать ни-
какого сопротивления в гидросистеме.
Рис. 2.73. Пробковые магнитные очистители:
а—магнитный очиститель в маслосборнике; б—магнитный очиститель с
клапаном; /—маслосборник; 2—магнит; 3—накопитель; 4—уплотнение; 5—
пробка; 6—стакан: 7—пружина; 8—клапан; 9—магнит; 10—пробка; 11—сед-
ло; 12—корпус клапана; 13—стопорное кольцо
Конструкции магнитных очистителей разнообразны. Наиболь-
шее распространение на авиационных двигателях получили
пробковые очистители с постоянными магнитами. Один из маг-
нитных очистителей показан на рис. 2.73, а. Он представляет со-
бой пробку, внутри которой расположен постоянный магнит,
изолированный от пробки немагнитным наполнителем. Такой
магнит массой 70 г мож^т удержать до 400 г металлической пы-
ли и стружки.
Магнитный очиститель, позволяющий производить очистку
магнита от удаленных им включений без слива жидкости из
гидросистемы, показан на рис. 2.73, б.
При снимании стопорного кольца 13 и пробки 10 для очистки
магнита пружина 7 посадит клапан 8 на седло И и закроет вы-
ход жидкости из гидросистемы.
Раздел третий
ЭЛЕМЕНТЫ РЕГУЛЯТОРОВ
ГЛАВА IX
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ РЕГУЛЯТОРОВ
И ИХ ЭЛЕМЕНТЫ
Авиационный газотурбинный двигатель может эксплуатиро-
ваться на различных режимах при значительном изменении
внешних условий (высоты и скорости полета, температуры и дав-
ления атмосферного воздуха). Эти специфические особенности
эксплуатации предъявляют к системам управления и регулиро-
вания двигателя особые требования.
Задачей автоматического регулирования является поддержа-
ние заданного режима работы двигателя путем устранения отк-
лонения регулируемых параметров от их заданных значений или
ограничение одного или нескольких параметров, если они в про-
цессе работы двигателя принимают недопустимые по условиям
прочности, устойчивости и надежности значения.
Основным регулирующим фактором, с помощью которого
можно влиять на параметры двигателя в направлении, задан-
ном программой регулирования, является расход топлива. По-
этому большей частью регуляторы конструктивно объединяются
в одних агрегатах с топливными насосами и другими элементами
топливной системы.
Различают регуляторы п р я м о г о и непрямого дейст-
вия.
В регуляторах прямого действия между органами, восприни-
мающими изменение регулируемых параметров (чувстви-
тельными элементами), и регулирующими органами
(исполнительными механизмами) существует непо-
средственная связь. Исполнительный механизм в таких регуля-
торах перемещается только за счет энергии, отбираемой непо-
средственно от объекта регулирования через чувствительные
элементы (измерительные устройства).
Регуляторы прямого действия не могут обеспечить постоян-
ных значений регулируемых параметров на всех установившихся
режимах работы двигателя, т. е. дают статическую ошибку.
216
Из-за большой статической ошибки регуляторы прямого дей-
ствия имеют ограниченное применение. Они обычно применяют-
ся в маломощных ГТД, например в турбокомпрессорных старте-
рах (для ограничения максимального числа оборотов ротора
стартера). .
Повышение мощности двигателей и скорости протекания ра-
бочего процесса в них потребовало от регуляторов не только
увеличения перестановочных усилий для управления более мощ-
ными регулирующими органами, но и существенного улучшения
качества их работы.
Для обеспечения этих требований необходимы, с одной сто-
роны, малые выходные усилия, создаваемые чувствительными
элементами регуляторов, и, с другой стороны — достаточно боль-
шие перестановочные усилия, развиваемые исполнительным
механизмом на регулирующем органе. Эти требования выполня-
ются в регуляторах непрямого действия, в которых нет непосред-
ственной связи между чувствительным элементом и исполни-
тельным механизмом. Для приведения в действие исполнитель-
ного механизма используется вспомогательная энергия от
постороннего йсточника. При этом чувствительные элементы,
непрерывно следящие за изменением регулируемой величины,
лишь управляют специальными усилительными устройствами,
которые изменяют величину и направление потока вспомогатель-
ной энергии, поступающей к исполнительному механизму.
Поскольку чувствительный элемент освобожден теперь от
функций силового воздействия на регулирующий орган, пред-
ставляется возможным уменьшить до минимума массу его под-
вижных частей, что повысит чувствительность регулятора и точ-
ность регулирования.
Регуляторы непрямого действия делятся на регуляторы без
обратной связи (программные регуляторы), с жесткой обратной
связью и с гибкой обратной связью (изодромные регуляторы).
В регуляторах непрямого действия без обратной связи уп-
равление усилительным устройством осуществляется только со
стороны измерительного устройства, а воздействие на уси-
лительное устройство со стороны регулирующего органа
отсутствует.
При малом быстродействии исполнительного механизма тако-
го регулятора переходный процесс получается апериодически
сходящимся, но время этого переходного процесса оказывается
очень большим.
При большом быстродействии сервомотора переходные про-
цессы получаются непродолжительными, однако сами переход-
ные процессы носят колебательный характер и возможна недо-
пустимая величина перерегулирования, которая делает
непригодным регулятор. Для уменьшения заброса регулируемо-
го параметра в регулятор вводят стабилизирующее устройство в
217
виде жесткой или гибкой обратной связи между исполнитель-
ным механизмом и усилительным устройством.
Жесткая обратная связь позволяет устранить забросы регу-
лируемых параметров, однако регулятор в этом случае имеет ос-
таточную неравномерность, т. е. статическую ошибку.
Регулятор непрямого действия с гибкой обратной связью
позволяет устранить статическую ошибку регулирования, кото-
рая существует в регуляторах с жесткой обратной связью.
В соответствии с общей схемой построения регулятора его
можно разбить на следующие основные элементы: 1) чувстви-
тельные элементы; 2) усилительные устройства; 3) исполнитель-
ные механизмы; 4) стабилизирующие устройства; 5) механизмы
управления и настройки.
Такое разделение автоматического регулятора на элементы
основано на целевом назначении каждого элемента в схеме ре-
гулятора или схеме регулирования.
Общие принципы построения систем регулирования, общие
схемы различных автоматических регуляторов газотурбинных
двигателей, характеристики систем регулирования, задачи увяз-
ки характеристик двигателя с характеристиками регулятора от-
носятся к курсу теории автоматического регулирования. Здесь
будут рассмотрены лишь основные элементы регуляторов, кото-
рые используются в различных системах регулирования, и их
особенности.
ГЛАВА X
ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ РЕГУЛЯТОРОВ
Чувствительный элемент является одним из основных эле-
ментов регулятора. Он следит за состоянием регулируемого па-
раметра и при изменении его величины подает соответствующий
импульс (выходной сигнал чувствительного элемента) на систе-
му регулирования с целью восстановления заданного значения
параметра или поддержания заданной программы работы дви-
гателя.
Сравнение действительных значений регулируемого парамет-
ра с заданной величиной производится обычно при помощи раз-
218
личных упругих элементов (пружин, мембран, сильфонов) или
эталонных сопротивлений, или напряжений (в электрических ре-
гуляторах), предварительная установка которых определяет тот
или другой «равновесный режим» и начало работы регулятора.
Каждый тип чувствительного элемента имеет свои особенности
и в значительной степени определяет конструкцию и свойства
регулятора в целом.
Существующие чувствительные элементы можно разбить на
две группы: в первой различные измеряемые величины преобра-
зуются на выходе чувствительного элемента в механическую ве-
личину, а во второй — в электрическую.
Чувствительные элементы могут быть непрерывного и пре-
рывистого действия, fe последнем случае чувствительные элемен-
ты называются реле.
А. ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ
УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ
Для регулирования угловых сокоростей вращения ротора
двигателя могут применяться механические, гидравлические и
электрические чувствительные элементы.
1. МЕХАНИЧЕСКИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
(ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ МАЯТНИКИ)
Центробежные регуляторы в настоящее время получили наи-
большее распространение в Авиадвигателях. Чувствительный
элемент такого регулятора представляет собой центробежный
маятник, в котором центробежная сила грузиков уравновеши-
вается силой упругости пружины. Эту силу называют поддержи
вающей. Существуют различные схемы центробежных маятни
ков. Наиболее часто встречается
схема центробежного маятника,
показанная на рис. 3.1.
При неподвижном чувстви-
тельном элементе муфта регуля-
тора находится в крайнем поло-
жении, соответствую'щем наи
меньшей деформации пружины
При работе регулятора появляют-
ся центробежные силы, вызываю-
щие поворот грузиков относитель-
но оси их качания и перемещаю-
щие муфту Из этого крайнего
положения. В зависимости от уг-
ловой скорости (регулируемый
параметр) муфта удерживается в
некоторых промежуточных рав-
Рис. 3.1. Схема центробеж-
ного маятника
219
новесных положениях. Поскольку в маятнике сила упругости
пружины уравновешивает силу инерции массы грузиков, эта
система характеризуется некоторой частотой собственных коле-
баний. Для того чтобы маятник обеспечивал правильность за-
мера скорости вращения, частота его собственных колебаний
должна быть значительно выше возможной частоты колебаний
измеряемой скорости. Поэтому при конструировании маятников
частоту их собственных колебаний принимают по возможности
более высокой и, во избежание резонанса — не кратной числу
оборотов маятника.
Анализ уравнения движения муфты с учетом сил вязкого тре-
ния показывает, что при данных оборотах маятник будет устой-
чивым (т. е. переходит из одного равновесного положения в дру-
гое апериодически или с быстро затухающими малыми колеба-
ниями, так что каждому числу оборотов маятника соответствует
единственно возможное равновесное положение муфты), если
будет соблюдаться соотношение:
ь,2
^>ЖР-Х2/П<), (3.1)
где ^Пр — жесткость пружины;
т — масса грузиков (сосредоточенная в центрах тяже-
сти грузиков);
соо — некоторая угловая скорость вращения, при кото-
рой рассматривается устойчивость движения маят-
ника;
. Aq , „
------передаточное число; для малых колебании прини-
As
мается X = const;
Aq — изменение расстояния центра тяжести грузика от-
носительно оси вращения;
As — ход муфты;
— коэффициент, учитывающий силы жидкостного
трения, приведенные к муфте маятника;
rrii — суммарная масса грузиков, муфты и пружины,
приведенная к муфте.
Из условия (3.1) следует, что для обеспечения апериодиче-
ского движения муфты центробежного маятника необходимо по
возможности уменьшать массу в том числе массу самих гру-
зиков, а также увеличивать коэффициент ki жидкостного тре-
ния.
Для устойчивой работы современных центробежных маятни-
ков оказывается достаточным даже то незначительное жидкост-
ное трение, которое происходит в самом механизме маятника.
Кроме того, на работе маятника положительно сказываются си-
лы жидкостного трения, преодолеваемые маятником при переме-
щении золотника, с которым он связан.
220
Определение сил центробежного маятни-
ка, приведенных к пружине (к расчету пружины). Для
цилиндрической пружины справедливо соотношение:
P*nP = ^np(s+Sn.3) (3.2)
или
ДРпр = ^пр5, (3.2)
где Рп₽ — усилие, действующее на пружину;
^пр — жесткость пружины;
«п.з — ход пружины при предварительной затяжке;
s — рабочий ход пружины.
При проектировании центробежного маятника бывает извест-
на величина рабочего хода пружины s (ход пружины в обычных
схемах центробежных маятников равен осевому ходу золотника).
Сила Рпр или величина ДРПр определяются расчетом.
По этим значениям находят жесткость пружины и затем
подбирают остальные размеры пружины (длину в свободном со-
стоянии, число витков, диаметр проволоки, средний диаметр на-
вивки и др.), увязывая их с другими параметрами проектируемо-
го регулятора.
В схеме центробежного» маятника (рис. 3.1) усилие Рпр, Дей-
ствующее на пружину, определяется равенством (см. рис. 3.3):
•Рпр = ^г.прив±С±^>;±-Ртр±Л, (3.3)
где Рг.прив — центробежная сила грузиков, приведенная к пру-
жине;
G — масса золотника, муфты и других присоединенных
деталей;
Pj — силы инерции присоединенных масс (муфта, золот-
ник);
•Ртр — силы трения;
Р3 — силы, действующие в золотнике, жестко связанном
с муфтой центробежного маятника (см. золотнико-
вые усилительные устройства).
Вес золотника и муфты являются для данной конструкции
маятника величиной постоянной, они определяются положени-
ем золотника и муфты'по отношению к пружине и могут быть
учтены при более строгом расчете. Вес этих деталей можно ком-
пенсировать предварительной затяжкой пружины.
Силы инерции Pj масс присоединенных деталей (золотник,
муфта и др.) зависят от величины масс этих деталей и от уско-
рения (направлены в сторону, обратную ускорению движения).
Для уменьшения сил инерции надо стремиться к снижению масс
указанных деталей.
Силы трения Ртр есть в любой реальной системе. В регу-
ляторах они уменьшают точность регулирования и ухудшают
динамические свойства системы в целом. Силы трения (вместе с
221
Рлй. -3-5, Ста-, хч к л: а я мрак-
элементу (кзййритйльиогй
устройства)
люфтами в сочленениях подвижных частей} создают зону нечув-
етаитеяьностч, а которой регулятор реагирует на некоторое
конечные отклонения регулируемой величины от заданного зна-
чения .
Для каждого равновесного состояния чувствительного эле-
мента (измерительного устройства} можно построить статиче-
скую характеристику. Статические
характеристики определяются прин-
ципом действия и конструкцией чув-
ствительного элемента. Они обычно
строятся в относительных координа-
тах; входная координата ц представ-
ляет собой отношение отк.донееия от
номинального значения регулируе-
мой к максимальной вели-
чине этого отклонения; выходная
коордннэта тр — перем ешение выход-
ного звена измерительного устройст-
ва или жестко связанного с ним по-
движного элемента усилительного
устройства, также отнесенные к их
максимальным значениям (в элек-
трических регуляторах выходной ко-
ординатой могут служить 3. д. с.,
сопротивление проводника при из-
менено температуры и т, я.).
Приведенная на рис. 3.2 статическая характеристики центро-
бежноот мжотника построена. а координат ад. s/s^x—
«/(iji/dHmaJ. При увеличения числа оборотов центробежная
едяа груздков лоджии преодолевать, кроме силы пруадны, еще
и силу трения. Поэтому статическая характеристика центре-
б ежисто маятника смещается в сторону больших чисел оборотов
(сила трения $ уравнении (3,31 для этого случая будет со зна-
ком
При уменьшении числа оборотов пружина должна преодоле-
вать ио только центробежную силу грузиков, до и силы трения,
Поэтому характеристика смещается в сторону меньших чисел
оборотов (сила трения при этом будет со знаком
При прекращении движения муфты на установившемся числе
оборотов сила ’’рения движения исчезает, но остается сила тре-
ния покоя, которая не дает переместиться муфте а номинальное
положение. Таким образом, на статической характеристике появ-
ляется зона иеиуьетЁИтеиьнослм («петля гистерезисам).
Для максимального приближения статической характеристи-
ки центробежного -маятника к расчетной необходимо свести к
минимуму силы трения во всех его звеньях. С этой целью надо
стремиться насколько возможно уменьшать массу грузиков и.
других присоединенных деталей. Детали маятника должны об-
ЙЙ2
рабатываться с высокой' точностью и чистотой, особенно сопря-
гаемое поверхности. Ось пол вес а грузиков желательно устанав-
ливать на подшипниках качения. Передача усилия от грузиков к
муфт е производится с помощью иголок, а на нейрашающуюся
опорную таредь пружины — через подшипники качений.
Значительное уменьшение чувствительности маятника может
вызываться’трением грузиков об окружаюшую^среду (жидкость,
воздух или воздушно-жидкостную эмульсию), Сопротивление ок-
ружающей среды модет вызнать перекос грузйков «а осях, при-
жатие их к торцу опоры и т. д. Длй защиты от воздействия окру-
жающей среды груЗцуж размещают в полости с отрав ичешгыы
объемом и гладкими стенками. В этом случае при вращении ро-
тора маятника м,асда жидкости сильнее увлекается грузиками й
относительная скорость грузиков в жидкости уменьшается, а
выесть с этим снижается и влияние жидкости на чувствитель-
ность маятника. С той же целью в раде случаев грузики поме-
щают в так называемый колокол, вращающийся вместе с ними,
В этом случае внутренняя поверхность колокола может слу-
жить (и служит) ограничителем отклонения грузиков при мак-
си ма льном числе оборотов.
Колокол должен быть хорошо уравновешен. Крепление ка-
ких-либо деталей на колоколе не желательно, так как, даже при
общей уравновешенности, эти детали могут вызеатьдеформацию
колокола (от приложения местной дентробежной нагрузки). На
внутренней поверхности колокола не должно быть никаких вы-
ступов иди буртиков, которое $стде бы способствовать сепари-
рованию из жидкости и скоплению тяжелых частиц лостороцнвх-
црииедей и последующему попаданию их в прецизионные лары
регулятора. Обычно колокол делают коническим с основанием
конуса на свободной (не закрепленной) его поверхности, Если
необходимо увеличить жесткость, на колоколе делают усилитель-
ный бортик, расположенный у основания конуса с внешней сто-
роны.
Нечувствительность регулятора в дедом складывается из не-
чувствительностей и неточностей действия всех его вшййтэтов,.
Поэтому стремиться к исключительно высокой чувствительности
собственно центробежного маятника (это относится н ко всем
другим чувствительным элементам) целесообразно только в том
случае, если все другие элементы регулятора обеспечивают та-
кую же высокую чувствительность.
Основной силой, действующей на пружину центробежного ма-
ятника [см. уравнение (3.3)), является центробежная сила грузи-
ков. приведенная к дружине (к муфте),
Полагая, в первом приближении, «то грузики имеют, форму
шара с .массой, сосредоточенной в его центре, из равенства мд-
ментов' относительно точки качания грузов (рис. 3.3) найдем:
~ . (3.4)
1 £ 1 Ь
2S3
где т — масса одного грузика;
kT — число грузиков в центробежном маятнике. Для
уравновешивания обычно требуется два грузика
(*г=2);
со — угловая скорость;
q — расстояние от центра тяжести грузика до оси вра-
щения;
L и I — соответствующие плечи сил РТ и Рг.прив относительно
оси качания.
Весом грузиков и рычагов из-за их малости по сравнению с
центробежными силами обычно пренебрегают.
Р/пр^
Рис. 3.3. К определению приведенной си-
лы грузиков центробежного маятника
Найдем приращение приведенных центробежных сил грузи-
ков при изменении угловой скорости от со до он (см. рис. 3.3):
ДЛ.пРИВ = ^г.»РИ8- РГ.ПРИВ1 = ~~ kTm Q^!2 =
= [ (q0+Rr sin а) Rr cos ?— (q0 + /?r sin aj Rr cos .
L rr COS P rr COS Pl J
(3. 5)
В большинстве случаев центробежный маятник выполняют
таким образом, что ai = 0 и Pi = 0. Тогда а=₽ и равенство (3.5)
примет вид:
ДЯг.,1Рив=^гш — [(Оо+Яг sin a)“2— Qo03!2]
224
Рис. 3.4. Схема центробежного ма-
ятника (к определению приведен-
ной силы грузиков)
или с учетом, что sin а = «7гг
Д^г.ирив^Л"1 — [eo((u2-(ui2)+-7£-“2s'| • (3-5')
В выражение (3.5') входят величины, известные из технических
условий и из конструкции разра-
батываемого центробежного ма-
ятника.
Полученное выражение для
приведенной центробежной силы
грузиков справедливо, как это
отмечалось, лишь 'для грузиков,
имеющих форму шара или близ-
кую к ней. В действительности
для достижения компактности в
механических регуляторах при-
меняются грузики достаточно
сложной формы. В этом случае
поворот грузиков относительно
оси их подвеса вызовет появле-
ние дополнительных сил, 'Обуслов-
ленных инерцией поворота, что
необходимо учитывать во избе-
жание значительных ошибок при
подсчете приведенной центробеж-
ной силы. Рассмотрим более точ-
ную методику определения приведенной силы грузиков.
Величина центробежной силы dPr, создаваемой элементарной
массой dirii, .находящейся на расстоянии р, от оси 0—0 вращения
(рис. 3.4), равна: dP^ — dtn^^,^ вся центробежная сила грузиков
регулятора: Pr = kru? J Qidm/,
m )
причем интегрирование ведется по всей массе грузика.
Приведение центробежной силы к силе, действующей на пру-
жину центробежного маятника, можно произвести по методике
ЦНИДИ (14] из условия равенства работ, совершаемых приве-
денной силой /’г.прив на'пути ds и элементарными силами dPr на
пути dQi. В этом случае
Pr.^nBds = kro? J Qidm^Qi
m
или Pr.„pmds=kr -у
Отсюда, меняя порядок дифференцирования и интегрирования
местами, найдем:
рг..рив = ^у -£-(5
dmd (q;2).
8 2977
225
или
Р,.и.=л, v V-’ <3-6)
где J— J Qidml — момент инерции грузика относительно оси
т
вращения (ось 0—0).
Из схемы центробежного маятника (см. рис. 3.4) найдем:
e/ = Qo + z//' sin а^-е/соз а.
Поэтому
У = Qo® j* (/mz4- sin2 а J y^dm^ cos2a J
mm m
-J-2e0 sin a [ y.l'dm!-]-2Q()cos a ( Qi'dmiJr2sin a cos a j" y/Q^dnii,
(3.7)
оси 'q';
оси y'\
относи-
относи-
m J тельно оси у';
m *7 1
Jy,Q,= \ y^Q'.dm; — центробежный момент инерции грузика.
т
После учета последних соотношений выражение (3.7)
вид:
/=Q02m4-/e' sin2 cos2 a-\-2Q0y'ctn sin a-f-
-|-2Q0Q'cffi cosa-f-Zj/’Q' sin 2a.
Для определения приведенной центробежной силы по
ле (3.6) Производную ------ целесообразно представить
ds
di dJ da
ds da ds
mm m
где m= J dml —масса грузика;
m
Jq’=\ y'^dmi — момент инерции грузика относительно
т
Jy=\ Q)2dmz —момент инерции грузика относительно
т
у^= — \ y'idmi —координата центра тяжести грузика
т тельно оси q';
{?’ = —— С q'dm-t — координата центра тяжести грузика
примет
(3.7')
форму-
в виде:
(3.8)
226
Тогда, с учетом равенства (3.7'), получим:
-^-=2опт ( у' cos а —о/ sin а-4--cos 2 а -4— -------— sin 2а) .
da v° Vе Ус Qom 1 2Q0m^ )
(3.9)
Из рис,-3.4 видно, что s=rrsin а. Отсюда
— =------1. (3.10)
ds rr cos а
*
После подстановки выражений (3.9) и (3.10) в формулу (3.6)
получим приведенную центробежную силу в виде:
^г.прив^—°т-2- (Ус cos а — qc' sin а + cos 2а -ф
F rT cos а \. Qom
-I---9.'.+._g'_ sjn 2а) • (З.П)
п 2eom . /
или
^г.Прив=^гт<ъ26р- (З.И')
где
ои=——— ( tz' cos а — о' sin а -4-cos 2а -4—---------— sin 2а) .
V гг cos а V с 1 Com 2Q0m /
(3. 12)
Величина qv называется радйусом приведения. Из выражения
(3.12) видно, что радиус приведения зависит от формы грузиков
и их положения относительно оси вращения.
Определив величину Рг.прив для всех возможных положений
грузиков можно построить график Рг.прив=/:(5). Однако удобнее
4 <•, . . /’г.прив
строить зависимости A=f(s), где А—--------------— —инерци-
онный коэффициент (рис. 3.5). По этой зависимости можно по-
добрать размеры пружины, удовлетворяющей регулятору во
всем диапазоне регулирования.
Приведенная центробежная сила грузиков при сложной их
геометрической форме может быть определена из равенства сум-
мы моментов центробежных сил элементов грузиков и приведен-
ной силы относительно оси подвеса грузиков.
Для этого грузики разбиваются на р полосок постоянной тол-
щины (см. рис. 3.6). В сечении каждая полоска разбивается на
отдельные геометрические простые фигуры (всего п фигур).
При небольших размерах каждой фигуры можно с достаточной
степенью точности допустить, что вся масса отдельной полоски
сосредоточена в центрах тяжести этих фигур, а совокупность
масс отдельных фигур всех полосок может рассматриваться как
масса всего грузика.
8* 227
Тогда
Z=n
i-l >1
откуда
i=n j^p
Pr.npm=kr~ mijQiPij, (3.13)
где rriij — масса Z-й фигуры в /-Й полоске;
п — число фигур в каждой полоске;
р — число полосок, на которое разбивается грузик;
Qij — расстояние центра тяжести z-й фигуры в /-Й полоске
до плоскости, проходящей через ось движения муфты
(ось вращения) параллельно оси подвеса грузика;
atj — расстояние центра тяжести /-Й фигуры в /-й полоске до
плоскости, проходящей через ось подвеса грузика
%
пан
Рис. 3.5. Зависимость
инерционного коэффи-
циента А от перемеще-
ния s муфты
Рис. 3.6. К определению приведенной си-
лы грузиков сложной формы:
а—внешний внд грузика; б—/-е сечение гру-
зика
перпендикулярно оси движения муфты;
I — расстояние между параллельными плоскостями, одна
из которых проходит через ось подвеса грузиков, а
другая — через точку соприкосновения лапки грузи-
ка с муфтой, в начальный момент (обвтчпо / = гг)
параллельно оси движения муфты.
В формуле (3.13) величины nj=fi(s); czi3=f2(s) и Qi3=fs(s)
определяются путем построения различных положений грузиков
при соответствующих положениях муфты (во всем диапазоне
хода). Точность этой формулы повышается по мере уменьшения
массы, сосредоточенной в центре тяжести каждой геометриче-
ской фигуры, т. е. по мере увеличения числа этих фигур и числа
полосок, на которое разбивается грузик.
228
К выбору массы грузика. Как уже отмечалось, масса
грузика определяется устойчивостью работы центробежного ма-
ятника. С этой точки ’зрения массу грузиков следует выбирать
малой. При этом будут малыми и приведенная сила грузиков,
действующая на пружины (легче пружина), а также силы тре-
ния, износ дет злей и т. д.
С другой стороны, уменьшение массы грузиков приводит к
уменьшению скорости перемещения муфты и связанного с ней
золотника при отклонении от равновесного положения (переста-
новочное усилие маятника должно оставаться значительно боль-
ше сил трения и инерции), а следовательно, и к снижению чув-
ствительности регулятора.
В существующих регуляторах масса одного грузика составля-
ет от 10 до 30 г. (пара грузиков подбирается с точностью до
0,1 г, чтобы не вызывать большого дисбаланса), а максимальная
нагрузка на пружину достигает » 10 даН.
2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
В некоторых случаях, когда, например, требуется высокая
точность регулирования, целесообразно использовать малоинер-
ционные регуляторы с гидравлическим чувствительным элемен-
том, в которых скорость вращения при помощи насоса любого
типа * преобразуется в давление рабочей жидкости, действую-
щее на измерительный орган регулятора. Насос может быть свя-
зан непосредственно с валом регулируемого двигателя (рис. 3.7).
При изменении скорости вращения (числа оборотов) вала изме-
няется количество прокачиваемой насосом жидкости, а следова-
тельно, и ее давление на измерительном органе.
# J Ф &
Рис. 3.7. Схемы гидравлических чувствительных элементов
для регулирования угловой скорости
Известно, что расход жидкости, подаваемый объемным насо-
сом, в общем случае зависит от числа оборотов п и перепада
давлений Дрп:
Qw=f(n, Дрн). (3.14)
* Каждый тип насоса обладает своей характеристикой.
229
При малых зазорах в качающем узле насоса производитель-
ность мало зависит от перепада давлений, и можно с достаточной
точностью считать, что она зависит только от скорости вращения:
QH~f(n)- (3.15>
Перепад давления на поршне на установившемся режиме ра-
боты равен величине гидравлических потерь в дросселе (жик-
лере) :
Дрп=;Ардр. (3.16)
В зависимости от конструкции дросселя течение жидкости в
нем может быть ламинарным или турбулентным. При ламинар-
ном течении потери в дросселе будут зависеть от первой степени
скорости жидкости, а следовательно, расхода:
A^paM) = ^Q- 17>
При турбулентном течении и резком изменении сечения дрос-
селя потери в нем будут зависеть от квадрата скорости, а следо-
вательно, и расхода жидкости:
(3.18)
В гидравлических регуляторах скорости вращения было бы
желательно применять дроссели с ламинарным течением, обеспе-
чивающие линейную зависимость перепада давлений от расхода
рабочей жидкости. Однако при работе двигателя температура
рабочей жидкости может меняться, а вместе с ней будет менять-
ся и ее вязкость. При этом нарушается линейность указанной
зависимости.
Поэтому в гидравлических регуляторах скорости вращения
двигателей применяют дроссели с турбулентным течением. Гид-
равлические потери в таких дросселях мало зависят от вязкости.
Конструкции насоса, трубопроводов и дросселя должны исклю-
чать влияние вязкости рабочей жидкости на характеристику ре-
гулятора.
Измерительный орган, воспринимающий перепад давлений,
может быть выполнен в виде поршня (см. рис. 3.7, а), мембраны
(см. рйс. 3.7, б) или сильфона (см. рис. 3.7, в).
Поршень допускает практически неограниченный ход. Но у
него велики силы трения о цилиндр, что значительна сказывает-
ся на характеристике измерительного устройства и регулятора в
целом. Для уменьшения сил трения и сведения их к минимуму
можно было бы сообщить поршню вращательное движение (от-
носительно цилиндра), но это значительно усложнит конструк-
цию.
Чувствительность гидравлического чувствительного элемен-
та будет выше, если использовать вращение поршня или вместо
поршня применить мембрану или сильфон. Надо при этом иметь
230 Х
в виду, что мембраны имеют ограниченный ход, а ход сильфона
составляет лишь небольшую долю его первоначальной длины
(отсюда необходимость увеличения габаритов) *.
Недостатком гидравлических чувствительных элементов яв-
ляется зависимость их характеристик от вязкости жидкости, т. е.
от температуры. Поэтому такие схемы нашли в авиадвигателях
ограниченное применение.
3. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
В качестве датчику, реагирующего на изменение угловой ско-
рости, используются тахогенераторы постоянного или переменно-
го тока, работающие в генераторном режиме. По выполнению
системы возбуждения они подразделяются на магнитно-электри-
ческие (с независимым возбуждением от постоянных магнитов)
и электродинамические (с возбуждением от специальной обмот-
ки возбуждения, которая питается от аккумуляторной батареи).
На зажимах тахогенератора, связанного с регулируемым ва-
лом (рис. 3.8), создается электродвижущая сила, пропорцио-
нальная числу оборотов. '
Рис. 3.8. Схема регулирования, угловой скорости с электрическим
чувствительным элементом (тахогенератором)
Ток, полученный в тахогенераторе, усиливается и подается к
реверсивному электромотору, ротор которого связан механиче-
ски с регулирующим органом или усилительным устройством (в
последнем случае реверсивный мотор обычно управляет положе-
нием золотника). В зависимости от подведенного напряжения,
ротор реверсивного мотора повернется на тот или иной угол и
переместит золотник (поворотный или поясковый), управля-
ющий гидравлическим сервомотором. Достоинством такой систе-
мы регулирования является ее быстродействие. Кроме того, та-
кое устройство может быть расположено на значительном рас-
стоянии от источника сигнала.
* Выбор размеров мембран и сильфонов см. ниже.
231
Регуляторы числа оборотов с тахогенераторными датчиками
пока не получили широкого распространения в основных систе-
мах — регулирования топливопитания авиадвигателей. Однако
тахогенераторы используются в некоторых схемах регулирова-
ния, в частности для управления процессом запуска стартером
двигателя. Так, например, на двигателе РД-ЗМ-500 используется
таходинамо ТД-1 для обеспечения автоматического запуска тур-
бостартера, запуска основного двигателя и выхода его на число
оборотов малого газа.
Б. ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ДАВЛЕНИЯ И ПЕРЕПАДА ДАВЛЕНИЯ*
Рабочим органом, воспринимающим измеряемое давление
(перепад давления), в этих чувствительных элементах служат
так называемые упругие элементы, выполняемые в виде различ-
ных трубок (по типу трубок Бурдона), мембран, мембранных ко-
робок или сильфонов.
Трубка Бурдона представляет собой трубчатую пружину эл-
липтического сечения, изогнутую по дуге окружности. Один ко-
нец трубки закреплен неподвижно, а второй запаян и свободен.
Если через закрепленный конец трубки в ее полость подать из-
быточное давление, то эллиптическое сечение стремится стать
круглым. Возникающие в стенках трубки напряжения распрям-
ляют трубку и запаянный свободный конец ее перемещается на ’
определенный угол. Если напряжения в стенках трубки не пре-
восходят предела упругости, то перемещение свободного конца
будет находиться в линейной зависимости от подводимого дав-
ления.
Равновесное положение трубки при заданном давлении дос-
тигается приложением внешних сил к концу трубки в направле-
нии, обратном перемещению от сил давления. Для настройки
измерительного устройства на определенную величину поддер-
живаемого давления тяговое усилие трубки уравновешивается
усилием пружины, причем жесткость пружины должна быть по
возможности минимальной, так как это способствует уменьше-
нию составляющей нечувствительности, обусловленной трением.
Преимуществом трубки Бурдона является большая механи-
ческая прочность.
Для давлений до 100 даН/см2 трубчатые пружины изготавли-
ваются из латуни, а выше — из стали. Некоторым ограничением
широкого применения трубок Бурдона является сравнительно
малая их активная площадь.
На рис. 3.9 показана схема измерительного устройства, в ко-
тором трубка Бурдона управляет положением трубки струйного
усилителя.
* Измерение перепада давления является одним из методов косвенного
измерения расхода рабочей жидкости.
232 /
Трубка
бурбона.
Рис. 3.9. Схема
ного элемента
пружиной (трубкой Бурдо-
на) для регулирования дав-
ления
। HoSbaS
\ импульса
Трубка
струйного
усилителя
чувствитель-
с трубчатой
Измерительные устройства сильфонного т и-
п а применяются для регулирования давления и перепада дав-
лений (расхода жидкости) с верхними пределами измерения
давлений от 0,05 до 125 ‘даН/см2 и
перепада давления от 400 до
3000 мм рт. ст. (0,5—4,0 даН/см2).
Сильфон :— это гофрированная
трубка из томпака или полутомпака
для низких давлений и из бериллие-
вой бронзы или нержавеющей ста-
ли — для высоких давлений. Для
разделения полостей иногда делают
сильфоны из пластиков, например
из фторопласта-4. Сильфоны могут
выполняться одно-, двух- и трех-
слойными, в зависимости от необхо-
димой прочности.
Усилие, создаваемое измеряе-
мым давлением, уравновешивается
пружиной.
Требуемые пределы измерения обеспечиваются выбором силь-
фона и пружины. Для измерения малых давлений применяется
сильфонный датчик, воздействующий на усилительное устрой-
ство непосредственно без пружины и рычажной системы. В этом
случае усилие, создаваемое измеряемым давлением, уравнове-
шивается жесткостью самого сильфона.
Необходимо иметь в виду, ’что сильфоны в измерительных
устройствах регуляторов рассчитывают на незначительный рабо-
чий ход (около 0,1—0,2 мм), значительно меньший допустимого
перемещения сильфона. Это дает возможность исключить влия-
ние его жесткости на характеристику измерительного устройства,
поскольку гарантирует работу сильфона в границах линейного
участка характеристики, где жесткость сильфона постоянная.
Кроме того, малый рабочий ход сильфона повышает срок его
службы и надежность, так как в измерительном устройстве ре-
гуляторов перемещение «сильфонов происходит часто и со срав-
нительно большой скоростью.
С помощью сильфонов можно измерять расход вещества (по
перепаду давления на некотором участке трубопровода при дан-
ном давлении и температуре). При незначительных естественных
гидравлических сопротивлениях сети в трубопроводе устанавли-
вают специальные, заранее тарированные сопротивления в виде
дроссельных шайб либо трубок Вентури. Давление замеряется
перед шайбой и за ней (в трубке Вентури — в самом узком ее
сечении). Перепад давления и характеризует расход рабочей
среды. Давление к сильфону может подводиться снаружи, из-
нутри и с обеих сторон при различном расположении сильфона
относительно усилительного устройства.
233
На рис. 3.10 показаны схемы сильфонных датчиков для заме-
ра давления (а) и перепада давления (б).
Рис. 3.10. Схемы сильфонных дат-
чиков давления (а) и перепада
давлений (б)
Рис. 3.11. Схема мемб-
ранного датчика давле-
ния
Измерительные устройства мембранного
типа (рис. 3.11) служат для восприятия изменения давления
или перепада давления. Мембрана представляет собой круглую
тонкую пластину, закрепленную по контуру. Средняя часть мем-
браны обычно зажимается в жесткие пластинки, образующие
жесткий центр мембраны, через который передается усилие от
пружины и равномерно распределенного давления среды к уси-
лительному устройству. При изменении давления (перепада дав-
лений) центр мембраны упруго (без остаточных деформаций)
перемещается, передавая усилие на усилительное устройство, з
в некоторых случаях — непосредственно на исполнительный мег
ханизм.
В зависимости от свойств материала и размеров мембраны в
одних случаях имеют заметную жесткость при изгибе и могут
передавать изгибающие моменты (жесткие мембраны), а в дру-
гих случаях обладают весьма малой жесткостью при изгибе и не
способны воспринимать изгибающие моменты (абсолютно гибкие
мембраны). Последние работают в основном на растяжение и не
воспринимают сжимающих усилий.
В тех случаях, когда упругие силы мембраны недостаточны
для преодоления сил трения присоединенных деталей, в дополне-
ние к ней устанавливается калиброванная пружина, увеличива-
ющая жесткость всей системы. Установка дополнительной пру-
жины обычно используется при гибких мембранах.
Жесткие мембраны имеют небольшой ход по сравнению с
гибкими и склонны к перекосам и неравномерностям хода. На
характеристику жесткой мембраны большое влияние оказывают
температурные деформации корпуса. При нагреве корпус расши-
234
ряется и натягивает мембрану, увеличивая ее жесткость. В этом
случае для получения того же перемещения необходимо увели-
ченное давление на мембрану. Например, на двигателе ВК-1 та-
кое ужесточение мембранй регулятора приводило к увеличению
числа оборотов.ротора двигателя (из-за необходимости соответ-
ствующего повышения давления на мембране) примерно на
200 об/мин.
При охлаждении корпус регулятора сжимается, что приводит
к уменьшению жесткости мембраны.
Влияние температурной деформации корпуса на жесткость
мембраны устраняется,подбором соответствующей формы мем-
браны в условиях сборки с учетом изменения этих условий при
эксплуатации.
В тех случах, когда изменение давления желательно преоб-
разовать в соответствующее изменение механического усилия
при значительном ходе (в датчиках и исполнительных механиз-
мах регуляторов) применяются главным образом гибкие мем-
браны. Для увеличения хода и исключения влияния жесткости
мембраны на работу регулятора кольцевая часть ее (между за-
делкой по внешнему контуру и жестким центром) может быть
выполнена не плоской, а с гофром, обращенным в сторону дей-
ствия измеряемого давления. Высота гофра принимается в 2—3
раза большей рабочего хода, который в свою очередь не должен
превышать (0,02—е—0,03)2), где D — внешний диаметр мембраны.
Обычно применяются мембраны толщиной от 0,02 до нескольких
миллиметров (в зависимости от материала) и диаметром от 30
до 150 мм. При малых прогибах мембран сохраняется линейная
зависимость между перемещением ее центра и давлением. При
больших прогибах эта зависимость становится кубической, что
неприемлемо для эксплуатации. В этом случае применяют мем-
бранные коробки, аналогичное сильфонам.
В зависимости от назначения и рабочей среды мембраны мо-
гут быть выполнены из металлов (фосфористой или бериллиевой
бронзы, стали) или из других материалов (мягкой морозостой-
кой резины, твердой резины с наполнителями — менее морозо-
стойкой, керосино- и маслостойкой, термостойкой и других сор-
тов резины, прорезиненных тканей, пластмассы, в частности
стеклотекстолита).
В. ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ТЕМПЕРАТУРЫ
Регулировать температуру можно при помощи датчиков с
механическими воспринимающими органами (при изменении
входной величины они имеют механический выход в виде переме-
щения) и электрическими воспринимающими органами.
235
Применяемые в регуляторах температуры чувствительные
элементы основаны на использовании различных физических яв-
лений.
Рис. 3.12. Схема дилатометрического
чувствительного элемента для регули-
рования температуры газов
различающимися коэффициентами
Различают следующие
виды чувствительных эле-
ментов:
а) дилатометрические
датчики температуры;
б) парожидкостные и
жидкостные датчики темпе-
ратуры;
в) термометры электри-
ческого сопротивления;
г) термопары.
Действие дилатомет-
рических датчиков
(рис. 3. 12) основано на от-
носительном удлинении под
влиянием температуры двух
твердых тел со значительно
линейного расширения.
Дилатометрический датчик представляет собой закрытую с
одного конца трубку 1, помещаемую в измеряемую среду.
В трубку вставлен стержень 2, упирающийся одним концом
в конец рычага 4, на другом конце которого имеется клапан 5.
Рычаг 4 все время прижат к стержню 2 пружиной 3. Свободный
конец трубки при нагревании изменяет свою длину, что приводит
к перемещению в ней стержня.
Для получения большей чувствительности трубку дилатоме-
тра изготавливают из материала с высоким коэффициентом ли-
нейного расширения, например из латуни или меди, а стер-
жень — из инвара (сплав 36% Ni с.64% Fe) или сенаксаля
(близкого по коэффициенту линейного расширения к фарфору)
с весьма малым коэффициентом линейного расширения.
Дилатометрические датчики имеют значительную инерцион-
ность; их не рекомендуется устанавливать в системах с малой
аккумулирующей способностью и резко изменяющейся темпера-
турой.
Парожидкостный датчик температуры (рис.
3.13) состоит из ампулы, капилляра и упругого элемента
(трубки Бурдона, сильфона или гармоникодрй мембраны). Объ-
ем ампулы частично заполняется низкокипящей жидкостью
(амилалкоголь, ксилол и др. Температура плавления и кипе-
ния соответственно: —117 и +131,5° С — для амилалкоголя и
—49,3 и +138,5°С—для ксилола). Нижний предел измеряемой
температуры должен быть несколько выше температуры кипе-
ния заполняющего вещества.
236
При нагревании ампулы в системе устанавливается давление
рабочей жидкости, соответствующее температуре измеряемой
среды. Давление передается через рабочую жидкость по соеди-
нительному капилляру к сийьфону (мембране), где развивается
усилие, пропорциональное активной площади сильфона. Это уси-
лие уравновешивается пружиной. Капилляр изготавливают из
медной или стальной трубки, снаружи защищенной оплеткой.
В парожидкостных чувствительных элементах рабочую жид-
кость подбирают соответственно диапазону измеряемой темпера-
туры так, чтобы давление паров ее при изменении температуры
не превышало 8—10 даН/см2.
Рис. 3. 13. Парожидкостный
датчик температуры
Рис. 3.14. Температурные
датчики (термопатроны)
В некоторых случаях капилляр и внутреннюю полость упру-
гого элемента заполняют воспомогательной жидкостью (смесью
глицерина с водой), исключающей влияние окружающей темпе-
ратуры воздуха на работу измерителя температуры. Длина ка-
пилляра ограничивается допустимой величиной запаздывания и
лежит в пределах около 5 м- Парожидкостные датчики (мано-
метрические термометры) используют для контроля температу-
ры в масляной системе двигателя.
Недостаток парожидкостных термометров — их значитель-
ная термическая инерционность и ограниченность передачи им-
пульса на расстояние, а также трудность ремонта при наруше-
нии герметичности системы.
В качестве температурного датчика этого типа используют и
так называемые термопатроны (рис. 3.14), основанные на
использовании теплового расширения жидкости при изменении
температуры среды. Подобные датчики применяют в масляной
системе двигателя. Могут быть две разновидности термопатро-
237
нов: в первом случае рабочая жидкость заполняет внутреннюю
полость стакана (баллона) и охватывает упругий элемент (силь-
фон) снаружи (см. рис. 3.14, а), во втором случае — заполняет
внутреннюю полость сильфона (см. рис. 3.14, б).
В качестве рабочих жидкостей для заполнения термопатрона
используют этиловый эфир, бромистый этил и др. Так как коэф-
фициент температурного расширения рабочей жидкости не по-
стоянен, а изменяется с изменением температуры, то характери-
стика термопатрона получается нелинейной, что в ряде случаев
недопустимо. При заполнении термопатрона рабочей жидкостью
следует следить за тем, чтобы в жидкости не было воздуха. На-
личие воздуха в рабочей жидкости создает эффект сжимаемости
и делает характеристики датчика нестабильными.
Рис. 3.15. Схема термо-
метра сопротивления
Термопатроны выполняют в металлическом оформлении, при-
чем для получения стабильности характеристик особенно жест-
кие требования предъявляют к материалу сильфона; постоянный
модуль упругости в широком диапазоне температур, сохранение
геометрической формы при многократных деформациях и нагре-
вах (для этого материал сильфона должен иметь структуру дис-
персного затвердевания) и, наконец, отсутствие гистерезиса.
К недостаткам термопатронов необходимо отнести их боль-
шую термическую инерционность.
Работа т е р м о м е т р о в сопротивления (рис. 3.15) ос-
нована на изменении электрического сопротивления проводни-
ков в зависимости от температуры. Конструктивно термометр
сопротивления состоит из внешнего чехла с клеммной головкой и
помещенного внутри него каркаса из слюды, пластмассы или ке-
рамики с бифилярной обмоткой из проволоки диаметром 0,04—
0,08 мм. К концам обмотки припаивают выводы из серебряной
проволоки диаметром 1 мм. Для уменьшения инерционности тер-
мометра сопротивления необходимо улучшить тепловой контакт
между чехлом и чувствительным элементом датчика (обмоткой).
Этому требованию в известной степени удовлетворяет «лепестко-
вая» конструкция датчика, где контакт обмотки с каркасом осу-
ществляется через пружинящие лепестки, передающие тепло от
каркаса к обмотке. Еще более эффективным средством увеличе-
ния теплового контакта является «обжим» внешнего чехла по
чувствительному элементу.
Схема термометра сопротивления показана на рис. 3.15.
238
Пределы измеряемых температур определяются материалом
и диаметром проволоки для обмотки. Медные термометры рабо-
тают до +180° С. При болер высоких температурах применяют
платиновые термометры (см. табл. 3.1).
Измерительно? устройство состоит из уравновешенного мос-
та, в схему которого включается термометр сопротивления в ка-
честве переменного сопротивления моста.
В некоторых случаях электрический сигнал преобразуется с
помощью специального преобразователя в давление или пере-
мещение. Достоинства термометров сопротивления — их сравни-
тельно малая инерционность и возможность использования в
объектах регулирования на любом расстоянии.
Широкое применение в регуляторах температуры нашли тер-
моэлектрические. чувствительные элементы
(термопары), действие которых основано на возникновении в
двух разных проводниках термоэлектродвижущей силы (термо-
э. д. с.) при наличии разности температур между точками их
соединения. Цепь термопары содержит не менее двух точек сое-
динения разнородных металлов (практически две точки), назы-
ваемых спаями. Один из них (горячий спай) помещают в место
измерения температуры, другой (холодный спай) образуется во
внешней цепи, где поддерживается постоянная температура.
Термо-э. д. с. на выходе из термопары зависит от пар материа-
лов в горячем и холодном спаях и их температур и равна раз-
ности э. д. с., генерируемых в каждом из спаев.
Сплавы для термопар должны обладать достаточно большой
величиной термо-э. д. с. в паре с другими металлами или сплава-
ми в интервале рабочих температур, химической устойчивостью,
высокой электропроводностью и постоянством термоэлектриче-
ских свойств. Практический диапазон температур, измеряемых с
помощью термопар, лежит в пределах от +200-до +1300° С (и
Таблица 3.1 Таблица 3.2
Основные данные платиновых
термометров сопротивления
Верхний предел измеряе- мой тем- пературы, °C Диаметр проволоки г Материал каркаса
120 0,05—0,07 Пластмасса, стекло
650 0,05—0,07 Стекло, слю- да
1300 0,2—0,5 Плавленый кварц, керамика
Материал термопар Верхний пре- дел измеряемой температуры при длительном нагреве, ®С
Хромель*—копель** . 600
Хромел ь—а люмел ь*** Платина— платиноро- 1000
дий (10% Rh) . . Платинородий (30% Rh) —платинородий 1300
(6% Rh) 1600
* Хромель—сплав 90% N ; ю% Сг.
** Копель — сплав 56,5% 0,5% Мп. Си; 43% Ni;
*** Алюмель—сплав -*94% Ni; 2% Al; 1,5% Si; 2% Мп.
239
выше). В табл. 3.2 приведены некоторые материалы термопар с
верхним пределом измеряемых температур при длительном на-
греве.
Диаметр термопар определяется их назначением, пределами
измеряемых температур, механической прочностью, электропро-
водностью и стоимостью материала.
Конструктивные формы термопар весьма разнообразны. Про-
стейшая
термопара (рис. 3.16) представляет собой два разно-
родных термоэлектрода (проводника), изоли-
рованных один от другого специальной керами-
кой и имеющих один общий спай. Термоэлек-
троды с изоляторами помещают в корпус; при
этом горячий спай остается открытым. Для за-
щиты термопары от воздействия агрессивной
среды, особенно при высоких температурах, ее
Рис. 3.16. Схема термопары из металлических
проводников:
1—корпус; 2—керамика; 3—проводники термопары;
4—«горячий» спай термопары
помещают в защитный кожух. Для изоляции горячий спай, по-
мещаемый в кожух, покрывают тонкой пленкой окислов метал-
лов, стойких в области высоких температур и обладающих вы-
соким электрическим сопротивлением.
По сравнению с другими чувствительными элементами для
регулирования температуры термопары обладают сравнительно
малой тепловой инерцией и просты по устройству, имеют боль-
шую чувствительность, а также позволяют осуществлять дистан-
ционное управление.
Г. УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ РЕГУЛЯТОРОВ,
ИХ ОСОБЕННОСТИ И РАСЧЕТ
1. ПРУЖИНЫ
Расчет пружин приводится в справочниках по деталям ма-
шин. Мы рассмотрим здесь лишь особенности и свойства наибо-
лее распространенных в регуляторах пружин. Исходными дан-
ными для расчета является жесткость пружины knp = Pnv/s.
Наиболее часто применяются витые цилиндрические пру-
жины (сжатия или растяжения). В процессе деформации изме-
няется шаг пружины, угол подъема ее витков, диаметр навивки,
число витков и т. д.
При относительно небольших перемещениях, которые обычно
встречаются, можно не учитывать изменение силовых факторов
240
в сечениях витков от изменения геометрических размеров пру-
жины в процессе деформации. Поэтому при малых перемещени-
ях характеристику цилиндрической пружины (зависимость Рпр =
=f(s), рис. 3.17) можно считать линейной.
Для создания надежной опоры торцовые витки пружины под-
жимаются к соседним виткам и шлифуются так, чтобы на длине
3/4 длины витка от концов образовалась опорная плоскость, пер-
пендикулярная оси пружины, причем непараллельность торцов
для пружин регуляторов допускается не более 1: 100. Для исклю-
чения перекосов при передаче усилий от пружины к другим де-
талям опирание пружин можно производить с помощью само-
устанавливающихся-тарелок и пят (рис. 3.18).
Рис 3.17. Характеристика •
цилиндрической
пружины сжатия
Рис. 3.18. Установка
пружин на самоуста-
навливающиеся та-
релки
Длина ненагруженной пружины равна:
H0=Hd+i(h-d), (3.19)
где Hd— длина пружины, сжатой до соприкосновения витков;
i — рабочее число витков;
h — шаг витков ненагруженной пружины;
d — диаметр проволоки.
Длина пружины, сжатой до соприкосновения витков:
/Д = (io -f- 0,5) d, (3.20)
где io — полное число витков (с учетом витков, поджатых на
торцах'и не участвующих в работе пружины).
При сжатии пружины круглого поперечного сечения она рас-
кручивается и диаметр ее несколько увеличивается, при этом по-
ворачиваются один относительно другого свободно опертые тор-
цы пружины.
Для уменьшения закручивания торцов и их перекосов при
сжатии пружины иногда применяют составные пружины, состо-
ящие из 2—3 обычных цилиндрических пружин сжатия, поме-
241
щенных концентрически одна в другой; при этом пружины дела-
ются последовательно то правого, то левого подъема. Между
пружинами должен сохраняться достаточный радиальный зазор,
а опоры должны обеспечивать отсутствие бокового сползания
пружины во время работы.
При составной пружине полная нагрузка Рпра равна сумме
усилий, воспринимаемых составляющими пружинами. Обычно
пружины монтируют так, чтобы осадка всех составляющих пру-
жин была одинакова, причем для компактности желательно,
чтобы полное сжатие всех составляющих пружин происходило
одновременно.
Конструктивные соображения, требования, обусловленные га-
баритами пружин, и желание получить более компактные жест-
кие пружины, а также пружины с нелинейной характеристикой
привели к применению в регуляторах конических пружин.
Рис. 3.19. Конические пружины:
а—*с постоянным шагом; б—с ПО'
стоянным углом подъема
Габариты конической пружины и ее характеристики опреде-
ляются поверхностью, на которой располагаются центры сече-
ний витков, и уравнением проекции витков на опорную поверх-
ность. На практике встречаются конические пружины с постоян-
ным шагом /i = const между витками (рис. 3.19, а), имеющие в
плане вид Архимедовой спирали (уравнение г = г1-|- Г2~ Г1 ю)
2ш
или с постоянным углом а=const подъема витков (см. рис.
3.19, б), имеющие в плане вид логарифмической спирали (урав-
нение r=r1em’! , где т=-^— In— 'l .
2ш' rj /
Конические пружины с постоянным углом подъема витков от-
личаются несколько большей жесткостью, чем пружины тех же
габаритов (гц г2, Но), но с постоянным шагом между вит-
ками.
При нагружении конической пружины наибольшая деформа-
ция будет у витков с большим радиусом навивки, что приводит
к соприкосновению этих витков с опорной поверхностью, а затем
и с соседними витками, в то время как остальные витки (меньше-
го радиуса) продолжают осаживаться. Поэтому жесткость кони-
ческих пружин в процессе деформации постепенно возрастет и
242
характеристика получается нелинейной. Соответствующим под-
бором размеров можно получить необходимую характеристику
конической пружины.
Полный ход конической пружины (при полном сжатии ее вит-
ков) будет больше, чем у цилиндрической с теми же габаритами
(длиной в ненаТруженном состоянии, числом витков и диамет-
ром проволоки), а при условии г2—r^id все витки конической
пружины при полном ее сжатии будут ложиться на опорную по-
верхность, располагаясь один в другом (в этом случае Hd = d).
Выбор типа пружины определяется требующейся характери-
стикой. Если мембрана или сильфон в мембранных и сильфон-
ных регуляторах находятся под перепадом давления, прямо про-
порциональным регулируемому параметру, применяется цилинд-
рическая пружина, обеспечивающая линейную характеристику
во всем диапазоне регулирования. Если же перепад давления
изменяется по квадратному (или вообще по степенному закону)
при изменении заданного параметра, то для расширения диапа-
зона регулирования (при сохранении чувствительности регуля-
тора) целесообразнее применять конические пружины.
В центробежных маятниках используются цилиндрические и
конические пружины. Для выяснения особенностей работы маят-
ника с цилиндрической и конической пружиной рассмотрим еще
раз работу центробежного маятника. Центробежная сила грузи-
ков, приведенная к пружине, как известно', зависит от квадрата
числа оборотов (рис. 3.20, а). Под действием центробежной си-
лы пружина будет осаживаться (сжиматься), причем каждому
числу оборотов будет соответствовать своя осадка (ход) пру-
жины.
В маятнике с цилиндрической пружиной, поскольку ее харак-
теристика линейная, изменение числа оборотов на постоянную
величину Дн будет вызывать различную осадку пружины при
различном числе оборотов (Asi>As2, см. рис. 3.20, б). Это оз-
Рис. 3.20. К выяснению особенностей работы центробежного
маятника с цилиндрической и конической пружинами
243
начает, что и чувствительность центробежного маятника * в этом
случае будет изменяться при изменении числа оборотов: с
уменьшением числа оборотов чувствительность уменьшается, а с
увеличением — увеличивается.
В связи с этим область автоматической работы центробежно-
го регулятора с цилиндрической пружиной приходится ограни-
чивать небольшим диапазоном числа оборотов \п~^ (0,7-4-
0,8)«max], в пределах которого обеспечивается приемлемая чув-
ствительность регулятора.
В центробежном маятнике с правильно подобранной кониче-
ской пружиной ее осадка при изменении числа оборотов на по-
стоянную величину Ан в области различных чисел оборотов бу-
дет примерно одинаковой (Asi^As2, см. рис. 3.20, в). Таким об-
разом, центробежный регулятор с конической пружиной будет
обладать примерно постоянной чувствительностью в широком ди-
апазоне изменения числа оборотов. Отмеченные свойства кони-
ческих пружин говорят об их преимуществах в регуляторах. Од-
нако конические пружины имеют большой недостаток—их слож-
но изготовлять. Основная трудность — это получение требуемой
характеристики. Даже при изготовлении точных цилиндрических
пружин для регуляторов неудовлетворительные характеристики
получаются почти у 30% пружин, а у конических пружин еще
больше. Конические пружины требуют индивидуальных оправок
для каждой пружины в отдельности, в то время как цилиндри-
ческие пружины можно навивать на общую оправку с последу-
ющей разрезкой и заделкой концов. Поэтому в ряде случаев
применяют цилиндрические пружины, заведомо сужая диапазон
регулирования. Пружины изготавливают из стальной проволоки
ОВС, 3X13 и Х18Н10Т, а в более ответственных случаях — из
50ХФА. Навивку пружин осуществляют обычно холодным спосо-
бом.
2. РАСЧЕТ МЕМБРАН
Основной задачей, с которой сталкиваются при расчете мемб-
ран, является определение зависимости прогиба мембраны от
действующих от нее усилий.
В качестве простейшего примера рассмотрим круглую пло-
скую мембрану постоянной толщины, защемленную по контуру
и нагруженную равномерно распределенной нагрузкой
р даН/см2 (рис. 3.21). Предполагается, что срединная поверх-
ность мембраны нерастяжима. Это возможно, если прогибы мем-
браны весьма малы, т. е. остаются значительно меньше толщи-
ны мембраны (sojh<1/5), а ее упругая поверхность представляет
собой поверхность четвертого порядка. Наибольший прогиб
* Под чувствительностью центробежного маятника понимаем • отношение
&s/An. Чувствительность зависит от вида пружины и ее жесткости. Величина
Ап ограничивается тактико-техническими требованиями. Величина As выбира-
ется исходя из конструкции регулятора.
244
мембраны в этом
ны):
случае будет при р = 0 (т. е. в центре мембра-
so
64.0
(3.21)
где —жесткость мембраны при изгибе.
Или с учетом выражения для D:
3 1 — р2 £4
s0=-—р----- ---
16 Е Л3
(3.22)
Прогибы применяемых на практике мембран обычно не толь-
ко соизмеримы с ее толщиной, но в несколько раз ее превосхо-
дят. Так, мембраны толщиной 0,2—0,3 мм имеют рабочие проги-
бы до 1,5—2 мм.
Р
Рис. 3.21. Круглая плоская
мембрана
Поэтому становится неверным предположение о нерастяжи-
мости срединной поверхности. Для больших перемещений (до-
$о/^<4) решение основано на предположении, что упругая
поверхность мембраны являете^ той же самой поверхностью
четвертого порядка, как и при малых перемещениях, но величи-
на максимального прогиба будет некоторой искомой функцией
давления р, отличной от ранее принятой прямо пропорциональ-
ной зависимости. )
Рассмотрим два основных случая заделки мембраны: глухую
и свободную.
Для свободной заделки мембраны была получена зависи-
мость (приводим без вывода) (32]:
рР^ __ 16 so । 6 / sp \ з _ з 23V
ЕЛ4 3(1 — р.2) h. ' 7 \ h J ’ ( 7
для глухой заделки:
РР* = 16 £о_ । 2 23 —9р. / s0 \з
ЕМ 3 (1 — р2) h "Г 21 1 — р \ h / 1
Из выражений (3.23) и (3.24) видно, что давление р связано
с максимальным прогибом кубической зависимостью. На рис.
3.22 даны графики зависимости -^- = f ‘ Кривые
показывают, что с возрастанием прогиба жесткость мембраны
увеличивается. При свободной заделке одно и то же давление
вызывает прогибы большие, чем при глухой. Зависимость, дава-
245
емая теорией малых перемещений, показана на рис. 3.22 в виде
прямой.
Для абсолютно гибких мембран без жесткого центра
(So//i>10) упругая поверхность значительно меняет свою форму
по мере увеличения п,рогиба. В этом случае достаточно хорошее
приближение дает формула Генки:
-^-=3,45^Г.
£Л4 \ h )
(3.25)
Для абсолютно гибкой мембраны с центральным усилени-
ем (жестким центром) справедлива зависимость:
pR*__
Е№ ~~
(3. 26)
где Д=/(ц; г).
Рис. 3.23. Прогиб абсолютно гибкой
мембраны в зависимости от давления
для различных отношений r/R
Рис. 3.22. Прогиб мембраны в зависи-
мости от давления
На рис. 3.23 дана зависимость прогиба абсолютно гибкой не-
расслабленной мембраны от давления для различных отноше-
— г
НИЙ г =
При рассмотрении характеристик мембран мы полагали, что
£ = const, т. е. не изменяется при деформации. Однако для ряда
материалов (резина, пластики) Е=£const. В этом случае зависи-
мость s=f(p) определяется экспериментально.
246
Как указывалось выше, при гибких мембранах обычно уста-
навливают калиброванные пружины, увеличивающие жесткость-
всей системы. Чтобы подобрать для данной мембраны пружину,
необходимо знать величину перестановочного усилия,,
которое позволит также судить о способности мембраны к прео-
долению усилий, действующих со стороны связанных с ней де-
талей и приводимых ею в движение. Пусть на гибкую мембрану
действует перепад давлений А/? =/?2—Pi (рис. 3.24). Тогда уси-
лие Рц.м, действующее в центре мембраны и уравновешивающее-
давление на нее, будет, складываться из усилия Р’^м , урав-
новешивающего давление на участке эластичной мембраны от
г до R, и усилия Р”м, уравновешивающего давление на
центральную (жесткую) часть мембраны. Из условия равнове-
сия кольцевого элемента dQ получим
„=2nQrfQA р •
“• R—г
После интегрирования получим
R
г
Кроме того,
Рн.м=Д/’ЛГ2‘
Полное усилие Рц.м равно
Р„, = Р' +Р- I +f.1 = ЯА^
Ц.М цм I Ц.М I 2 I I “А" g
Рис. 3.24. К определению эффек-
тивной площади мембраны
Рц.м^^ДЛ’лР2, (3.27)
где
£л/^==Рэфф(3. 28) —эффективная площадь мембраны;
коэффициент
k= 1 + r+--< 1 (3. 29)
3
можно назвать коэффициентом активности мембраны.
247
С учетом реальных свойств материала мембраны коэффици-
ент k будет отличаться от найденного теоретического значе-
ния.
3. ВЫБОР РАЗМЕРОВ СЙЛЬФОНА
Общий вид сильфона показан на рис. 3.25.
Упругие свойства сильфона характеризуются зависимостью
хода (осадки) сильфона от действующего усилия. Графическое
изображение этой зависимости называется характеристикой
сильфона.
Как видно из рис. 3.26, характеристика сильфона в ее рабо-
чей части (между точками А и В) может быть представлена в
виде прямой, проходящей через начало координат. На этом уча-
стке жесткость сильфона P/s остается постоянной величиной-
При чрезмерном возрастании сжимающего усилия начинается
посадка гофр сильфона до соприкосновения (точка Л) и жест-
кость сильфона резко увеличивается (рис. 3.26, 3.27).
При чрезмерных растягивающих нагрузках вследствие боль-
ших деформаций (точка В) жесткость сильфона также увеличи-
вается. Форма чрезмерно сжатого и растянутого сильфона по-
казана на рис. 3.27. Жесткость сильфона определяется его
геометрическими размерами и упругими свойствами мате-
риала.
Сильфон с мелкими гофрами и толстыми стенками не спосо-
бен к большим перемещениям. В таком сильфоне потеря упру-
гих свойств материала наступит раньше, чем произойдет посадка
гофра при сжатии или значительное изменение их формы при
растяжении. При этом линейный участок характеристики сокра-
щается
248
До нагружения
Сжатие Растяжение
Рис. 3.27. Форма сильфона при
чрезмерном сжатии и растяжении
В пределах линейной части характеристики сильфон при пря-
мом и обратном ходе обнаруживает некоторое последействие —
петлю гистерезиса (штриховая линия на рис. 3.26). Однако это
последействие обнаруживается лишь при осевом нагружении
сильфона без внутреннего давле-
ния среды и к тому же его величи-
на незначительна. В случае на-
гружения сильфона избыточным
давлением характеристика петли
гистерезиса не имеет.
Для установления ’соответст-
вия между усилием Р на сильфо-
не и давлением р среды вводится
понятие эффективной, площади
ГЭфф. Экспериментально установ-
лено, что очень близкое совпадение с действительностью дает
следующая зависимость для эффективной площади ГЭфф:
Лфф=^ (3-30)
где
/?ср= . (3.31)
Тогда усилие, развиваемое сильфоном, будет равно:
P=^pF^=^R^. (3.32)
Величина осадки (деформации) $ для однослойного сильфона
под действием осевой силы Р определяется выражением
s== р , (3.33)
Eh0 htf 4
+ Я2 ^2 + Eq
где ц — коэффициент Пуассона;
Е — модуль упругости материала;
ho — толщина стенки на внутреннем диаметре (толщина за-
готовки) ;
z — число полных рабочих гофр;
а — угол складки гофра (угол уплотнения).
Коэффициенты Ао, At, А2 и Во являются функциями парамет-
ров m=r/Rm и k=RJRm (рис. 3.28, 3.29); угол а складки силь-
фона (в радианах) в ненагруженном состоянии определяется
предварительно по отношению (см. рис. 3.25):
а==~“|~~ : (/?н-/?вя-2г). (3.34)
249
Формула (3.33) дает лишь приближенную величину прогиба
-сильфона, так как из-за сложности технологического процесса
•его изготовления толщина стенки получает местные изменения
Рис. 3.28. Зависимость коэффици-
ентов Ао и Во от k и т
Рис. 3.29. Зависимость коэффициентов
At и А2 от k и т
Рис. 3.30. Силь-
фон с установ-
ленной в нем
пружиной
(до 10%) и не может быть выражена в жестких
допусках. Если по тем или другим соображениям
жесткость системы желательно увеличить, во
внутренней полости сильфона устанавливают ви-
тую цилиндрическую пружину (рис. 3.30).
В этом случае осевая сила Р воспринимается
частично сильфоном (Рс), а также пружиной
(Рпр):
Р = Рс + Рщ>-
Обозначим жесткость сильфона kc=Pu/sc и
жесткость пружины &пр =-Рпр/^пр- -
При совместной работе сильфона и пружины
Ре Aip р
sc=snD=s =—-=---------=--------- ,
Ас &пр + йпр
откуда
р _ Pk^ р — Р*пр
kc + ^пр ₽ + ^пр
С учетом равенства (3.33) и выражения для жесткости вин-'
товой цилиндрической пружины (£пр=-------где G — модуль
250
сдвига; d — диаметр провЪлоки; D—диаметр пружины
сечений проволоки; I — число рабочих витков) получим
ный прогиб сильфона с пружиной:
5 =----------------------?---------------------- .
Ehv • 1 / „ , „ Ло2 \ Gd*
1 2 (Л — а А + «2А + Bq I +
1 — (х2 г \ кн2 / оич
по осям
суммар-
(3.35)
ГЛАВА XI
УСИЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Как указывалось выше, в регуляторах непрямого действия
незначительная выходная мощность измерительного устройства
(чувствительного элемента) позволяет с помощью усилителей,
использующих вспомогательную энергию, подводимую к регуля-
тору, обеспечить необходимую мощность для создания достаточ-
но больших перестановочных усилий на регулирующих органах.
Существующие усилительные устройства, в зависимости от
рода вспомогательной энергии, могут быть гидравлически-
ми, пневматическими и электрическими.
Гидравлические усилители просты по своему принципу дейст-
вия и доведены до большого конструктивного и технологическо-
го совершенства. Поэтому в настоящее время они получили наи-
большее распространение в системах автоматического управле-
ния и регулирования двигателей.
Гидравлические усилители выполняют в виде различных зо-
лотников, сопел с заслонками, качающихся струйных трубок и с
отклоняющими ножами, а также их комбинаций.
В качестве носителя энергии в гидравлических усилителях ис-
пользуется (в зависимости от системы регулирования) минераль-
ное масло или керосин, которые подаются насосом под опреде-
ленным давлением.
Когда чувствительные элементы выдают на выходе электри-
ческие величины, применяют электромагнитные и электронные
усилители различного типа.
1. ЗОЛОТНИКОВЫЕ УСИЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Управляющий элемент такого усилительного устройства (зо-
лотник) жестко связан с чувствительным элементом и при рав-
251
новесном режиме находится в положении, при котором каналы
подвода рабочей жидкости к исполнительному механизму пере-
крыты. При изменении величины регулируемого параметра чув-
ствительный элемент создает выходное усилие, достаточное для
перестановки управляющего элемента в другое положение. При
этом рабочая жидкость под постоянным давлением направляет-
ся в соответствующую полость исполнительного механизма.
В то же время другая полость исполнительного механизма сооб-
щается со сливом. В результате на регулирующем органе соз-
дается необходимое перестановочное усилие.
По принципу действия золотники могут быть двухпозицион-
ными и непрерывного действия.
Двухпозиционный золотник обеспечивает установку исполни-
тельного механизма (сервопоршня) только в два крайних поло-
жения (на упорах).
Золотник непрерывного действия позволяет устанавливать ис-
полнительный механизм в любое промежуточное положение в
пределах его рабочего хода.
Конструктивно золотники могут быть выполнены поворотны-
ми или поясковыми. При этом золотниковая втулка (гильза)
может быть неподвижной или подвижной в соответствии с об-
щей схемой построения регулятора.
Пав о р от н ы е золотники. Иногда по конструктивным
соображениям более удобным оказывается вращательное дви-
жение золотника. В этом случае золотник выполняется в виде
цилиндра с пазами, сделанными на его боковой поверхности (см.
рис. 3.31). Золотник расположен в гильзе, на боковой поверхно-
сти которой есть ряд прямоугольных или специально спрофили-
рованных окон.
Работает поворотный золотник наподобие многоходового
пробкового крана; при его повороте одна полость сервопривода
соединяется с полостью рабочего давления, а другая — со сли-
вом, либо изолирует эти полости.
Недостатком поворотных золотников является то, что рабочее
давление жидкости создает боковое давление на золотник, ко-
торое приводит к появлению значительных сил трения. Улучше-
ние уравновешенности поворотного золотника связано с его кон-
структивным усложнением и увеличением габаритов. Поэтому
в системах регулирования двигателей такие золотники не полу-
чили широкого распространения.
Наибольшее распространение получили так называемые пояс-
ковые золотники.
Поясковый золотник представляет собой шток с несколькими
поясками (буртиками), которые с малым зазором по наружному
диаметру входят в гильзу золотника (радиальный зазор между
поясками и внутренней поверхностью гильзы порядка десятка
микрометров и меньше) и составляют вместе плунжерную пару.
252
Шток с поясками часто называют плунжером золотника или
просто золотником. .
Поясковый золотник сравнительно прост и удобен в изготов-
лении. Существенным достоинством его является то, что благо-
даря симметричному подводу рабочей жидкости перестановка
его не требует большого уси-
лия, так как силы трения в
нем невелики.
Конструктивное выпол-
нение поясковых золотни-
ков очень разнообразно.
Количество поясков зависит
от числа сервомоторов, кото-
рыми управляет золотник, и
схемы его включения в гид-
росистему усилителя.
На рис. 3,32, а показана
схема пояскового золотника,
в котором с сервомотором
сообщается лишь одна каме- Рис- 3-31- Схема ^воротного золотника
ра. В зависимости от направ-
ления смещения золотника из среднего положения эта камера
сообщается с подводом рабочей жидкости или со сливом. Такие
золотники применяются для управления сервомоторами, в кото-
рых сила действует постоянно вводном направлении.
Рис. 3.32. Схемы поясковых золотников
На рис. 3.32, б показана схема пояскового золотника более
распространенного типа — с двумя управляемыми каналами,
соединенными с соответствующими полостями сервомотора. Ра-
бочая жидкость подводится в полость между управляющими по-
ясками. Эта схема золотника позволяет иметь наименьшее коли-
чество поясков, а потому является наиболее простой.
253
Для сравнения на рис. 3.32, в приведена схема такого же зо-
лотника, но в этом случае одним из поясков перекрывается окно
напорного канала, а окна камер, соединяющихся с полостями
сервомотора постоянно открыты. Тело золотника здесь длиннее,
имеет три пояска, что более сложно, хотя число отсекающих
кромок, а значит, перекрытий и точных осевых размеров в золот-
нике остается таким же, как и в схеме на рис. 3.32, б.
Иногда третий поясок делают по конструктивным соображе-
ниям, например как поршень вспомогательного сервомотора в
золотнике с усилением. В этом случае схемы бив практиче-
ски равноценны.
Иногда применяют совмещенные золотники, имеющие общее
тело золотника и много полостей, соединяющихся с различными
сервомоторами. Такие золотники применяют, когда нужно обес-
печить определенную последовательность автоматического дей-
ствия различных, не связанных между собой механически, серво-
моторов. Кроме управляющих (распределительных) поясков, на
золотнике могут быть выполнены специальные уплотняющие по-
яски, расположенные по краям плунжера. Эти пояски обеспечи-
вают к тому же лучшую направленность тела золотника и иск-
лючают возможность его перекосов и заеданий. Золотник в этом
случае получается длиннее, но зато гильза может быть выполне-
на открытой с обоих концов, что облегчает ее изготовление.
Окна в гильзе золотника выполняют круглыми или прямо-
угольными. Круглые окна более технологичны, однако они не
позволяют получить линейную зависимость площади проходного
сечения от перемещения плунжера; общее проходное сечение по-
лучается меньше, чем в прямоугольных окнах при высоте окон,
равной диаметру круглых.
Высота прямоугольных окон небольшая, а ширина — в виде
части дуги окружности поперечного сечения гильзы — значи-
тельная. В самом начале отклонения золотника от равновесного
положения в гильзе с прямоугольными окнами открывается зна-
чительное сечение для прохода жидкости, что может привести к
резкому изменению положения сервопоршня и перерегулирова-
нию (забросу регулируемых параметров). Поэтому в современ-
ных золотниках еще часто встречаются круглые окна, обеспечи-
вающие более плавный подвод рабочей жидкости к сервомотору.
Окна в гильзе выполняют равномерно по окружности так,
что между ними остаются перемычки, не только сохраняющие
цельность гильзы, но и служащие направляющими для золот-
ника.
Чтобы избежать заеданий золотника, он должен направлять-
ся только по гильзе (а не по двум или нескольким поверхно-
стям) и иметь минимальное количество, по возможности, разне-
сенных центрирующих поясков. Эти пояски не обязательно долж-
ны быть одновременно и распределительными, а могут делаться
254
специально на краях золотника и являться одновременно уплот-
няющими.
Высота поясков золотника может быть не равна высоте рабо-
чих окон гильзы. Половина разности этих размеров называется
перекрытием золотника (на сторону). В связи с этим различают
три типа золотников.
1. С положительным перекрытием, когда ширина поясков на
плунжере больше, чем высота или диаметр окон в гильзе (рис.
3.33, а).
Рис. 3.33. Схемы поясковых
золотников с различными
перекрытиями:
а—с положительным перекрыти-
ем; б—идеального;' в—с отрица-
тельным перекрытием *
2. С нулевым перекрытием, когда ширина поясков равна вы-
соте или диаметру окон в гильзе (см. рис. 3.33, б).
3. С отрицательным перекрытием, когда ширина поясков
меньше высоты или диаметра окон в гильзе (см. рис. 3.33, в).
'Золотник с положительным перекрытием называется непро-
точным. При нейтральном положении таких золотников испол-
нительный механизм отсекается от насоса и рабочая жидкость,
практически несжимаемая, зрпирает его в определенном поло-
жении. Поэтому золотники с положительным перекрытием полу-
чили также название отсечных.
Расходная характеристика непроточных золотников (рис.
3.34, а) имеет зону нечувствительности, равную величине пере-
крытия, что является их недостатком. Применяют такие золот-
ники, когда утечки рабочей жидкости при нейтральном положе-
нии золотника или на некоторой части хода золотника (в преде-
лах перекрытия) должны быть минимальными, а также жест-
кость (чувствительность к нагрузке) должна быть достаточно
высокой. К недостаткам непроточных золотников нужно отнести
их чувствительность к внешним температурным условиям: при
пониженной температуре повышается вязкость рабочей жидко-
сти, находящейся в замкнутых полостях длительное время (на
установившемся режиме работы), что может привести к отказам
в работе.
Золотники с нулевым перекрытием называются идеальными.
Расходная характеристика идеальных золотников (см. рис.
3.34, б) линейная и не имеет зоны нечувствительности. Однако
изготовление золотников, у которых ширина пояска в точности
255
равна высоте окна в гильзе, связано со значительными техноло-
гическими трудностями.
Более рациональны золотники с отрицательным перекрытием.
В отличие от первых двух типов золотников, где происходят утеч-
ки рабочей жидкости лишь из-за наличия радиальных зазоров,
в зслотниках с отрицательным перекрытием даже в нейтральном
положении имеется перепуск рабочей жидкости от насоса через
золотник на слив. Поэтому золотники с отрицательным перекры-
тием часто называют проточными золотниками.
Наличие в золотниках с отрицательным перекрытием холос-
того перетока рабочей жидкости повышает до некоторых преде-
лов чувствительность усилителя. Однако это влечет за собой не-
Рис. 3.34. Расходные ха-
рактеристики поясковых
золотников:
а—с положительным пере-
крытием; б—идеального; в~
с отрицательным перекры-
тием
производительный расход мощности потока рабочей жидкости,
подведенной к усилителю. Кроме того, при изменении нагрузки
на исполнительном механизме, управляемом таким золотником,
возможно изменение положения подвижных частей исполнитель-
ного механизма при неизменном положении плунжера золот-
ника, что недопустимо в системах автоматики. С этим явлением
борются при помощи жестких отрицательных обратных связей
между исполнительными механизмами и золотником.
Расходная характеристика золотника с отрицательным пере-
крытием имеет излом- (см. рис. 3.34, в) на участке хода, равном
величине отрицательного перекрытия. Поскольку в золотниках
величина перекрытия не превышает 10—20 мкм, то это позволя-
ет приблизить расходную характеристику золотника к линейной
(при постоянном давлении питания). У отсекающих кромок зо-
лотников, работающих вблизи среднего положения, рабочая
жидкость протекает с большими скоростями, сопровождающи-
мися значительным падением давления. Если при этом статиче-
ское давление в струйках жидкости падает ниже давления упру-
гости паров этой жидкости, то возникает кавитация, вследствие
чего происходит эрозионный износ кромок. Разрушение отсекаю-
щих кромок поясков у позиционных золотников меньше, чем у
золотников непрерывного действия. Для уменьшения разруше-
ния кромок плунжер золотника и гильзу выполняют из твердого
материала. Повышенная твердость материала золотниковой па-
ры необходима также для устранения возможности повреждений
256
рабочих поверхностей твердыми частицами, встречающимися в
рабочей жидкости.
Золотниковые пары должны сохранять свои первоначальные
размеры без коробления или изменения объема при работе и
хранении, так как даже, незначительные перекосы и искривление
золотника и гильзы могут привести к резкому увеличению тре-
ния и к заеданию.
В качестве'материала золотниковой пары могут быть исполь-
зованы цементируемые, а лучше—азотируемые стали (азотиро-
вание не вызывает значительных напряжений в деталях). Такие
пары материалов как стадь и бронза здесь неприменимы из-за
различных коэффициентов температурного расширения *.
Для управления гидравлическим усилителем с золотником не-
обходимо приложить-определенное усилие, чтобы плунжер пере-
мещался с определенной скоростью и преодолевал действующие
на него силы: инерции, трения и воздействия потока рабочей
жидкости на золотник.
Сила инерции определяется массой плунжера и ускорением,
с которым плунжер должен перемещаться.
Сила трения вызвана трением боковой поверхности поясков
о внутреннюю поверхность гильзы. При работе соприкасающих-
ся поверхностей в условиях обильной смазки, что и наблюдается
в золотниковых усилителях, особенно работающих на минераль-
ном масле, можно считать, что трение является жидкостным.
Для уменьшения сил трения необходима высокая чистота рабо-
чих поверхностей и точность изготовления.
Чистота рабочих поверхностей золотниковых пар после окон-
чательной отделочной операции должна быть VII—V14, а точ-
ность обработки — 0,001—О,Q05 мм.
Правильность геометрической формы и окончательные раз-
меры обеспечиваются притиркой.
Если гильза запрессовывается в корпус, то окончательная
обработка рабочих поверхностей должна производиться в узле.
Зазоры в золотниковой паре при работе на масле должны сос-
тавлять 0,005—0Д40 мм, щ на керосине — 0,008—0,014 мм (при
таких зазорах обеспечивается герметичность и свобода переме-
щений). Золотник и гильза с подобранными зазорами становят-
ся невзаимозаменяемыми.
Эффективным мероприятием для уменьшения сил трения яв-
ляется относительное вращение золотника и гильзы, так как при
этом устраняется сила трения покоя, а сила трения движения
(сила вязкого трения о жидкость) невелика, к тому же при от-
носительном вращении золотника и гильзы эта сила направлена
противоположно относительной скорости, т. е. по спирали. Полу-
чил распространение также способ вибрационной линеаризации,
* Исключение составляют азотируемые стали аустенитного класса, напри-
мер сталь 4X14HI14B2M, имеющие коэффициент температурного расширения
близкий к бронзе.
значительно снижающий влияние сил трения на работу усили-
теля. Сущность этого способа заключается в том, что плунжеру
золотника или гильзе сообщаются вынужденные колебания с
малой амплитудой (порядка 0,1 мм) и относительно большой
частотой (80—100 Гц). Вынужденные колебания могут быть соз-
даны механическим путем, а также при помощи электрических
или гидравлических вибрационных контуров.
Иногда считают, что плунжер золотника, вследствие симмет-
ричного подвода рабочей жидкости, практически разгружен от
усилий со стороны рабочей жидкости. Это справедливо лишь
при малых давлениях и расходах рабочей жидкости. При значи-
тельных же давлениях рабочей жидкости и больших расходах
Рис. 3.35. Распределение давле-
ний на торцы поясков золотни-
ковой пары:
а—при втекании жидкости; б—при
истечении жидкости
становятся ощутимыми неуравновешенные силы на плунжерах,
возникающие при обтекании потоком внутреннего пространства
золотника. Физический смысл возникновения осевой неуравнове-
шенной силы на плунжере золотника можно упрощенно объяс-
нить следующим образом: при прохождении жидкости через ра-
бочее окно золотниковой пары ее истечение (а также втекание)
из камеры золотника происходит под некоторым углом 0 <90° к
оси золотника. При этом из-за сужения струи жидкости и изме-
нения скорости ее истечения (втекания) изменяется давление на
торцах поясков (рис. 3.35) и возникает гидродинамическая сила,
которая стремится переместить золотник в сторону закрывания
щели, т. е. противодействует усилию, созданному управляющим
элементом. Эта сила будет неодинакова при разных положениях
золотника. Величина и направление реактивной струи жидкости
зависят также от конструкции золотника и формы отсечных кро-
мок. Для компенсации неуравновешенной силы применяют про-
филирование силовой камеры золотника (рис. 3. 36). При этом
искусственно создается осевая сила, направленная против неурав-
новешенной силы. Действие осевой неуравновешенной силы
можно указанным способом уменьшить, однако достигнуть пол-
ной компенсации практически не удается.
Значительное влияние на работу гидравлических усилителей
с золотником оказывает склонность рабочих жидкостей к обли-
терации, т. е. заращиванию с течением времени проходного
сечения потока активными частицами, выделяющимися из про-
текающей рабочей жидкости. Облитерация вызывается адсорб-
цией на стенках канала поляризированных молекул жидкости,
которые, накладываясь слой за слоем на твердую поверхность
258
материала канала, образуют граничный слой, отличающийся по
своим свойствам от свойств самой рабочей жидкости. В частно-
сти, напластованные слои поляризованных молекул приобретают
определенную прочность.
Толщина h граничйого сдоя (рис. 3.37) при установившемся
режиме облитерации может превышать 10 мкм.
Наращивание молекул при облитерации происходит постепен-
но во времени с разной интенсивностью. Ход процесса облитера-
ции зависит не только от физических свойств данной жидкости
(склонности образования ассоциаций поляризованных молекул),
К исполнительному
На слив От насоса
Рдс. 3.36. Профилирование
золотника для компенсации
осевой силы
Рис. 3.37. Схема облитера-
ции кольцевой щели
но и от материала стенок канала, от расхода рабочей жидкости
и ее температуры, от размеров- и формы проходных сечений и
т. д. Полностью процесс облитерации не исследован до сих пор.
Однако установлено, что с увеличением расхода рабочей жидко-
сти путем повышения перепада давлений до и после проходного
сечения, а*также при увеличении температуры (за счет умень-
шения вязкости) интенсивность облитерации возрастает. Рабо-
чая жидкость имеет большую склонность к облитерации при
протекании по металлическому каналу. Если облитерацию каким-
либо способом устранить, то при дальнейшем протекании рабо-
чей жидкости она сновд повторяется. Облитерация наблюдается
не только в капиллярных щелях, размеры которых соизмеримы
с толщиной адсорбированных слоев полярных молекул, но и в
больших проходных сечениях. В этом случае происходит не толь-
ко адсорбция полярных молекул на твердых стенках канала, но
и концентрация в проходном сечении крупных асфальто-смоли-
стых образований, способствующих засорению проходного сече-
ния твердыми частицами, отфильтровывающихся на наслаиваю-
щихся рядах полярных молекул. Этим можно частично объяс-
нить заращивание проходных сечений порядка 0,1—0,3 мм.
Облитерация рабочей жидкости в кольцевых зазорах между
плунжером золотника и гильзой создает дополнительные силы,
которые необходимо преодолевать при управлении золотником.
6* 259
Величина этих усилий тем больше, чем больше площадь поверх
кости проходного сечения, на которой напластовываются поляр
ные молекулы. Усилие от облитерации возрастает со временем
в течение которого пояски золотника, омываемые рабочей жид
костью, находились в покое. При этом проходное сечение
вследствие увеличения толщины граничного слоя из полярны?
молекул, сужается, вплоть до полного сращивания граничны?
слоев при полной облитерации. В этом случае дополнительное
усилие страгивания плунжера, вызванное облитерацией, дости-
гает максимальной величины. При смещении плунжера разру-
шается прослойка из полярных молекул и усилие, вызванное
облитерацией, становится меньше. Для борьбы с облитерацией
применяют так же, как и для борьбы с трением покоя, относи-
тельное вращение гильзы и золотника, а также создание отно-
сительных возвратно-поступательных или поворотных движений
сопрягаемых поверхностей (с малой амплитудой и некоторой
частотой) или создание импульсных потоков рабочей жидкости.
2. УСИЛИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА ТИПА «СОПЛО-ЗАСЛОНКА»
Усилительное устройство этого типа (рис. 3.38) состоит из
дросселя 4 с постоянным проходным сечением, сопла 2 с заслон-
кой (клапаном) 1 и промежуточной камеры 3. Сопло с заслон-
кой являются дросселем с переменным проходным сечением.
Рис. 3.38. Принципиаль-
ная схема гидросистемы
с усилителем «сопло—за-
слонка» и конфигурация
рабочего сопла
Рабочая жидкость подается в усилитель от источника пита-
ния под постоянным давлением р0, протекает через дроссель,
промежуточную междроссельную камеру и вытекает через сопло
при наличии зазора между торцом сопла и заслонкой.
Междроссельная камера соединена с рабочей полостью 5 ис-
полнительного механизма.
Заслонка перемещается за счет чувствительного элемента ре-
гулятора. При этом меняется зазор 6 между торцом сопла и за-
слонкой; вместе с ним изменяется расход рабочей жидкости,, пе-
репускаемый соплом и давление Pi в междроссельной камере.
260
При изменении давления pi приводится в движение исполни-
тельный механизм.
Гидравлический усилитель «сопло—заслонка» имеет свои
статические и динамические свойства. В статическом режиме
каждому положению заслонки относительно сопла соответствует
определенное давление в междроссельной камере. В статических
режимах работы усилителя расход Qi жидкости через дроссель
с постоянным сечением равен расходу Q2 жидкости через сопло
с заслонкой, так как расход Q = 0 (при неподвижном сервомото-
ре). Тогда имеем:
Qi=tVi '
где pit — коэффициент расхода через жиклер с постоянным про-
ходным сечением /1=лл'2/4.
Q2—Р'г/а J/ ~(Pi Ръ),
где р2— коэффициент расхода через сопло с заслонкой; при ма-
’ лых перемещениях заслонки можно считать, что пло-
щадь проходного сечения между соплом и заслонкой
f2 — nd2?>.
Так как Q1 — Q2, то
iiifij/r-^-(p0-Pi)=^A]/r-^(Pi-P^) >
>
откуда
„ Н2 / 12Ро + И22 /22Р2
Л1 Н12/12 + Н22/22
Обозначим
k= — \
Ро fl
Тогда
1 + л(— V/'2
' Р^Ро------------------• (3.36)
/ Мл \ 2
1 + — /'2
\Н /
Полученное равенство (3.36) представляет собой статическую
характеристику гидравлического усилителя «сопло—заслонка».
Коэффициенты р.1 и рг зависят от геометрических форм проход-
ных сечений и от числа Рейнольдса Re.
261
Для дросселя постоянного сечения в виде отверстия во втул-
ке с отношением l/d^.3 и для чисел Re= 100-4500 коэффициент
щ = 0,6-40,7.
Для площади f2 коэффициент расхода можно вычислять по
формуле:
1,095
, (3.37)
305,5
Re1’25
где
Re = -^-; (3.38)
v — кинематический коэффи-
циент вязкости рабочей
жидкости.
Вид статической харак-
теристики усилителя «соп-
ло — заслонка» показан на
рис. 3.39.
Рис. 3.40. Проливочные характеристи-
ки элемента «сопло—заслонка»
Рис. 3.39. Статиче-
ская характери-
стика усилителя
Изменение положения заслонки относительно сопла вызыва-
ет изменение давления pi и незаторможенный исполнительный
механизм приходит в движение. При этом Qi#=Q2, так как часть
рабочей жидкости начинает поступать к исполнительному меха-
низму. В этом случае
Q2 = Qi±Q.
В гидравлическом усилителе «сопло—заслонка» струя рабочей
жидкости, истекающая из сопла, оказывает силовое воздействие
на клапан-заслонку, что является одной из специфических осо-
бенностей работы усилителей этого типа.
На рис. 3.40 показаны проливочные характеристики элемен-
та «сопло—заслонка» для различных перепадов давлений при
262
температуре рабочей жидкости /ж = 504-55° С, а на рис. 3.41 —
проливочные характеристики сопла-заслонки с постоянным соп-
ротивлением, включенным последовательно перед соплом, для
различных давлений рй на входе (избыточное давление р2 на вы-
ходе постоянное и. равно нулю).
Рис. 3.41. Проливочные харак-
теристики сопла—заслонки с
постоянным сопротивлением,
включенным последовательно
перед соплом
Рис. 3.42. Схема двухкаскадно-
го усилителя «сопло—заслон-
ка» и золотник с синхронной
пружинной связью
Гидроусилитель «сопло—заслонка» отличается высокой чув-
ствительностью, быстродействием, стабильностью характеристик
при изменении температуры. Затрачивая небольшое усилие на
перемещение заслонки (см. рис. 3.40 и 3.41), можно управлять
на выходе усилителя значительной мощностью потока рабочей
жидкости. Недостаток этого гидроусилителя состоит в значи-
тельном расходе жидкости через сопло (особенно при больших
давлениях подачи), что приводит к необходимости увеличивать
мощность нагнетающей гидросистемы и. снижает к. п. д.
Применение сопла с заслонкой в схемах многокаскадного
усиления позволило улучшить статические и динамические свой-
ства систем автоматики. Это определило дальнейшее использо-
вание усилителей этого типа.
На рис. 3.42 показана схема двухкаскадного усилителя с соп-
лом—заслонкой и поясковым золотником. На этой схеме / и 5 —
263
постоянные гидравлические сопротивления, 2 и 4—регулируемые
гидравлические сопротивления (сопла с заслонкой). Под влия-
Прем выходного импульса чувствительного элемента заслонка 3
смещается из нейтрального положения в ту или другую сторону.
При этом меняются давления pi и р/' в междроссельных поло-
стях и на торцах золотника 6 создается перепад давлений, сме-
щающий золотник. Перемещение золотника синхронизируется с
перемещением заслонки при помощи пружин 7: чем больше отк-
лонение заслонки, тем больше смещение золотника.
При перемещении заслонки от нейтрального положения в
другую сторону направление движения золотника также изменя-
ется на обратное.
3. СТРУЙНЫЕ ГИДРОУСИЛИТЕЛИ
Действие струйных гидроусилителей основано на преобразо-
вании кинетической энергии быстро движущейся струи жидкости
в потенциальную энергию давления, которое используется в ис-
полнительном механизме для совершения необходимой опера-
ции. Для исключения попадания в рабочие полости исполни-
тельного механизма воздуха вместе со струей жидкости
применяется затопленная струя, когда напорные сопла и окна
приемных 1каналов находятся все (время в жидкости.
Статическое давление на входе в напорное сопло расходуется
на сообщение струе жидкости определенной скорости и на прео-
доление гидравлических сопротивлений при течении внутри
сопла.
Из теории свободных турбулентных струй известно, что в яд-
ре круглой струи жидкости, вытекающей из выходного сечения
конического насадка диаметром d, будут сохраняться постоян-
ные скорости, причем длина, на которой в струе еще сохраняется
это ядро постоянных скоростей, определяется равенством
Z=4,19rf * (3.39)
Эта длина определяет максимальное расстояние между срезом
напорного сопла и входными окнами приемных каналов. При
выборе этого расстояния меньше 4,05с? степень использования
кинетической энергии струи практически не увеличивается.
На рис. 3.43 приведены схемы усилителей струйного типа.
Усилитель с качающейся струйной трубкой (см. рис. 3.43, а)
имеет трубку с коническим сужающимся насадком, которая мо-
жет поворачиваться в центрах (в одной плоскости). Напротив
конического насадка расположена плитка с двумя приемными
соплами. При попадании струи рабочей жидкости в отверстия
приемных сопел значительная часть ее кинетической энергии
преобразуется в энергию давления. При нейтральном положении
трубки струя жидкости вытекает из нее симметрично относитель-
264
но приемных сопел, что обеспечивает равенство давлений в обе-
их полостях исполнительного механизма.
При повороте трубки струя жидкости будет смещаться в сто-
рону и статическое давление в приемных каналах будет менять-
ся: в одном—возрастать, а в другом падать. Таким образом, об-
разуется рабочий перепад давлений на исполнительном меха-
низме.
а—с качающейся трубкой; б—с отклоняющим ножом; в—профили отклоняющих ножей
Для уменьшения реактивного действия струи жидкости, вы-
ходящей на слив из отводного сопла приемника, оси приемных
отверстий рекомендуется располагать не точно в плоскости кача-
ния трубки. При этом, однако, следует следить за симметрично-
стью их расположения для получения симметричной статической
характеристики усилителя й более полного использования мощ-
ности потока подведенной жидкости.
На рис. 3.44 показана характеристика струйной трубки при
неподвижном исполнительном механизме. Каждому отклонению
s струйной трубки от нейтрального положения соответствуют
определенные давления р^ и р2 рабочей жидкости в полостях за
приемными соплами.
Штриховой линией показана характеристика в координатах
Др=/(5).
В напорное сопло рабочая жидкость подается под постоян-
ным давлением рВх=4-?8 даН/см2 и с постоянным расходом
Qbx=3-t-8 л/мин. Диаметр напорного сопла dc = l-j-2 мм и угол
265
конусности составляет 6—7°. При этих условиях на выходе из
сопла струя жидкости имеет скорость 30—50 м/с.
Давление питания ограничивается из-за возникновения неза-
тухающих колебаний трубки, вызываемых пульсацией потока
жидкости.
При давлении питания рвх = 94-12 даН/см2, что соответствует
числу Рейнольдса для прямолинейного участка трубки
Re = 23204-2700, появляются автоколебания. При тщательном
выполнении конического насадка возбуждение колебаний умень-
шается (в этом случае при давлении рвх = 154-25 даН/см2 неза-
Рис. 3.44. Статическая характе-
ристика струйного усилителя с
качающейся трубкой при не-
подвижном исполнительном ме-
ханизме
тухающие колебания отсутствуют). Демпфированию колебаний
трубки способствует полное или частичное затопление трубки.
Несмотря на то, что струйная трубка воспринимает давление
и реактивную силу струи, трение в поворотных осях трубки мало
(Л4тр^25-КН даН-см) и для ее управления достаточно прило-
жить к ней усилие чувствительного элемента всего в несколько
сантиньютонов.
В качестве нагрузки в струйном усилителе с качающейся
трубкой может быть использован золотник второго каскада уси-
ления.
На рис. 3. 43, б показана схема струйного гидроусилителя с
отклоняющим ножом. Отклоняющий нож, жестко связанный с
чувствительным элементом, установлен между двумя соосно рас-
положенными и жестко фиксированными соплами (напорным и
приемным).
Рабочая жидкость под давлением поступает в напорное соп-
ло, а затем в приемное сопло, где кинетическая энергия преоб-
разуется в потенциальную энергию давления.
В равновесном положении окончание отклоняющего ножа на-
ходится на оси сопел. При смещении ножа в сторону от нейт-
рального положения струя жидкости отклоняется, вместе с этим
будет меняться и давление в полости за приемным соплом. Та-
ким образом, давление в рабочей полости является функцией
положения ножа относительно оси сопел.
266
На рис. 3.43, в показаны некоторые возможные профили от-
клоняющих ножей. Для ножа каждого профиля существует одно
положение между соплами, при котором характеристика р± =
=f(s) будет оптимальной.
Исследования прказали, что более тонкий нож позволяет
4. МАГНИТНЫЕ
И ЭЛЕКТРОННЫЕ УСИЛИТЕЛИ
В регуляторах, чувствительные элементы которых дают на
выходе электрические величины, могут быть использованы элект-
ромагнитные и электронные усилители различного типа. Такие
усилители находят применение, например, в регуляторах темпе-
ратуры, скорости вращения и т. д.
Магнитные усилители основаны на изменении величи-
чины индуктивного (реактивного) сопротивления в цепи пере-
менного тока (в цепи нагрузки), что достигается изменением
магнитной проницаемости ферромагнитных материалов под дей-
ствием сравнительно малого изменения подмагничивающего то-
ка в управляющей обмотке.
На рис. 3.46 приведена упрощенная схема регулятора скоро-
сти вращения с магнитным усилителем. Трех стержневой сердеч-
ник усилителя небольшой мощности изготавливается из железо-
никелевых сплавов типа пермаллой.
Для мощных магнитных усилителей применяется листовая
трансформаторная сталь, однако коэффициент усиления их неве-
лик.
Управляющая обмотка расположена на среднем стержне сер-
дечника и питается подмагничивающим постоянным током от
измерительного устройства (чувствительного элемента).
267
На крайних стержнях сердечника расположены обмотки пе-
ременного тока.
При увеличении величины подмагничивающего тока умень-
шается индуктивное сопротивление обмоток в цепи переменно-
го тока и усиливается ток в цепи нагрузки. Таким образом, в
магнитных усилителях небольшими токами подмагничивания в
управляющей обмотке можно управлять большими токами в це-
пи нагрузки.
Частота питающего переменного тока обычно выбирается 50,
400 или 500 Гц. Питание переменным током большей частоты
позволяет уменьшить массу и габариты магнитного уси-
лителя.
Магнитные усилители надежны и просты в эксплуатации и
не требуют предварительной подготовки перед включением в ра-
Магнитный. усилитель
Рис. 3.46. Схема электрического регулятора скорости враще-
ния с магнитным усилителем
боту, не боятся влажности и вибраций, имеют большую чувстви-
тельность и допускают значительные перегрузки, в них отсутст-
вуют подвижные части.
К недостаткам магнитных усилителей относятся их заметная
инерционность (особенно у мощных усилителей) и малое вход-
ное сопротивление, что ограничивает область применения маг-
нитных усилителей.
Электронные усилители. Основой электронных уси-
лителей являются электронные лампы.
Электронная лампа представляет собой стеклянную или ме-
таллическую колбу, из которой выкачан воздух. Внутри лампы
имеется нить накала (катод), анод и промежуточные электроды,
расположенные между катодом и анодом. Нить накала нагрева-
ется протекающим по ней током от источника питания или спе-
циальным нагревательным элементом.
Нагретый до высокой температуры катод обладает свойством
излучать со своей поверхности свободные электроны (электрон-
ная эмиссия).
268
Вокруг катода расположен анод в виде металлического ци-
линдрика или коробочки. Анод подключен к положительному по-
люсу источника энергии. Благодаря этому он притягивает к се-
бе электроны, вылетающие из катода. (Сам анод не накален и
электронов не испускает). Таким образом создается анодный
ток.
Для прохождения тока через вакуум необходимо иметь дос-
таточно высокое напряжение тока на аноде (значительно выше
напряжения накала).
Промежуточные электроды, расположенные между катодом
и анодом, выполняются в виде спиралей. Раньше эти электроды
делались в виде сетки и название «сетки» сохранилось. В зави-
симости от назначения лампы устанавливается различное коли-
чество сеток. Электронные лампы различают по общему числу
электродов, в том числе катода и анода. Отсюда название ламп:
диод, триод и т. д.
Сетка служит-для управления потоком электронов, летящих
от катода к аноду. Если на сетку подать отрицательный заряд,
то анодный ток значительно уменьшится. При положительном
заряде на сетке анодный ток возрастает. Таким образом, пода-
вая на сетку лампы слабое переменное напряжение от измери-
тельного устройства регулятора, мы можем управлять анодным
током, мощность которого значительно больше мощности элект-
рических колебаний в цепи сетки.
По своему назначению электронные усилители делятся на
усилители переменного тока и усилители
постоянного тока.
В качестве усилителей переменного тока могут применяться
электронные усилители с трансформаторной связью между кас-
кадами (рис. 3.47). Электронная лампа 1 состоит из анода 2, ка-
тода 3, управляющей сетки 4 и специального нагревательного
элемента 5 катода. Анод подключен к положительному полюсу
источника электроэнергии постоянного тока +Еа. Анодной на-
грузкой служит трансформатор Тр, позволяющий использовать
усилитель с усилением не только по напряжению, но и по мощ-
ности. Сопротивление Л?2 применяется для улучшения характе-
ристики усилителя; оно может и отсутствовать. Сопротивление
R и емкость С применяются у ламп с косвенным подогревом ка-
тода и с целью смещения потенциала на управляющей
сетке.
Для настройки на заданное значение потенциала на сетке
между сеткой и катодом устанавливается сопротивление 7?i.
Входное напряжение f7BX поступает от измерительного уст-
ройства регулятора на сетку. Выходное напряжение 1/вых посту-
пает на исполнительный механизм (сервомотор), приводящий в
движение регулирующий орган регулятора.
269
При трансформаторной связи появляются фазовые искаже-
ния и возникает необходимость экранирования для уменьшения
влияния внешних магнитных полей. Поэтому применяют такие
усилители, как правило, в выходных каскадах для усиления
мощности при индуктивной нагрузке.
Наибольшее распространение среди электронных усилителей
переменного тока получили усилители - с реостатно-емкостной
связью между каскадами (рис. 3.48). Эти усилители просты по
конструкции и позволяют изменять параметры в широких пре-
делах.
Рис. 3.47. Принципиальная схема
электронного усилителя перемен-
ного тока с трансформаторной
связью между каскадами
Рис. 3.48. Схема электронно-
го усилителя переменного
тока с реостатно-емкостной
связью
Кроме усилителей переменного тока, применяются электрон-
ные усилители постоянного тока.
Один из таких усилителей — усилитель с непосредственной
подачей напряжения постоянного тока на сетку электронной
лампы (рис. 3.49).
Недостатком усилителей постоянного тока является наличие
постоянной составляющей в выходном напряжении, обусловлен-
ной напряжением анодного питания, а также дрейф характери-
стик электронных ламп. В многокаскадных усилителях постоян-
ного тока, выполненных по этой схеме, появляются трудности в
соединении каскадов из-за появления гальванической связи меж-
ду ними, что требует изолированных источников питания каждо-
го каскада.
Другим типом усилителя постоянного тока является усили-
тель напряжения переменного тока с модулятором на входе и
демодулятором на выходе, работающий на фиксированной несу-
щей частоте (рис. 3.50). В качестве модуляторов и демодулято-
ров применяются различные электрические и электромеханиче-
ские устройства, схемы некоторых из которых показаны на рис.
3.51 и 3.52.
270
Необходимым условием для работы такого усилителя явля-
ется равенство несущих частот опорного переменного напряже-
ния в модуляторах и демодуляторах.
Рис. 3.49. Схема элект-
ронного усилителя пос-
тоянного тока
Рис. 3.50. Схема усилителя постоян-
ного тока с модулятором / и демоду-
лятором 2
Электронные усилители на вакуумных лампах в большинст-
ве случаев миниатюрного или даже сверхминиатюрного типа,
выгодно отличаются от прочих типов усилителей ничтожно ма-
лой входной мощностью и совершенно незначительной инерци-
онностью. На электронных лампах могут быть легко и удобно
построены самые различные варианты схем. в. частности, осуще-
ствлено многокаскадное усиление.
Рис. 3.51. Схемы модуляторов:
а—‘электромеханический; б—выпрямитель-
ный
Основными недостатками электронных усилителей являются
низкий к. п. д. и малая выходная мощность .(редко выше 100—
Рис. 3.52. Схемы демодулято-
ров:
а—демодулятор иа диодах (полу-
Ттроводниках); б—демодулятор иа
электронных лампах
271
200 Вт), большой разброс параметров электронных ламп и чув-
ствительность электронных ламп к вибрационным нагрузкам
(отсюда ограниченные надежность и ресурс).
Поскольку работа электронных ламп связана с нагревом ка-
тода, то для обеспечения надежности работы усилителя необхо-
димо такие усилители охлаждать.
Более перспективными являются усилители на полупроводни-
ковых триодах (транзисторах) в силу их электрической эконо-
мичности, малых масс и габаритов, а также большой надежности
и прочности. Существенным недостатком полупроводниковых
усилителей является нестабильность их параметров, в частности
зависимость параметров от окружающей температуры.
ГЛАВА XII
ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Исполнительные механизмы регуляторов в виде сервомото-
ров предназначены для управления регулирующими органами.
В сервомоторе потенциальная энергия рабочей среды, подводи-
мая к нему от усилительного устройства, преобразуется в меха-
ническую или электрическую энергию, потребную для преодоле-
ния сопротивления жестко связанного с ним регулирующего ор-
гана.
По виду носителя энергии сервомоторы подразделяются на
гидравлические, пневматические и электрические, а'по виду дви-
жения исполнительного органа могут быть поступательного и
вращательного движения.
В системах регулирования газотурбинных двигателей наи-
большее распространение получили гидравлические сервомоторы
простые по конструкции и надежные в эксплуатации.
Гидравлические сервомоторы (гидроцилиндры) могут быть
двухстороннего и одностороннего действия. В цилиндрах двух-
стороннего действия перемещение подвижных элементов испол-
нительного механизма при прямом и обратном ходах осуществ-
ляется силой давления рабочей жидкости. В цилиндрах односто-
роннего действия рабочие детали перемещаются в одну сторону
силой давления рабочей жидкости, а в другую — усилием пру-
жины.
272
Подвижные элементы гидравлических исполнительных меха-
низмов поступательного движения выполняются в виде поршня
или мембраны. Поршни применяются в исполнительных механиз-
мах (гидроцилиндрах) с большим ходом подвижных деталей, а
мембраны — при относительно малых перемещениях. Иногда
вместо мембран применяются сильфоны.
Гидравлические исполнительные механизмы вращательного
движения обычно бывают двухстороннего действия. В таких ме-
ханизмах поворот выходного вала может осуществляться в ре-
зультате преобразования поступательного движения поршня во
Рис. 3.53. Схемы силовых гидроцилиндров
вращательное при помощи кривошипа и шатуна (в кривошипно-
шатунных механизмах угол поворота выходного вала меньше 90°)
либо путем поворота выходного вала жестко посаженной на нем
лопастью, на которую действуют силы давления рабочей жидко-
сти (лопастные механизмы позволяют поворачивать выходной
вал на угол до 300°). Существуют разнообразные гидравличе-
ские механизмы вращательного движения с неограниченным уг-
лом поворота выходного вала. Эти механизмы представляют со-
бой гидравлические двигатели (гидромоторы) и применяются
преимущественно в следящих системах.
Все виды движений в'исполнительных механизмах могут
быть получены также от различных электродвигателей и элект-
ромагнитных устройств (соленоидов), но их возможности для по-
лучения и передачи больших усилий и моментов более ограниче-
ны, чем в гидравлических сервомоторах.
На рис. 3.53 изображены основные схемы гидроцилиндров;
гидроцилиндры двухстороннего действия (а и б) и односторон-
него действия (в).
В некоторых случаях удобно применять так называемые диф-
ференциальные гидроцилиндры (см. рис. 3.53, г) у которых диа-
метр штока d — Dl]fl2. При этом условии гидроцилиндр развива-
ет равные максимальные усилия (без учета сил трения) при
273
движении в обе стороны. Рабочая площадь дифференциального
гидроцилиндра равна F — —~ (если d ф F)jV 2, рабочая пло-
, „ Л (£>2 _ rf2)
щадь будет равна г =—-—-------при движении поршня влево и
с-
г =—— —при движении поршня вправо).
Большое значение в системах автоматического регулирова-
ния имеет характер перемещения подвижных элементов гидрав-
лических исполнительных механизмов. Существуют исполнитель-
ные механизмы с ходом или углом поворота, пропор-
циональными входной координате гидравлического усилителя
(ход золотника, перемещение заслонки, угол поворота струйной
трубки и т. д.). Имеются исполнительные механизмы, у которых
скорость перемещения (поступательного или поворот-
ного) подвижных деталей пропорциональна входной координате
гидравлического усилителя.
Движение поршня исполнительного механизма двухсторонне-
го действия начинается в том случае, когда сила давления рабо-
чей жидкости становится больше нагрузки, приложенной к што-
ку, со стороны регулируемого элемента, силы трения и силы про-
тиводавления в нерабочей полости, т. е. в полости, из которой
жидкость идет на слив. Это условие может быть записано в виде:
pF^P+N+PnpFi, (3.40)
где р — давление рабочей жидкости в рабочей полости ис-
полнительного механизма;
Рпр — противодавление рабочей жидкости в нерабочей
полости исполнительного механизма;
F и Fi — эффективные (рабочие) площади торцов поршня;
Р — внешняя нагрузка на исполнительный механизм;
N — силы трения поршня о цилиндр и штока о сальник
(уплотнение штока).
Если нагрузка не изменила своего направления яри обратном
ходе поршня, то выражение (3.40) примет вид:
pF^P^N + p^F. (3.41)
Скорость перемещения поршня исполнительного механизма
зависит от эффективной площади F поршня и расхода Q рабо-
чей жидкости, поступающей от усилителя в рабочую полость ис-
полнительного механизма, т. е.
(3.42)
где т)об — объемный к. п. д. исполнительного механизма — учи-
тывает утечки через неплотности в деталях гидро-
цилиндра. Для эластичных уплотнений т]об~ I, для
274
металлических колец и других жестких уплотнений
Лоб «0,98.
Если задана скорость перемещения поршня, то потребная по-
дача рабочей жидкости будет равна
. (3.43)
%б
Для управления исполнительным механизмом двухсторонне-
го действия обычно применяются золотниковые или струйные
усилители. В дифференциальных схемах многокаскадного усиле-
ния возможно сочетание исполнительного механизма этого типа
с усилителем «сопло—заслонка».
Рис. 3.54. Скоростные характе-
ристики гидравличесной систе-
мы усилитель — исполнитель-
ный механизм двухстороннего
действия
Так как в золотниковых и струйных усилителях расход рабо-
чей жидкости на выходе пропорционален их входной координате
в значительном диапазоне ее изменения, то можно считать, что
исполнительный механизм двухстороннего действия относится к
механизмам со скоростью перемещения, пропорциональной вход-
ной координате усилителя (предполагается, что внешняя нагруз-
ка на исполнительный механизм остается постоянной).
Типичная зависимость установившейся скорости перемеще-
ния исполнительного механизма двухстороннего действия от
входной координаты усилителя в установившемся режиме рабо-
ты (скоростная характеристика системы усилитель—исполни-
тельный механизм) показана на рис. 3.54. Как видно, эта зависи-
мость в целом нелинейная. Она имеет зону нечувствительности
Д, равную при симметричной характеристике удвоенной абсо-
лютной величине sE порога нечувствительности, и участки насы-
щения, где скорость перемещения достигает своего максималь-
ного значения и уже не зависит от входной координаты. Входная
координата хн усилителя, соответствующая максимальной скоро-
сти перемещения, называется номинальной. Штриховой линией
показана идеализированная характеристика, позволяющая пред-
ставить систему усилитель—исполнительный механизм в виде
линейного звена. Каждой постоянной внешней нагрузке Р на ис-
полнительный механизм соответствует своя единственная скоро-
стная характеристика системы. Различным нагрузкам соответст-
275
вует семейство скоростных характеристик. При одной и той же
входной координате усилителя большей нагрузке на исполни-
тельный механизм соответствует меньшая скорость перемеще-
ния поршня. Применение гидравлических исполнительных меха-
низмов двухстороннего действия является одйим из способов
создания астатичности в системах автоматического регулирова-
ния.
Исполнительный механизм одностороннего действия (см. рис.
3.53, в) несколько отличается от исполнительного механизма
двухстороннего действия. В этом случае перемещение поршня
вправо начинается в том случае, когда
pF^P + N+Pnp, (3.44)
где р — давление рабочей жидкости на поршень;
F — площадь торца поршня;
Р — внешняя нагрузка на исполнительный механизм;
N — силы трения поршня о стенки цилиндра;
Рпр— усилие пружины, равное Рщ,— knv(s4-sn.3)
Здесь kap — жесткость пружины;
$ — рабочий ход поршня (пружины);
«п.з — предварительная затяжка пружины.
Движение поршня влево, если считать, что внешняя нагруз-
ка, ка^ и при движении вправо, приложена противоположно си-
лам давления жидкости и не изменяет свое направление, нач-
нется в том случае, если
PnP+P^pF + N. (3.45)
Для управления исполнительными механизмами односторон-
него действия применяется, главным образом, усилитель типа
сопло — заслонка и редко — струйный усилитель (в усилителе со
струйной трубкой одно приемное сопло заглушается).
Так как у этих усилителей выходное давление рабочей жид-
кости пропорционально их входной координате, а также каждо-
му давлению рабочей жидкости соответствует определенное по-
ложение поршня, то исполнительные механизмы одностороннего
действия представляют собой механизмы с перемещением, про-
порциональным входной координате усилителя (при неизмен-
ной внешней нагрузке).
На рис. 3.55 показана статическая характеристика системы
усилитель — исполнительный механизм одностороннего дейст-
ствия, работающей в статическом режиме работы (при постоян-
ной внешней нагрузке).
На значительном участке изменения координаты s (обозна-
ченном цифрами 1 и 2) статическая характеристика практически
линейна. Нелинейность характеристики в начале и в конце
обусловлена нелинейностью статической характеристики усили-
теля и в некоторой степени пружины, а также силами трения в
исполнительном механизме. Различным внешним нагрузкам на
276
исполнительный механизм будет соответствовать семейство ста-
тических характеристик.
Применение гидравлических исполнительных механизмов од-
ностороннего действия является одной из причин возникновения
статизма в системах автоматического регулирования и управ-
ления.
Большое влияние на работу исполнительных механизмом-
оказывают возникающие в них силы трения. Это влияние особен-
но заметно и нежелательно, когда движущие силы становятся
Рис. 3.55. Статическая
характеристика гидрав-
лической системы усили-
тель — исполнительный
механизм односторонне-
го действия
Рис. 3.56. Лабиринтное
щелевое уплотнение пор-
шня в цилиндре гидрав-
лического исполнитель-
ного механизма
соизмеримыми с силами трения^ что наблюдается при малых
рабочих давлениях, а также в начале движения исполнительно-
го механизма. Силы трения во многом зависят от характера уп-
лотнения подвижных деталей. Для-1 поршневых исполнительных
механизмов сила трения подвижных частей определяется трени-
ем поршня о стенки цилиндра и трением штока в сальнике. Для
щелевого или лабиринтного щелевого уплотнения сила трения
между поршнем и цилиндром (рис. 3.56) приближенно может
быть найдена по формуле
Nn=aDbqy.x, (3.46)
где D — диаметр цилиндра;
b — ширина поршня;
q-—давление поршня на стенки цилиндра;
р,т — коэффициент трения.
Среднее значение коэффициента q может быть принято равным
0,1 даН/см2, а коэффициента трения — 0,05.
Для уплотнения, выполненного в виде металлических колец,
сила трения поршня о цилиндр равна:
NK=aDbK(ipK-\-p)v-x, (3.47)
где Ьк — ширина кольца (размер по оси цилиндра);
277
i — количество колец;
рк—контактное давление кольца на поверхность цилиндра;
р—давление жидкости в рабочей полости исполнительно-
го механизма.
Значение коэффициента трения в этом случае может быть
принятым:
цт = 0,07 — для исполнительных механизмов с большой ско-
ростью перемещения поршня;
цт = 0,15 — для тихоходных исполнительных механизмов.
Рис. 3.57. Наиболее распростра-
ненные типы манжет для уп-
лотнения поршней в гидравли-
ческих цилиндрах:
а—V-образная; б—Г-образиая;
в—шевронная: а-Т-образная
При применении резиновых и фторопластовых манжет силу
трения поршня о цилиндр можно определять по формуле
^=л£>А/?р,т, (3.48)
где h — высота манжеты (вдоль оси цилиндра).
В этом случае коэффициент трения зависит от типа манжеты и
ее конструктивных особенностей (рис. 3.57).
Среднее значение коэффициента трения для манжет из рези-
ны цт=0,014-0,02, а для фторопластовых — цт = 0,03н-0,05.
Резиновые кольца, применяемые для уплотнения поршня в
цилиндре, могут иметь прямоугольную или круглую форму по-
перечного сечения.
Сила трения кольца /э поверхность цилиндра зависит от дав-
ления жидкости в рабочей полости, от радиального зазора,
твердости резины, ширины кольца и от качества обработки
внутренней поверхности цилиндра.
Сила трения, вызванная движением штока в сальнике, может
быть определена по формуле:
Nz = ndlk, (3.49)
где d — диаметр штока;
I — длина набивки сальника;
k — удельное сопротивление трения, отнесенное к единице
поверхности набивки, соприкасающейся со штоком.
278
Величину k принимают равной 1,0—1,5 даН/см2.
Сила трения в зависимости от конструкции цилиндра, типа
уплотнения и способа передачи усилия (т. е. от возможности
появления боковой нагрузки) составляет от 3 до 15% (в боль-
шинстве случаев ~5-н10%) от величины внешней нагрузки.
Во время нормальной работы любых гидравлических уст-
ройств, в частности гидравлических исполнительных механиз-
мов, в их полостях, заполненных рабочей жидкостью, не дол-
жен находиться воздух. Воздух может попасть в систему в виде
раствора в рабочей жидкости, а также в виде свободного газа
(«увлеченный» воздух). В первом случае частицы газов, состав-
ляющих воздух, занимают межмолекулярное пространство ра-
бочей жидкости. Увлеченный воздух может присутствовать в ра-
бочей жидкости в виде пузырьков, часто очень малого диаметра.
Содержание в гидросистеме растворенного воздуха зависит
от давления и температуры рабочей жидкости. При уменьшении
давления растворенный воздух выделяется из рабочей жидкости
и скапливается в карманах или наиболее высоких точках гидро-
системы, образуя воздушные подушки. В то же время, свобод-
ный воздух при повышенном давлении может растворяться
в рабочей жидкости, причем процесс растворения воздуха идет
значительно медленнее, чем его выделение из раствора. Наличие
в рабочей жидкости свободного и растворенного воздуха отри-
цательно влияет на работу гидравлической системы, вызывая
уменьшение производительности насосов, нарушение равномер-
ности хода исполнительных механизмов, повышенную окисляе-
мость минеральных рабочих жидкостей, изменение их вязкости
и сжимаемости, коррозию деталей и т. д.
Удалить из рабочей жидкости растворенный воздух просты-
ми способами практически не представляется возможным, так
как даже в обычных условиях (при атмосферном давлении)
рабочая жидкость содержит растворенный воздух. Увлеченный
в систему свободный воздух может быть удален из системы раз-
личными способами. Прежде всего необходимо при заполнении
гидросистемы рабочей жидкостью или после длительного пере-
рыва в эксплуатации перепускать рабочую жидкость через спе-
циальные штуцера, расположенные в верхних точках гидроси-
стемы и открываемые только на время заполнения системы.
Струя жидкости, проходя через открытые отверстия (обычно
закрытые пробками), вымывает воздух из полостей исполнитель-
ного механизма и гидросистемы в целом.
Возвратно-поступательное движение поршня силового цилин-
дра можно преобразовать в угловое перемещение. В качестве
преобразователя поступательного движения поршня в угловое
чаще применяется кривошипно-шатунный, а также кулисный
механизмы, обеспечивающие поворот выходного вала на необхо-
димый угол (обычно не более 60°).
279
На рис. рис. 3. 58 приведены некоторые схемы с гидроцилинд-
ром, движение поршня которых преобразуется в угловое пере-
мещение выходного вала.
На рис. 3. 58, а цилиндр закреплен шарнирно и, по мере про-
движения поршня, сам поворачивается. При такой кинематиче-
ской схеме отсутствуют добавочные силы со стороны поршня на
боковую поверхность цилиндра, однако возникает необходимость
применения гибких шлангов для подвода рабочей жидкости в ци-
линдр.
Рис. 3.58. Схемы исполнительных механизмов с преобразова-
нием поступательного движения во вращательное
На схеме рис. 3. 58, б шток цилиндра связан с поворотным
рычагом при помощи шатуна, а на схеме рис. 3.58, в шток свя-
зан с поворотным рычагом при помощи кулисы с радиальным
пазом. По мере отклонения поворотного рычага в двух послед-
них схемах от вертикального положения появляется боковая
составляющая нагрузки, вызывающая повышенную силу трения
и износ деталей, в частности уплотнений на входе штока в ци-
линдр. Если избежать боковых нагрузок нельзя, то надо увели-
чивать опорную поверхность штока в сальнике, а также увели-
вать расстояние I между поршнем в крайнем положении и сере-
диной опорной поверхности сальника (см. рис. 3. 58, б). В кулис-
ном механизме (см. рис. 3.58, в) боковая составляющая
нагрузки вызывает, кроме сил трения, еще изгиб штока. Все это
ограничивает допускаемый угол поворота выходного вала.
В качестве исполнительных механизмов в электрических си-
стемах автоматического регулирования используются электро-
двигатели (постоянного Тока с независимым возбуждением, по-
стоянного тока с последовательным возбуждением и двухфаз-
ные), принцип действия и теория которых известны из курса
электрических машин.
Поскольку элементы систем автоматического регулирования
непрерывно работают в неустановившихся режимах, исполни-
тельные электродвигатели, в отличие от электродвигателей, ра-
ботающих большую часть времени в установившемся режиме,
должны иметь пониженную инерционность. Поэтому для этих
двигателей характерен удлиненный ротор небольшого диаметра
280
(в асинхронных двигателях применяется полый тонкостенный
ротор).
Требуемая скорость перемещения регулирующего органа зна-
чительно ниже скоростей, развиваемых исполнительными элект-
родвигателями. Поэтому исполнительные электродвигатели, как
правило, сочетаются с понижающими редукторами, иногда со-
ставляя с ними единое конструктивное целое.
Для обеспечения быстродействия и надежности работы при
загустевании смазки, небольших заеданиях и т. д. выбирают
электродвигатели с некоторым запасом по мощности. Однако
надо иметь в виду, что более крупный электродвигатель обла-
дает большей инерционностью, а также имеет большие массу и
габариты.
Наряду с электромоторами в качестве исполнительных меха-
низмов широко используются электромагниты с поступательным
или поворотным перемещением рабочего органа.
ГЛАВА XIII
СТАБИЛИЗИРУЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Как известно, в ГТД все рабочие процессы протекают очень
быстро и поэтому при их регулировании требуется небольшое
время переходного процесса от одного режима к другому, т. е.
необходимы быстродействующие исполнительные механизмы.
Однако в этом случае может возникнуть недопустимый заброс
регулируемых параметров до значений выше или ниже равно-
весных, т. е. произойти перерегулирование, и регулятор стано-
вится непригодным.
Для уменьшения заброса регулируемых параметров при со-
хранении быстродействия сервомеханизма в регуляторы вводят
стабилизирующие устройства в виде жестких или гиб-
ких обратных связей.
Рассмотрим гидравлический регулятор скорости вращения
ТРД с центробежным маятником в качестве чувствительного эле-
мента и с жесткой обратной связью (рис. 3.59).
В системе питания топливом с шестеренным насосом (см.
рис. 3.59, а), регулирующим органом является профилирован-
281
ная игла 1, осуществляющая перепуск топлива. Игла переме-
щается в требуемое положение с помощью сервопоршня 2 и уси-
лительного устройства 4 золотникового типа. Золотник управ-
ляется центробежным маятником 5 (чувствительный элемент).
В системе топливопитания с плунжерным насосом (см.
рис. 3.59, б) сервопоршень 2 связан при помощи штока и шатуна
с наклонной шайбой насоса. При перемещении сервопоршня на-
клонная шайба поворачивается, что приводит к изменению хода
плунжеров и подачи топлива в систему.
На слаб
th
бака
Вход
радочеИ''
ук(1дкоста_
'На слУ/Г2
К форсункам
а)
Рис. 3.59. Конструктивная схема гидравлического регулятора скорости
вращения с центробежным маятником, имеющим жесткую обратную
связь:
а—в системе топливопитания с шестеренным насосом-, б—в системе топливопита-
ния с плунжерным насосом
Система жесткой обратной связи состоит из рычага 10 с осью
вращения 12, который связывает шток 9 сервопоршня с подвиж-
ной золотниковой гильзой 11, имеющей окна для прохода рабо-
чей жидкости к сервопоршню. Пружина '8 прижимает подвиж-
ную гильзу золотника к рычагу 10 и таким образом выбирает за-
зоры между элементами жесткой обратной связи.
Положение подвижной гильзы зависит от положения серво-
поршня. В данной схеме перемещение сервопоршня вниз вызы-
вает перемещение подвижной гильзы золотника вверх и наобо-
рот. Перемещение гильзы меньше перемещения поршня в отно-
282
шении djc плеч рычага обратной связи. На неработающем дви-
гателе пружина 3 удерживает сервопоршень 2 и иглу 1 перепу-
ска топлива (см. рис. 3.59, а) в крайнем нижнем положении,
при котором игла полностью перекрывает перепуск топлива из
магистрали, идущей к форсункам, на вход в насос 7. Подвижная
гильза 11 находится в крайнем верхнем положении. Золотник 4
под действием пружины 8 также смещен в крайнее верхнее по-
ложение. При этом полость А сервомотора соединяется кана-
лом а с подводящей магистралью, а полость Б — со сливом.
На установившемся (равновесном) режиме игла перепуска
устанавливается сервомотором в положение, при котором пода-
ча топлива в двигатель достаточна для работы с заданным чис-
лом оборотов ротора двигателя. Избыток топлива перепускается
на вход в насос. Подвижная гильза устанавливается в соответ-
ствии с положением сервопоршня и иглы. Золотник находится
в нейтральном положении по отношению к окнам подвижной
гильзы. Поскольку пояски золотника перекрывают окна в гиль-
зе, осуществляется гидравлический замок, предотвращающий
перемещение сервопоршня на установившемся режиме работы
двигателя.
При изменении условий полета можно проследить работу ре-
гулятора на примере движения элементов системы регулирова-
ния в переходном процессе, вызванном, например, уменьшением
высоты полета. При этом в начальный момент скорость враще-
ния уменьшается. Снижение скорости вращения приведет
к уменьшению центробежной силы грузиков чувствительного
элемента и перемещению золотника под действием пружины из
нейтрального положения вверх. Золотник открывает проход ра-
бочей жидкости в полость А и слив из полости Б, что приводит
к перемещению сервопоршня и иглы вниз и к уменьшению пере-
пуска топлива на игле. Одновременно рычаг обратной связи
смещает гильзу вслед за золотником, что приводит к уменьше-
нию площади щелей в золотнике для прохода рабочей жидкости
к сервопоршню, а это приводит к снижению скорости движения
сервопоршня.
Уменьшение перепуска топлива на игле вызывает увеличение
скорости вращения ротора двигателя, возрастание центробежной
силы грузиков и изменение направления движения золотника,
который начинает двигаться навстречу движению гильзы к ней-
тральному положению и т. д.
Таким образом, жесткая обратная связь помогает ликвиди-
ровать чрезмерные забросы регулируемого параметра (скорости
вращения) в процессе регулирования при быстродействующем
сервомоторе и предотвратить нежелательные колебательные про-
цессы. В процессе регулирования скорость вращения плавно при-
ближается к заданному значению без заброса.
Существенным недостатком регулятора непрямого действия
с жесткой обратной связью является то, что при окончании про-
283
цесса регулирования, вызванного изменением высоты (или ско-
рости) полета, скорость вращения не возвращается к заданному
значению: при неизменной настройке регулятора с уменьшением
высоты (или с увеличением скорости) полета она уменьшается
и наоборот.
Статическая ошибка (остаточная неравномерность регулиро-
вания) зависит от соотношения плеч dfc рычага обратной связи.
Она тем больше, чем больше это отношение. С уменьшением от-
ношения djc уменьшается и статическая ошибка. При этом, од-
нако, увеличивается склонность системы к колебаниям. В преде-
ле, когда d]c=Q, будем иметь регулятор без обратной связи.
Обычно отношение плеч рычага обратной связи лежит в пре-
d 1
делах—=---г
€ 6
1
10
. Для устранения статической ошибки приме-
няют регуляторы с гибкой (изодромной) обратной связью.
В конце процесса регулирования такого регулятора подвижная
гильза золотника занимает то же положение, что и в начале ре-
гулирования (т. е. отсутствует статическая ошибка регулирова-
ния).
На рис. 3.60 показана принципиальная схема гидравличе-
ской системы регулирования с регулятором скорости вращения
с гибкой обратной связью. Для осуществления гибкой обратной
связи рычаг 10 обратной связи сочленяют не со штоком серво-
поршня, как в регуляторе с жесткой обратной связью, а со што-
ком 9 поршня 13 изодрома. Шток поршня изодрома выполняет
одновременно функцию золотника, управляющего подачей рабо-
чей жидкости в полость В между сервопоршнем и поршнем изо-
дрома или сливом ее из этой полости.
При смещении поршня и золотника изодрома вниз рабочая
жидкость поступает по каналу е, кольцевой проточке золотника,
каналу ж и через дроссельный пакет 15 в межпоршневую по-
лость В. При верхнем положении золотника изодрома его коль-
цевая проточка сообщает полость В со сливом (через дроссель-
ный пакет и далее по каналу ж).
На неработающем двигателе управляющий золотник 4 удер-
живается пружиной 8 чувствительного элемента в крайнем верх-
нем положении на упоре центробежных грузиков. При этом по-
яски золотника располагаются относительно окон гильзы так,
что полость А под поршнем изодрома сообщается с каналом под-
вода рабочей жидкости, а полость Б под сервопоршнем —со сли-
вом. Поршень и золотник изодрома удерживаются пружиной 14
в крайнем нижнем положении на упоре золотника изодрома. При
этом межпоршневая полость В сообщается проточкой золотника
изодрома с каналом подвода рабочей жидкости. Подвижная
гильза управляющего золотника своей пружиной сдвинута в
крайнее верхнее положение.
Сервопоршень регулирующего органа своей пружиной удер-
живается в крайнем нижнем положении, при котором игла пол-
284
ностью перекрывает отверстие перепуска топлива из магистрали
форсунок на вход в насос. При запуске двигателя в процессе вы-
хода его на установившийся режим, заданный предварительным
натяжением пружины 8, поршень изодрома под действием сил
давления рабочей жидкости (топлива) устанавливает элементы
обратной связи в нейтральное по-
ложение. В этом положении зо-
лотник изодрома своим нижним
пояском разобщает межпоршне-
вую полость В с магистралью
подвода рабочей жидкости,
а верхний поясок изолирует эту
полость от сливной. Сервопор-
шень иглы перепуска удерживает'
ее в положении, при котором рас-
полагаемая подача топлива в дви-
гатель достаточна для работы с
заданной скоростью вращения.
Пояски управляющего золотника
закрывают окна в гильзе, фикси-
руя положение сервопоршня и
поршня изодрома.
Рис. 3.60. Конструктивная схема гидрав-
лического регулятора скорости вращения
с центробежным маятником, имеющим
гибкую (изодромную) обратную связь
Пусть теперь вследствие, например, уменьшения высоты или
увеличения скорости полета скорость вращения уменьшалась
в начальный момент. Тогда грузики центробежного маятника
сойдутся и пружина 8 переместит управляющий золотник 4
вверх в положение, при котором рабочая жидкость начнет по-
ступать в полость А. В то же время полость Б сообщается со
сливом. В первый момент оба поршня 2 и 13 вместе с объемом
жидкости в межпоршневой полости В будут перемещаться с оди-
наковой скоростью вниз. Поскольку пружина все время прижи-
мает подвижную гильзу //к рычагу 10, то, по мере перемещения
золотника 9 изодрома вниз вместе с поршнем 13, гильза 11 будет
перемещаться вслед за управляющим золотником на предваре-
ние отсечки. Таким образом, в начальный момент регулятор рабо-
тает как регулятор с жесткой обратной связью.
Дальнейшее перемещение поршня 13 изодрома приводит
к открыванию канала подвода рабочей жидкости в межпоршне-
вую полость В, что приводит к увеличению объема этой полости
и к увеличению скорости движения сервопоршня 2 вниз по срав-
нению с поршнем 13 изодрома, а это приводит к увеличению
285
подачи топлива в двигатель и увеличению скорости вращения.
Вследствие этого управляющий золотник начнет перемещаться
вниз навстречу движению гильзы, и площадь окон гильзы для
прохода жидкости уменьшается, движение поршней замедляет-
ся. В положении отсечки (когда окна гильзы полностью пере-
крыты поясками управляющего золотника) оба поршня останав-
ливаются. Однако скорость вращения в это время еще не достиг-
ла заданного значения и продолжает увеличиваться. Поэтому
золотник 4, продолжая двигаться вниз к нейтральному положе-
нию, откроет подвод жидкости в полость Б, а полость А сообщит
со сливом. Оба поршня при этом изменяют направление своего
движения. Так как в межпоршневую полость продолжает посту-
пать рабочая жидкость, а полость А сообщается со сливом, пор-
шень изодрома будет двигаться к нейтральному положению бы-
стрее сервопоршня. Когда поршень изодрома с золотником изо-
дрома встанут в исходное нейтральное положение, подвод рабо-
чей жидкости в межпоршневую полость В прекратится. При
этом подвижная гильза управляющего золотника займет свое
первоначальное положение, и как только скорость вращения воз-
вратится к первоначальному значению, золотник 4 также станет
в первоначальное нейтральное положение.
В соответствии с изменением высоты полета сервопоршень
будет занимать другое (в данном примере более низкое) поло-
жение.
Таким образом, одному и тому же нейтральному положению
управляющего золотника (или одной и той же заданной скоро-
сти вращения) могут соответствовать различные положения сер-
вопоршня, в зависимости от высоты и скорости полета, т. е. ста-
тическая ошибка регулирования становится равной нулю*.
Как и в регуляторе с жесткой обратной связью, величина
перемещения гильзы управляющего золотника меньше величины
перемещения поршня изодрома в отношении die плеч рычага об-
ратной связи. При ходе поршня изодрома, равном примерно 3 мм,
и отношении плеч djc= 1/64-1/10 рычага обратной связи ход
подвижной гильзы составит 0,34-0,5 мм.
Необходимая скорость наполнения и опорожнения межпорш-
невой полости В в процессе регулирования обеспечивается уста-
новкой дроссельного пакета 15 или какого-либо другого сопро-
тивления на пути движения рабочей жидкости. В предельном
случае, когда диаметр отверстий пакета станет равным нулю
(гидравлическое сопротивление бесконечно велико), регулятор
превращается в регулятор скорости вращения с жесткой обрат-
ной связью.
* Регуляторы скорости вращения с изодромной обратной связью все же
обладают некоторой небольшой остаточной неравномерностью регулирования,
что объясняется влиянием силы пружин сервопоршня и поршня изодрома, а
также влиянием усилия от регулирующего органа.
286
В электрических системах автоматического регулирования,
не имеющих стабилизирующих устройств (см. рис. 3.46), каче-
ство переходных процессов может оказаться неудовлетворитель-
ным. Для повышения устойчивости и улучшения качества пере-
ходных процессов в схему необходимо включить стабилизирую-
Рис. 3.61. Схема дифференциру-
ющего контура (7?и — сопро-
тивление нагрузки дифференци-
рующего контура)
Сигнал
от ч.э.
щие устройства. Такими устройствами могут быть
дифференцирующий контур или изодромная обратная связь.
Дифференцирующий контур (рис. 3. 61), состоит из специаль-
но подобранных конденсатора С и сопротивлений R и RH. В слу-
чае регулирования температуры Т3* контур способствует повы-
шению устойчивости и качества переходных процессов и может
Рис. 3.62. Схема электрического регулятора темпера-
туры Ts* в ТВД с дифференцирующим контуром
компенсировать инерционность термопар. Поэтому термопар)’
в сочетании с дифференцирующим контуром можно рассматри-
вать как безынерционный элемент системы регулирования.
Так как дифференцирующий контур обладает значительным
сопротивлением, то после него необходимо ставить усилитель. На
рис. 3. 62 показана возможная (упрощенная) схема регулятора
температуры Т3* в ТВД с применением дифференцирующего кон-
тура.
287
Дифференцирующий контур может быть использован в каче-
стве стабилизирующего устройства не только в системах регули-
рования температуры, но также и в системах регулирования ско-
рости вращения и других параметров.
На рис. 3. 63 показана схема регулятора скорости вращения
сизодромной обратной связью. Изодром включает в
себя следующие элементы: батарею изодрома Еи, потенциометр
изодрома /?и, конденсатор изодрома Си и дополнительную обмот-
ку на центральном сердечнике магнитного усилителя.
Рис. 3.63. Схема электрического регулятора скорости
вращения с изодромной обратной связью
На установившемся режиме в цепи потенциометра изодрома
протекает постоянный ток, в дополнительной обмотке магнитно-
го усилителя ток отсутствует благодаря наличию конденсатора.
При переходном процессе, когда работает реверсивный мотор,
движок потенциометра перемещается вместе с ротором мотора и,
следовательно, изменяется напряжение на контуре, состоящем из
дополнительной обмотки магнитного усилителя и конденсатора
изодрома. Через дополнительную обмотку магнитного усилителя
начинает протекать ток. Так как эта обмотка намотана в проти-
воположную сторону по сравнению с основной управляющей
обмоткой магнитного усилителя, то магнитный поток основной
управляющей обмотки будет ослабляться и соответственно бу-
дет уменьшаться сила тока в обмотках переменного тока магнит-
ного усилителя и в цепи реле. Это приведет к более раннему
выключению реле и выключению реверсивного мотора, приводя-
щего в действие регулирующий орган. Таким образом, электри-
ческий изодром по своей работе аналогичен гидравлическому
изодрому.
Если из цепи обратной связи исключить конденсатор Си, то
получится схема регулятора с жесткой обратной связью. В этом
случае ток через дополнительную обмотку усилителя будет про-
текать не только во время переходных процессов, но и на уста-
новившихся режимах.
288
Следовательно, на установившихся режимах будет существо-
вать определенная статическая зависимость между скоростью
вращения ротора, определяющая ток в основной управляющей
обмотке магнитного усилителя, и положением регулирующего
органа, определяющим ток в дополнительной управляющей об-
мотке. Система регулирования сделается статической и не будет
обеспечивать поддержание постоянного значения скорости вра-
щения при изменении режима полета.
Схема и конструкция электрического изодрома несколько'
сложнее по сравнению с дифференцирующим контуром, но зато
коэффициент усиления усилителя может быть взят меньшим.
ГЛАВА XIV
МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ И НАСТРОИКИ
РЕГУЛЯТОРОВ
Как указывалось выше, действительные значения регулируе-
мых параметров сравнивают с заданными при помощи различ-
ных упругих элементов (пружин, мембран и сильфонов), а в
электрических регуляторах — при помощи эталонных сопротив-
лений или напряжений.
Предварительная установка указанных элементов произво-
дится узлами настройки регуляторов и определяет тот или иной
равновесный режим работы двигателя и начало автоматической
работы регулятора.
Наиболее простым способом настройки регуляторов является
создание предварительного нагружения (затяжки или натяже-
ния) пружин регулировочным винтом (рис. 3.64, а). После уста-
новки необходимого нагружения регулировочные винты стопо-
рятся контргайками, которые дают возможность зафиксировать
винт в любом положении. При этом способе настройки получает-
ся наиболее простая и легкая конструкция узла настройки, од-
нако в этом случае регулятор становится однорежимным или
предельным, т. е. со строго фиксированной (разовой) настрой-
кой). Дистанционное управление отсутствует.
Другой способ настройки — ступенчатый — можно получить
при помощи кулачкового механизма (см. рис. 3. 64, б). Регулятор
10 2977 280
в этом случае будет многорежимным (число режимов определяет-
ся числом выступов на управляющем кулачке).
Подобрав необходимую высоту выступов на кулачке, можно
настраивать регулятор на наиболее важные режимы работы дви-
гателя, например «малый газ», максимальный взлетный режим,
крейсерский режим и т. д., причем каждому режиму будет соот-
ветствовать определенный выступ на кулачке, создающий соот-
ветствующую затяжку пружины. Управление регулятором в этом
случае дистанционное.
Рис. 3.64. Различные способы предварительного нагружения пружин (настрой-
ки регуляторов)
Наконец, можно осуществлять непрерывную (бесступенча-
тую) настройку регулятора, который в этом случае носит назва-
ние «всережимный». Механизмы для непрерывной настройки
регуляторов достаточно разнообразны:
а) втулка с нарезанной на боковой поверхности зубчатой рей-
кой связана с пружиной. При повороте рычага и связанной с ним
шестерни рейка перемещается, изменяя затяжку пружины (см.
рис. 3. 64, в); s
б) две втулки, соприкасающиеся торцы которых выполнены
по винтовой поверхности; при повороте с помощью рычага управ-
ления одной из втулок другая перемещается вдоль оси, изменяя
затяжку пружины (см. рис. 3. 64, г);
в) специально спрофилированный эксцентрик (кулачок), по-
ворачивающийся вокруг оси при помощи рычага управления,
опускает опорную тарель и изменяет затяжку пружины (см.
рис. 3.64, д).
Управление регулятором непрерывной настройки дистанци-
онное. Изменение затяжки пружины посредством зубчатой рей-
ки, с помощью втулок с профилированными торцами или эксцент-
рика (кулачка) сопряжено с эксцентричным приложением на-
грузки на детали узла настройки регулятора и их перекосом, что
вызывает повышенное трение опорных поверхностей. Для вос-
приятия эксцентричной нагрузки, уменьшения перекоса и пре-
290
дотвращения заклинивания деталей требуется достаточная дли-
на опорных (направляющих) поверхностей.
Наименьшую эксцентричную нагрузку создает центральный
регулировочный винт или центральный винт в удерживаемой от
вращения втулке.
Затяжку пружины можно менять при автоматической пере-
настройке регулятора с изменением условий полета путем под-
вода гидравлического давления (перепада давлений) через пор-
шень, мембрану (мембранную коробку) или сильфон, переда-
ющих усилие на пружину. В этом случае нагрузка на пружину
будет передаваться без эксцентриситета. Однако ввиду возмож-
ной утечки рабочей жидкости, для поддержания необходимой на-
стройки требуется непрерывный подвод рабочей жидкости к та-
кому механизму настройки.
После настройки регулятора на определенный режим работы
важно сохранить установленную настройку. Однако в процессе
работы двигателя эта настройка может изменяться вследствие
повышения температуры рабочей жидкости в двигателе, нагре-
вания корпуса регулятора и его тепловых деформаций. При этом
заданная затяжка пружины центробежного маятника в регуля-
торе скорости вращения уменьшится, что приведет к уменьшению
числа оборотов двигателя. Восстановление заданного режима
работы требует дополнительногсгуцравления регулятором.
Избежать это явление можно компенсацией теплового рас-
ширения корпуса регулятора.
Одним из способов тепловой компенсации является примене-
ние термобиметаллических пластин, состоящих из двух слоев ме-
талла или сплавов с различными коэффициентами теплового рас-
ширения, сваренных между собой путем горячего проката по
всей плоскости соприкосновения. Слой металла или сплава
с большим коэффициентом теплового расширения (си) называет-
ся активным слоем, составляющая с меньшим коэффициентом
теплового расширения (аг)-—пассивным слоем. В некоторых
термобиметаллических пластинах между этими слоями допуска-
ется промежуточный слой толщиной 10—12% от общей толщи-
ны термобиметалла.
Термобиметалл выпускается в виде холоднокатаных лент и
полос толщиной от 0,1 до 2,5 мм.
Сочетание активного и пассивного слоев обусловливает основ-
ные свойства термобиметалла: чувствительность к изменению
температуры, температурный интервал службы и др.
Характеристики некоторых термобиметаллов даны в табл. 3. 3.
Здесь под коэффициентом чувствительности понимается услов-
ная разность коэффициентов теплового расширения активного и
пассивного слоев термобиметалла (щ — а2).
Элемент термобиметаллического компенсатора представляет
собой диск со срезанными с трех сторон сегментами (рис. 3.65).
При нагревании элемент принимает вогнутую форму.
Ю* 291
Марка термобнме- талла (в скобках старое обозначение) Рекомендуемый температурный интервал службы, °C (нагрев без нагрузки) Предельная температура нагрева, °C (без нагрузки) У дельный изгиб Д, гр а д'-1 Коэффициент чувствитель- ности, М’ 10е град~"1
ТБ1523(ТБ72) —60 ч-+200 450 0,15 21—25
ТБ1423(ТБЗ) -50 ч-+200 450 0,14 20—24
ТБ1323(ТБ1) —60 ч-+200 450 0,13 18,5—22,5
ТБ1243(ТБ04) —50ч-+200 450 -0,12 18—22
ТБ0953(ТБ4) —60 ч-+200 430 -0,09 12—16
ТБ083ЦТБ35) -50 ч-+400 450 0,075 10—13
В таблице даны значения удельного изгиба для интервала температур от 30 до 200 °C,
Угол <р (в радианах) может быть определен по формуле
<Р=#0/Д/°, (3.50)
где
_________6£1£г^1^2(^1 + ^2) (а1— 02)___. (3 51)
°- ^ElE2h1h2{hl+h2^ + (.Exh^ — E2h^ ' ( '
—t2=Af — увеличение температуры нагрева пластины.
Значение коэффициента k0 для каждого термобиметалла —
величина постоянная, имеющая максимальное значение при
(а,— аг) max И EihiЕ 2 —E2h22=0. Из
последнего равенства получим:
io
Рис. 3.65. Схема элемента тер-
^нобиметаллического компенса-
тора
*1 / В2
h2 У Ег
Термобиметаллические пласти-
ны, для которых выполняется усло-
вие (3. 52), носят название нормаль-
ных. Изготовляемые промышленно-
стью термобиметаллы обычно удов-
летворяют этому условию.
При нагружении нормальной
термобиметаллической пластины
внешними силами она деформирует-
ся, как сплошная с эквивалентным модулем упругости, рав-
ным
(3.52)
Е------. (3.53)
(/Б1 + /£2)2
Максимальные напряжения в слоях пластины определяются
простым суммированием напряжений, вызванных изменением
температуры и внешних сил.
292
Таблица 3.3
Удельное электросопро- тивление Q, Ом°мм2 Свойства составляющих термобиметалла
Активный слой Пассивный слой Промежуточный слой
марка модуль упругости даН/мм3 марка модуль упругости е2, даН/мм3 марка модуль упругости Es, да Н/мм2
м
0,77—0,82 20НГ 17500 36Н 15000
0,77—0,84 24НХ 19000 36Н 15000 — —
0,76—0,83 19НХ 19500 36Н 15000 — —
0,38—0,43 24НХ 19000 36Н 15000 НП-2 -21500
0,15—0,20 НП-3 21000 36Н 15000 — —
0,55—0,60 24НХ 19000 50Н 16500 —
а коэффициента чувствительности — от 30 ло 140 °C.
Поскольку стрела прогиба одной пластины невелика, то для
компенсации тепловых расширений корпуса регулятора обычно
используют несколько термобиметаллических пластин, объеди-
ненных в термопакет (рис. 3.66). Термопакет устанавливают
между корпусом регулятора и пружиной (точнее, между устрой-
ством для настройки регулятора и пружиной).
Впервые такой компенсатор был применен в регуляторе дви-
гателя РД10. В этом двигателе с регулятором без термоком-
пенсатора при повышении температуры масла с +40 до +120° С
число оборотов ротора уменьшалось на 150—180 об/мин, и для
поддержания необходимого числа оборотов требовалось непре-
рывное подрегулирование со стороны летчика (дополнительное
перемещение рычага составляло 4—5°). На рис. 3.66 показан
термопакет и его установка в регуляторе двигателя РД-10.
В электрических регуляторах узел настройки состоит из ба-
тареи настройки (£н) и переменного сопротивления (потенцио-
метра Дн, которое изменяется при помощи рычага управления
(управление дистанционное).
В рассмотренных ранее схемах (см. рис. 3. 46, 3. 62, 3. 63) узел
настройки размещался за усилителем. В этих схемах через уси-
литель проходят значительные токи, пропорциональные полной
величине регулируемого параметра. Если узел настройки разме-
стить непосредственно за чувствительным элементом до усилите-
ля, то можно уменьшить величину токов, проходящих через уси-
лительную часть схемы. В этом случае на усилитель будет пода-
ваться напряжение, пропорциональное отклонению от
заданного значения, а не полной величине регулируемого пара-
метра.
На рис. 3. 67 показаны схемы узлов настройки электрических
регуляторов, в которых на усилитель подается сигнал от чувст-
вительного элемента, пропорциональный отклонению регулируе-
293
мого параметра от заданного значения. На установившемся ре-
жиме электродвижущая сила, возникающая на чувствительном
элементе, уравновешивается с помощью батареи настройки по-
тенциометра и ток в цепи чувствительного элемента отсутствует,,
а входное напряжение на усилителе равно нулю. Ток в цепи чув-
ствительного элемента и напряжение на входе в усилитель появ-
ляются лишь при отклонении регулируемого параметра от задан-
ного значения.
Вид А
Рис. 3.66. Термопакет
из термобиметалли-
ческих пластин (а) в
его установка в регу-
ляторе (б):
/—кожух; 2—шайба ; 7—
шайба промежуточная;
4~ ’термобиметаллические
пластины; 5—тарелка;
6~ заклепка; 7—регули-
ровочный стакан; 8— пру-
жина; 9—термопакет;
10—регулировочная втул-
ка; //—валик иастройк»
Рис. 3.67. Узел настрой-
ки электрических регуля-
торов:
а—температуры 7 ; о—ско-
рости вращения
Дистанционное управление механизмами настройки может
осуществляться при помощи рычагов и тяг, роликов и тросов,
гидравлических устройств и, наконец, * электрических устройств
(реверсных моторов, соленоидов и т. д.). При этом важно, чтобы
управляющий элемент регулятора строго следовал за сигналом,
задаваемым летчиком или программирующим устройством. По-
этому в деталях управления должны отсутствовать люфты и дол-
жны быть предусмотрены элементы, позволяющие осуществить
тонкую регулировку поло Кения, при котором они устанавливают-
294
ся на регуляторе, что обеспечит требуемую синхронизацию поло-
жения рычага управления с задаваемым режимом. Особое зна-
чение регулировка положения рычага управления имеет для обес-
печения синхронной работы двух или более двигателей на
самолете при едином управлении.
Рис. 3.68. Рычаг управления дроссельным краном:
а—рычаг управления-, б—перестановка ры-
чага управления иа 1 зуб; в—^ксцеитрик
регулировочный
На рис. 3.68 показана типичная конструкция рычага управ-
ления, устанавливаемого на регуляторе. Рычаг имеет регулиро-
вочный эксцентрик с наружными шлицами, центр которого сме-
щен относительно отверстия для посадки на шлицевой валик.
Перестановка рычага на один зуб изменяет его угловое положе-
ние на 13°51', а перестановка регулировочного эксцентрика по
валику на один шлиц — на 13°20'. В итоге одновременной пере-
становки рычага и эксцентриковой втулки на один шлиц в раз-
ные стороны получаем угловое смещение рычага относительно
валика на 0°ЗГ. Указанная перестановка рычага одновременно
с угловым смещением изменяет плечо рычага в пределах вели-
чины, на которую смещена ось регулировочного эксцентрика.
Раздел четвертый
АГРЕГАТЫ ЗАПУСКА ГТД
ГЛАВА XV
ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА ЗАПУСКА ГТД
Некоторые типы двигателей, в том числе газотурбинные, не
могут самостоятельно начать работать и требуют для предвари-
тельной раскрутки их роторов посторонних источников энергии.
Для этой цели применяются пусковые устройства, которые рас-
кручивают ротор двигателя до такого числа оборотов, начиная
с которого двигатель может самостоятельно перейти на режим
малого газа.
Запуск ГТД представляет собой сложный процесс. Известно,
что чем выше температура Гг* газов перед турбиной, тем больше
мощность Ат турбины. Но даже при предельно допустимых зна-
чениях Г*тах в газотурбинном двигателе мощность турбины ста-
новится равной мощности, потребляемой на вращение компрессо-
ра и преодоление других сопротивлений, лишь при достаточно
больших числах оборотов, которые необходимо сообщить ротору
двигателя от внешнего источ-
ника энергии.
Рассмотрим изменение
мощностей турбины и сопротив-
лений газотурбинного двигате-
ля в процессе запуска (рис.
4.1).
Весь процесс запуска ГТД
можно разбить на три этапа:
1 этап — от числа оборотов,
«о начала запуска до оборо-
тов пг,
2 этап — от числа оборотов
Mj до оборотов п3;
3 этап — от числа оборотов.
ч3 до оборотов пм.г.
296
На первом этапе запуска ротор двигателя раскру-
чивается только за счет пускового устройства.
Из-за низких значений к. п. д. компрессора на этом числе обо-
ротов (вследствие нерасчетного обтекания лопаток потоком воз-
духа) мощность, потребляемая компрессором (основная часть
мощности сопротивлений), относительно возрастает.
Топливо в камеры сгорания на этом этапе не подается. Тем-
пература воздуха перед турбиной низкая (она несколько повы-
шается лишь за счет небольшого поджатия воздуха в компрес-
соре, но остается близкой к температуре окружающего воздуха).
Поэтому турбина двигателя не только не создает мощности, но
даже является тормозом, что особенно характерно для многосту-
пенчатых турбин ГТД.
С увеличениемчисла оборотов мощность сопротивлений ра-
стет и разность Nc — Nt увеличивается.
При достижении числом оборотов ротора двигателя значения
«1 создаются условия, при которых можно начинать подачу топ-
лива в камеры сгорания.
При числе оборотов tii топливные насосы двигателя создают
достаточное давление топлива *, чем обусловлен удовлетвори-
тельный его распыл в форсунках, надежное воспламенение и го-
рение. Устойчивая работа камеры сгорания обеспечивает поло-
жительную мощность турбины. Кроме того, при числе оборотов
«1 через двигатель идет уже достаточный расход воздуха, при
котором температура газов перед турбиной не возрастает выше
максимально допустимой величины Г*тах.
В момент достижения числа оборотов ротора (начало
второго этапа) открывается распределительный клапан
насоса и через вспомогательные контуры форсунок в камеры сго-
рания подается сначала пусковое, а затем основное топливо. При
воспламенении топливо-воздушной смеси температура газов пе-
ред турбиной резко (скачком) возрастает до значения Г*тах **,
мощность турбины также скачком увеличивается, но при этом
все еще остается меньше мощности сопротивлений.
При дальнейшем увеличении числа оборотов раскрутка рото-
* Топливные насосы ГТД кинематически жестко связаны с ротором дви-
гателя. Поэтому с началом вращения ротора двигателя одновременно начина-
ют вращаться и насосы. Подача же топлива на форсунки начинается лишь
при достижении определенного давления, т. е. при соответствующем числе
оборотов.
** Пусковая аппаратура подает на форсунки такое количество топлива,
при котором Т*Г^ТГ max- Кратковременное повышение температуры газов
при запуске двигателя до Т*гтах допустимо, так как перед запуском двига-
тель еще холодный и часть тепла идет на прогрев деталей. Кроме того, в пе-
риод запуска число оборотов ротора еще невелико и поэтому будут малы на-
грузки от центробежных сил. Однако это обстоятельство требует осторожного
проведения повторных запусков, следующих сразу же после неудавшегося за-
пуска.
297
ра двигателя происходит все еще в основном благодаря мощно-
сти пускового устройства. Вместе с тем мощность турбины бы-
стро растет и турбина принимает на себя все большую часть
нагрузки по раскрутке ротора двигателя.
При числе оборотов п2 мощность турбины становится равной
мощности сопротивлений. Однако отключать пусковое устройст-
во еще нельзя, так как при этом числе оборотов отсутствует за-
пас по температуре Тт* газов перед турбиной, за счет которого
можно было бы осуществлять дальнейшую раскрутку двигателя
без участия пускового устройства. Отключение пускового устрой-
ства при небольшом превышении числа оборотов п2 также недо-
пустимо, так как даже при незначительном ухудшении условий
работы двигателя (например, при увеличении потерь давления
воздуха на всасывании, при увеличении противодавления за тур-
биной в связи с установкой на самолете удлинительных выхлоп-
ных труб или при наличии ветра со стороны сопла и т. п.) мощ-
ность турбины окажется меньше мощности сопротивлений и дви-
гатель заглохнет.
Кроме того, дальнейшая раскрутка двигателя с числа оборо-
тов, незначительно превышающего значение п2, только бла-
годаря небольшой избыточной мощности турбины
привела бы к длительной работе двигателя при высоких темпе-
ратурах 7^^ и недостаточном охлаждении деталей.
Наконец, раскрутка двигателя с числа оборотов, незначитель-
но превышающего п2, только за счет небольшой избыточной мощ-
ности турбины заняла бы значительное время, что не
всегда допустимо с точки зрения тактико-технических требований
(ТТТ).
Поэтому ротор двигателя после достижения числа оборотов
п2 продолжает раскручиваться пусковым устройством совместно
с турбиной двигателя до числа оборотов п3.
При этом числе оборотов избыточная мощность турбины ста-
новится достаточной для дальнейшего разгона двигателя без пу-
скового устройства. К тому же мощность большинства пусковых
устройств при этом числе оборотов становится малой по сравне-
нию с избыточной мощностью турбины и не может существенно
повлиять на дальнейший процесс раскрутки двигателя. Поэтому
дальнейшее использование пускового устройства становится не-
целесообразным и оно отключается.
На третьем этапе з а п у с к а раскрутка ротора двига-
теля от числа оборотов п3 отключения стартера до числа оборо-
тов малого газа пм. г продолжается только благодаря избыточной
мощности турбины ГТД.
При числе оборотов п2 топливный автомат запуска выклю-
чается и дальнейшую постоянную подачу топлива обеспечивает
клапан постоянного перепада давлений. Вместе с этим при даль-
нейшем увеличении числа оборотов ротора расход воздуха через
298
двигатель возрастает и температура Д* газов перед турбиной
снижается. Но мощность турбины все еще остается больше мощ-
ности сопротивлений и разгон ротора продолжается. Когда мощ-
ность турбины становится равной мощности сопротивлений, дви-
гатель переходит на устойчивый режим работы — режим малого
газа. При этом создается определенный запас по температуре
газа перед турбиной^?* м р < Т*т тах), вследствие чего обеспечи-
вается достаточная приемистость двигателя при последующем
переходе его с режима малого газа на номинальный режим.
Необходимо отметить, что число оборотов малого газа дол-
жно быть достаточным для уравновешивания мощностей турби-
ны и сопротивлений при возможно низкой температуре газа
^г.мг- Чем больше^^разность тем лучше приеми-
стость двигателя. А это может быть достигнуто только соответ-
ствующим увеличением числа оборотов пм. г.
Итак, пусковое устройство должно сообщить газотурбинному
двигателю значительную работу. Это и определяет особенности
пусковых устройств ГТД.
г Значения чисел оборотов nt, п2, п3 и /гм. г зависят от совмест-
ных характеристик компрессора и турбины двигателя на пуско-
вых режимах, характеристики стартера, а также от конструктив-
ных и эксплуатационных особенностей двигателя в целом и его
элементов, в том числе от работы камеры сгорания. Чем выше
значения г)к* и т)т*, чем выше допустимые температуры Т*гтах га-
зов, тем меньше могут быть значения п2. Практически эта вели-
чина устанавливается при доводке двигателя.
При проектировании ГТД величины указанных чисел оборо-
тов можно принимать в соответствии с их значениями на одно-
типных двигателях.
Таблица 4.1
Двигатель “л'/лшах л==л Апах лз=ла/лшах лм.г = лм.г/лтах
ТРД с центробежным компрессором . . . 0,06—0,10 0,08—0,11 0,12—0,15 0,20—0,25
ТРД с осевым комп- рессором 0,07—0,12 0,11—0,18 0,20—0,33 0,28—0,40
ТВД с осевым комп- рессором 0,08—0,15 0,11—0,22 0,35—0,60 0,50—0,80
В табл. 4. 1 приведены примерные значения чисел оборотов
«1, Й2, п3 и пм.г (по отношению к максимальному числу оборотов
двигателя) для некоторых типов ГТД.
299
ГЛАВА XVI
КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ, РАБОТА И МОЩНОСТЬ
ПУСКОВЫХ УСТРОЙСТВ, НЕОБХОДИМЫЕ ДЛЯ
ЗАПУСКА ДВИГАТЕЛЯ.
ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ ЗАПУСКА
Крутящий момент, работа и мощность пускового устройства
зависят от продолжительности запуска.
Согласно известной теореме изменение момента количества
движения системы равно сумме всех внешних сил, действующих
на эту систему. В применении к запускаемому двигателю эту
теорему можно записать в виде
-£(/.,(4-i)
где /пр — массовый полярный момент инерции вращающихся
частей двигателя, раскручиваемых стартером (вклю-
чая редуктор ТВД и агрегаты, кинематически жестко
связанные с ротором двигателя), приведенный к ро-
тору двигателя;
со—угловая скорость вращения ротора двигателя.
Левую часть равенства (4. 1) можно представить в виде
—(-VO=Лр—+°> —— •
ах ах ах
Поскольку передаточные числа не меняются (i = const), то /пр=
Cl пр Z4
= const и ——=0. Поэтому последнее равенство примет вид
(4.2)
Величина Mj = /npS носит название динамического мо-
мента. Этот момент идет на создание необходимого углового
ускорения е ротору двигателя, т. е. на его раскрутку.
Сумма моментов всех внешних сил, действующих на ротор
двигателя при запуске [правая часть уравнения (4. 1)], равна
ZAf = Afn.y—Л4С,
(4.3)
300
где Л4п.у — крутящий момент пускового устройства, подводимый
к ротору двигателя при запуске (момент пускового
устройства);
Мс — крутящий момент сил сопротивления, возникающий
при вращении ротора двигателя (момент сил сопро-
тивления).
В общем виде момент сил сопротивления равен
Мс = Л4к-|-Л1в + Л4а-|-Л4Тр — Л4Т, (4.4)
где Мк — крутящий момент, необходимый для вращения комп-
рессора;
Мв — крутящий момент, идущий на привод воздушного
винта для одновального ТВД с неотключающимся
винтом;
ЛГа — крутящий момент, идущий на привод агрегатов дви-
гателя;
А4тр — крутящий момент, затрачиваемый на преодоление сил
трения;
А4Т — крутящий момент, развиваемый турбиной.
r С учетом равенств (4.2) и (4.3) уравнение (4.1) можно
переписать в виде
Лр^-=^=^и.у-^с. (4.5)
Равенство (4.5) означает, что динамический момент двигате-
ля равен алгебраической сумме моментов пускового устройства и
сил сопротивления, т. е. существует динамическое равновесие ро-
тора двигателя и пускового устройства.
Из равенства (4. 5) следует:
Mn.y=Mc+Mj. (4.6)
Из равенства (4. 6) видно, что момент пускового устройства
идет на преодоление моментов сил сопротивления и на создание
динамического момента (т. е. на раскрутку ротора двигателя).
Работа, затрачиваемая пусковым устройством за период
раскрутки, определяется по формуле
Л.у=^ (4.7)
Подставляя значение Мп. у по формуле (4. 6), получим:
Лпу=С (Л4с4-7И/)<ид'т = J Afc<orfT-f- J Aj, (4.8)
о оо
где Ас — работа, затрачиваемая пусковым устройством на прео-
доление сил сопротивления;
301.
Aj — работа пускового устройства, идущая на изменение ки-
нетической энергии ротора двигателя, т. е. на его
раскрутку.
Рассмотрим составляющие работы пускового устройства.
Работа, затрачиваемая на преодоление сил сопротивления:
Ас = j* 7Ис<эд'т. (4. 9)
о
Как видно из формулы (4.9), составляющая работы Ас за-
висит от момента сил сопротивления, угловой скорости вращения
и от времени раскрутки ротора двигателя стартером.
Другая составляющая работы идет на изменение кинетиче-
ской энергии ротора двигателя:
Aj= Mjwdx. (4. 10)
6
С учетом равенства (4.2) последнее выражение примет вид:
•С» ш3
(4- 10')
О со О
Эта часть работы пускового устройства не зависит от времени
запуска и определяется лишь приведенным моментом инерции
ротора двигателя, а также его начальной и конечной угловыми
скоростями.
Мощность пускового устройства определяется из
выражения
Л^п.у = 44 п.уО)
или N . (4.11)
ах
Из формулы (4. 11) видно, что мощность, развиваемая пуско-
вым устройством, идет на преодоление сил сопротивления и на
раскрутку ротора двигателя (преодоление инерции ротора).
На рис. 4. 2 показана зависимость от продолжительности рас-
крутки потребных мощности Nn,y пускового устройства и работы
Ап.у, затрачиваемых на запуск ТРД с параметрами: 7пр =
=0,35 даН-м-с2; юо=О; (йз= 120 1/с.
Эти графики позволяют сделать вывод, что по возможности
необходимо увеличивать мощность тех пусковых устройств, для
которых основным требованием является уменьшение работы,
потребной для запуска ГТД (пусковые устройства с питанием от
бортовых электроаккумуляторов, баллонов сжатого воздуха, пи-
ропатронов и т. д.).
Надо иметь в виду, что при ускоренном запуске не только
возрастают нагрузки на детали механизмов агрегатов запуска,
но и ужесточаются требования к организации всего процесса по-
302
дачи, воспламенения и устойчивого горения топлива в камерах
сгорания двигателя за соответственно уменьшающееся время Tj
(ti — время с начала запуска до момента начала подачи топлива
в камеры сгорания двигателя).
Рис. 4.2. Влияние продолжитель-
ности запуска на потребную мощ-
ность и на работу пускового уст-
ройства, затрачиваемые на запуск
ТРД (7Пр = 0,35 даН-м-с2; <в3 =
120 1/с)
В тех случаях, когда величина потребной работы не опреде-
ляет массы и габаритов пускового устройства (например, при за-
пуске двигателя с помощью турбокомпрессорного стартера или
мотостартера), время запуска может быть увеличено, а это при-
ведет к существенному снижению потребной мощности и, сле-
довательно, массы' и габаритов стартера.
Сделанные выводы позволяют более обоснованно подойти к
выбору того или иного типа пускового устройства.
ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ ЗАПУСКА
Степень готовности летательного аппарата к полету, а также
безопасность полета, надежность работы и ресурс двигателя
в значительной степени зависят от работы элементов системы за-
пуска. Отсюда следуют требования, предъявляемые к системам
запуска.
1. Малые масса и габариты стартера и источников его пита-
ния при достаточной мощности для вывода двигателя на режим
малого газа за минимальное время (в соответствии с тактико-
техническими требованиями).
2. Безотказность автоматического запуска двигателя на земле
и в полете при различных температурах окружающего воздуха
(от —50 до + 50° С).
3. Простота и надежность конструкции и технического обслу-
живания, а также безопасность в эксплуатации в течение уста-
новленного ресурса двигателя.
303
4. Автономность запуска * (возможность не менее чем 3—5 по-
вторных запусков ** от бортовых источников питания). Незави-
симо от этого в конструкции пусковых устройств должна всегда
предусматриваться возможность присоединения к аэродромным
источникам питания (для сохранения бортовых источников пи-
тания) .
Выполнение указанных требований зависит от правильного
выбора параметров и типа пускового устройства.
ГЛАВА XVII
ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ПУСКОВЫХ УСТРОЙСТВ
При проектировании двигателя либо выбирается пусковое
устройство с определенной величиной момента Мп. у, затем опре-
деляется момент Mj и время запуска, либо по заданному време-
ни запуска, обусловленному назначением двигателя и летатель-
ного аппарата, определяется потребный момент пускового
устройства. В обоих случаях необходимо найти связь между вре-
менем запуска и параметрами стартера и пусковыми свойствами
двигателя.
Характер изменения момента пускового устройства по числу
оборотов определяется типом стартера, а выбор его чаще всего
обусловлен конструктивными и эксплуатационными соображе-
ниями. Поэтому целесообразнее задаваться вначале моментной
характеристикой стартера и определять соответствующее время
запуска.
Из условия динамического равновесия двигателя при его за-
пуске мы получили [см. формулу (4. 5)]:
аХ
Из написанного уравнения мы можем найти:
т г dm
dx= Jnp —— .
* Автономной называется система запуска, которая не зависит от аэрод-
ромных пусковых устройств и источников питания.
** Существуют пороховые турбостартеры, допускающие всего один пов-
торный запуск.
304
Интегрируя это равенство, найдем время запуска (по отдель-
ным этапам): “к "к (4-12) “к лп
где о)н и пн — угловая скорость и число оборотов ротора двига-
теля в начале этапа;
©к и «к — то же в конце этапа.
В соответствии с равенствами (4. 4) и (4. 5) запишем момент
Mj, идущий на ускорение ротора двигателя.
Для ТРД:Д^
Mj = Mn ,y+AfT — Мк— Ма—МгР. (4.13)
Для одновальных ТВД с неотключающимся винтом:
М;=МП.У+МТ —Мв —Мк —Ма —Мтр. (4.14)
Рассмотрим определение отдельных составляющих момента
Mj для ТРД.
ДИоментпускового устройства Ма. у. Для большин-
ства типов стартеров моментная характеристика по оборотам
близка к линейной и описывается уравнением:
Мп.у = М0±Ьп, (4.15)
где Мо — крутящий момент, развиваемый пусковым устройством
в начальный момент запуска (начальный пусковой
момент);
п — число оборотов в минуту;
b — постоянный коэффициент, величина которого опреде-
ляется типом пускового устройства.
На рис. 4. 3 показаны различные моментные характеристики
стартеров. Как уже говорилось, большинство пусковых устройств
имеет линейную зависимость. При более сложном протекании
характеристики ее можно задавать не одной прямой, а ломаной,
с различными коэффициентами b на каждом участке (обычно
для расчетов бывает достаточно брать два участка).
Момент компрессора Мк. Момент Мк, идущий на пре-
одоление сил сопротивления при сжатии воздуха в компрессоре
на пусковых режимах, изменяется по закону:
Мк=с'пххс'п2. (4. 16)
Значения коэффициентов с' и х в общем случае переменные и за-
висят от эффективности данного типа компрессора на пусковых
режимах.
Коэффициент с' можно определить по формуле [3]:
?!_ 30 (^ад.к^в)м.г
(л311к)м.г
305
где (Z-ад.к и GB)M.r—адиабатическая работа сжатия одного ки-
лограмма воздуха в компрессоре и секунд-
ный расход воздуха соответственно на ре-
жиме малого газа;
(и и т]к)м. г—число оборотов и к. п. д. компрессора со-
ответственно на режиме малого газа.
Показатель степени х на пусковом числе оборотов обычно
бывает близок к двум. Приведенная зависимость [формула
(4. 16)] хорошо согласуется с экспериментальными данными.
Рис. 4.3. Различные виды
моментных характеристик
пусковых устройств
Рис. 4.4. Моментные характеристики пус-
кового устройства и пусковые характе-
ристики ГТД
При запуске двухроторных ТРД стартером раскручивается
обычно только ротор высокого давления. Поэтому для этих дви-
гателей в формуле (4.17) следует подставлять значение
(^ад.кп)м.г, подсчитанное для компрессора высокого давления.
Величина моментов Afa и Л4тр обычно в сумме не превышает
3—5% от момента компрессора. Поэтому их можно включить в
состав момента Мк:
Мк+Ма + Мтр« 1,О5Мк«си2, (4.18)
где с = 1,05 с'.
Момент турбины Л1т. Момент, развиваемый турбиной
двигателя, зависит от температуры Tv* газов перед турбиной и от
числа оборотов ротора. Однако точный закон изменения момен-
та турбины по числу оборотов не всегда удается записать, хотя
известно, что характер изменения момента может быть описан
кривыми (рис. 4. 4).
Определим моменты турбины по этапам запуска.
На первом этапе запуска (Os^h^hi) температура
Гг* равна температуре Тк* воздуха за компрессором и близка к
306
температуре TR* окружающего воздуха. Поэтому на этом этапе
запуска момент турбины мало отличается от нуля:
(MT)i«0- (4- 19)
На втором этапе запуска (щ^н^пз) после подачи топлива
в камеры сгорания и его воспламенения температура газов рез-
ко возрастает и обычно поддерживается постоянной на макси-
мально допустимом уровне (750—800°С), обусловленном допу-
скаемыми напряжениями в деталях турбины и пусковой характе-
ристикой двигателя.
В начале этого этапа можно для расчетов принять момент
турбины равным нулю, а кривую изменения момента турбины по
числу оборотов заменить линейной зависимостью:
(AfT)n = /wi— Р- (4.20)
Значения коэффициентов тир можно определить, если известны
значения щ и п2, а также с в выражении (4. 18).
При п = п{ Л1та?0 и уравнение (4.20) примет вид тп^р. При
« = Л2 момент турбины равен моменту сил сопротивления, т. е.
ж2 — р=сп?. После подстановки в последнее равенство значе-
ния р = тп1 получим т(п2— щ) = си22, откуда:
П2 П1П2
т = с------— ; р— с------—— .
] — п1/п2 1 — njns
На третьем этапе запуска (п3^.п^.пы. г) температу-
ра газов перед турбиной не постоянна (7*-<7’*тах) и изменение
момента турбины по числу оборотов протекает не по линейному
закону. Однако для инженерных расчетов можно эту зависимость
принять линейной, описываемой уравнением, аналогичным
(4. 20), т. е.
(4.21)
Win = m'n- р'. (4.22)
Значения коэффициентов т' и р' в формуле (4. 22) можно оп-
ределить из следующих соображений (см. рис. 4. 4):
— при п=пм.г; Л1Т=Л4С или т'пм.Т— р' = сп^ г;
— при п—п3; Мт = т'п3 — р'=тп3 — р.
Из этих соотношений, находим:
, спм.г— тп$ + Р
т =----------------
^м.г И3
, _ спм.г—+ />
1 — «З/Лм.г
где значения коэффициентов тип взяты из расчета на вто-
ром этапе запуска.
307
Определим теперь время запуска ТРД на земле по этапам за-
пуска. Для определенности возьмем моментную характеристику
пускового устройства в виде Л4П. у=Мо — Ьп.
Первый этап запуска (0^n^«i). Момент, идущий
на ускорение ротора двигателя на этом этапе, равен
(Mj) i = МП. у — Мк Ма Мтр
или
(Л43) i=Мо — Ьп — сп* 2.
По формуле (4. 12) найдем время
ti =
dn
Л40 — Ьп — сп2
О
После интегрирования получим:
Jt г
Т1==‘зо'/п₽
1 2сп + Ь + У62 + 4сЛ10
_УЬ2 + 4с Мо 2сп + b — УЬ2 + 4сЛ40 _ о
__ я j _______1 |п — У ^2 + 4сМо) п\ — 2Мп
30 Пр У ь2 + 4сМ0 (Ь + уЬ2 + 4сМ0) пх — 2Л4р
Второй этап запуска (п^п-^п3)
Mj)n = Mny.— Мк— Ма — 7Итр-|- Mx = M0 — bn — cri^-ymn— р=
= (М0 — р) — (Ь — т)п — сп2.
«3
Л1
(4. 24)
я
Тц = —
dn
(Af0—р~)—(Ъ—т) п—сп2
После интегрирования получим:
Jt r
Ти~ зо_‘/пр/
1
.1^(4— т)2 + 4с(Л1р— р)
1П 2сПз + т) + — т)2 + 4с(М0 — р)
2с п3 -Ь (6 — т) — У(Ь — /л)2 + 4с(Л10 — р) j
' «3
1
= —Лр
30 Пр У(Ь — т)2 + 4с(Л40 — р)''
]п Зсп^з-Кп^пзХ^—т) —(п3—щ) У(6—-т)2+4с(М0—р)—2(М0—р)
2сп1п3+(п1+п3) (Ь—т)+(п3—П1) V(Ь—т)2+4с(М0—р)—2(Мй—р)
39 8
(4.25)
Третий этап запуска (п3^п^пм.г)
(Afy)ni=AfT— Мк—Ма—М^=т'п — р' — сп*’,
tni =
„м.г .
у Г “п
п₽ J т'п — р' — сп?
Лз
После интегрирования получим:
______1_____। 2спы,г — т' + V т’2 — 4ср' ~|"м.г _
Ут’2 — 4ср’ 2спм.г — т' — Vт"2 — 4ср' )л3
__ л j _______1_____ку-
ЗО Р Ут”1 — 4ср'
X jn 2спзПил—(п3+пи,Т)т’-(пи.Т—п3)Ут'г—4ср'+2р' . 26)
2сп3лм.г—(яз+«м.г) ™'+(nM.r—л3) Vт'2—4ср'+2р'
Приведенные выше формулы дают возможность расчетным пу-
тем оценить влияние различных факторов на продолжительность
работы пускового устройства и время выхода двигателя на ре-
жим малого газа.
Продолжительность каждого этапа запуска может быть раз-
личной, но наиболее длительным является второй этап.
Время работы пускового устройства определяется суммой
времен первого и второго этапов запуска, т. е.
тп.у=*3= Ч -F Чь (4.27)
Время разгона ротора двигателя на третьем этапе зависит
только от характеристик самого двигателя на пусковых режимах.
Полное время запуска с выходом двигателя на число оборо-
тов малого газа будет равно
^M.r=Tn.y+,'in?=T3+Tin. (4.28)
В случае применения пускового устройства, которое начинает
раскрутку ротора двигателя не сразу, а лишь после запуска са-
мого стартера, к общему времени запуска следует добавлять еще
время запуска стартера. Так, например, при запуске турбоком-
прессорным стартером С-300М двигателя РД-ЗМ-500 время тст
запуска самого стартера составляет около 28 с. Чтобы получить
суммарное время запуска, это время следует добавлять к тм. г-
При ускоренном запуске, когда разгон ротора двигателя мо-
жет продолжаться стартером и турбиной вплоть до выхода дви-
гателя на число оборотов малого газа, третьего этапа запуска не
будет.
Несмотря на принятые в предыдущих расчетах упрощения,
вычисление времени запуска аналитическим путем по приведен-
309
ным формулам оказывается очень громоздким. Поэтому для оп-
ределения времени запуска можно воспользоваться менее трудо-
емким графо-аналитическим способом.
Для решения задачи этим способом необходимо иметь графи-
ческие зависимости по числу оборотов моментов турбины, ком-
прессора и пускового устройства в пусковом периоде (см.
рис. 4. 4). По этим зависимостям строится график изменения мо-
мента Mj по числу оборотов.
Весь интервал числа оборотов от начала запуска до режима
малого газа разбивается на участки Дп. Чем меньше величина
участков, тем более точным бу-
дет расчет. Обычно бывает до-
статочным принимать величину
Ди—1004-200 об/мин.
В середине каждого участ-
ка берется соответствующее
значение Mj cpi. Тогда время
запуска на любом участке раз-
гона двигателя можно опреде-
лить по формуле
л
дт;
Рис. 4.5. Зависимость начального
момента пускового устройства от
продолжительности запуска
каждого этапа запуска. Полное
±Ьп\
ДП;
30 ’ пр СрГ
Суммируя ДТг по этапам за-
пуска, можно найти время для
время запуска будет равно
"м.г
(4'29)
«о
При определении времени запуска мы задавались моментом
Мп. у пускового устройства с начальным моментом Мо. Однако
полученное время запуска может не удовлетворять тактико-тех-
ническим требованиям для данного двигателя и летательного
аппарата. Поэтому для определения потребной величины началь-
ного момента Л40 на общую характеристику системы двигатель —
пусковое устройство наносят несколько зависимостей момента
Л4П. у пускового устройства с различными значениями начального
момента Мо; Л401; Л402 и т. д. (см. рис. 4.4). Для каждой из задан-
ных зависимостей Мп. у определяют, как было указано, время за-
пуска Тм.г и строят график тм.г=/(Л4о) (рис. 4.5). Тогда по за-
данному максимально допустимому времени запуска (тм.г)тах
находим по графику потребную величину начального момента
Мопотр пускового устройства. Опытным путем установлено, что
для обеспечения приемлемого времени запуска начальный мо-
мент Л40 пускового устройства должен превышать момент (Л4К)
компрессора при числе оборотов гц в 2—2,5 раза.
ЗЮ
Для современных ГТД общее время запуска (тм.г) составля-
ет примерно 40—90 с.
Мощность пусковых устройств. Непрерывная рас-
крутка ротора двигателя в процессе запуска возможна лишь при
условии превышения мощности, развиваемой пусковым устрой-
ством и турбиной двигателя, над мощностью, потребной для вра-
щения компрессора и преодоления различного рода сил сопро-
тивления в двигателе. Этот избыток обеспечивает необходимое
ускорение вращающихся частей двигателя. От его величины за-
висит ускорение ротора двигателя в процессе запуска и время
выхода на режим малого газа. Эта величина избытка мощности
должна обеспечить вывод двигателя на режим малого газа за
время, обусловленное тактико-техническими требованиями.
Мощность, потребную для создания ротору
двигателя ускорения dn]dx (без учета мощности, идущей
на преодоление сил сопротивления), можно определить из следу-
ющих соображений.
Известно, что мощность при вращательном движении опреде-
ляется формулой N=M(£).
~ лп
< учетом известного равенства ю= — и форМулы (4. 2) по-
лучим
»г т d& ,, , г dn л2
/¥,=/„0— ш ДаН-м/с = /.1Р-----п ——-л. с.
1 пр dx 1 np rfx 302.75
ИЛИ
“ 7V,.=0,1076Jnp — п Вт. (4.30)
* ” Н'Г
Здесь /Пр в даН- м-с2; п в об/мин; - в (об/мин)/с.
dn
Мощность, развиваемую пусковым устройством, можно опре-
делить, если известен момент пускового устройства Мп. У = МО±
±Ьп:
дг Л м л(Мъ±Ьп)п
пу ВО п’у 30
Если момент пускового устройства изменяется по закону
Мп у=М0 — Ьп, мощность имеет оптимум по числу оборотов. Для
d М>.у
нахождения этого оптимума приравняем нулю производную---
dn
dNп у л*
_^- = 2L_(Mo-2*n)=O,
dn 30
(4.31)
откуда оптимальное число оборотов, соответствующее максималь-
ной мощности пускового устройства, будет равно
(4.32)
311
Соответствующее значение (Л4П. у)шах будет
(ДГ ) =nAV_
' ’п.у/max 30-4А
(4.33)
Если пОпт<«з, то мощность, определяемая равенством (4.33),
будет находиться в диапазоне пускового числа оборотов и явля-
ется расчетной для данного пускового устройства.
Если пОпт>«з, то за расчетную принимают мощность, разви-
ваемую пусковым устройством при п=
Рис. 4.6. Зависимость от
оборотов мощности пусково-
го устройства (сплошные
линии) для различных зако-
нов изменения крутящего
момента (штриховые)
— п3, т. е. в момент его отключения.
Пусковые устройства, моментные
характеристики которых изменяются
по закону Л4П. y=M) = const или ЛГп.у=
= М0+Ьп, оптимума мощности по чис-
лу оборотов не имеют. В этом случае
за расчетную принимают мощность в
момент отключения пускового устрой-
ства (при п=п3).
На рис. 4. 6 приведены зависимости
Mi. у = /1(п) (сплошные линии) для
различных законов изменения момен-
та пускового устройства Л4П.у—h(n)
(штриховые линии) в диапазоне чисел
оборотов пускового устройства:
На рис. 4. 7 показана примерная об-
ласть (заштрихованная) изменения по-
требных мощностей пусковых устройств
для различных значений силы тяги
ТРД (по статистическим данным).
Как указывалось выше, потребная
мощность пускового устройства зависит от времени т3 работы пу-
скового устройства, увеличиваясь..с уменьшением времени запу-
ска. На рис. 4.8 показаны зависимости потребных мощностей
пусковых устройств от времени т3 для двух ТРД с различными
тягами: 2270' даН и 4200 даН.
Влияние передаточного числа на характери-
стики пускового устройства. Большое влияние на по-
лучение необходимых моментов пускового устройства и на на-
дежность запуска двигателя оказывает передаточное число /0
(отношение числа оборотов ротора пускового устройства к числу
оборотов ротора двигателя при включенной муфте, связывающей
их). Оно определяет согласование моментных характеристик пу-
скового устройства и двигателя.
Изменение передаточного числа ведет к изменению момента
пускового устройства и числа оборотов после редуктора. Разу-
меется, мощность пускового устройства при этом остается неиз-
менной.
312
При увеличении передаточного числа крутящий момент на
выходе из редуктора также увеличивается, а число оборотов
уменьшается и наоборот. Это приводит к изменению наклона мо-
ментной характеристики (рис. 4. 9).
Существует оптимальное значение передаточного числа, при
котором обеспечивается наилучшее использование мощностной
характеристики пускового устройства.
Рис. 4.7. Зависимость по-
требной мощности пусково-
го устройства от величины
тяги ТРД
Рис. 4.8. Зависимость по-
требной мощности пуско-
вого устройства от про-
должительности запуска
В общем случае при отсутствии потерь в редукторе крутя-
щий момент пускового устройства приводится к ротору двига-
теля по формуле
Мп. у=Л4П. у ой), (4-34)
где Л4П. у о — крутящий момент на валу стартера;
/0=цСт/«дв— общее передаточное число от стартера к двига-
телю.
В общем случае имеем
Й)= ^п. у^дв,
где 1ц.у=пст1пм — передаточное число редуктора, включенного
в конструкцию стартера;
— передаточное число привода от муфты сцепле-
ния стартера к двигателю, включенного в
конструкцию двигателя;
«ст — число оборотов ротора стартера;
«дв — число оборотов ротора двигателя;
«м—число оборотов муфты сцепления стартера с
двигателем.
313
Если момент пускового устройства на валу двигателя выра
жается равенством Мп. у = Л40— Ьп, то на валу стартера он буде
равен
^п.у.с=Л4ос—Мо (4.35
где = Mn.y.cioj Alo—-Aloc^oi
индексом «с» относятся к вал)
Здесь значения всех величин с
стартера.
Рис. 4.9. Моментные характе-
ристики пускового устройства
на выходном валу при различ-
ных передаточных числах ре-
дуктора
Рис. 4.10. Зависимость суммарной
продолжительности раскрутки ро
тора двигателя турбостартером от
общего передаточного числа
Для иллюстрации сказанного, на рис. 4. 10 приведена зависи-
мость от передаточного числа полного времени запуска тп. у
турбореактивного двигателя /пр = 3,8 даН-м-с2, с = 30Х
X 10~6 ДаН-м/(об/мин)2 турбокомпрессорным стартером (Л40с =
= 3,44 даН-м; &с = 50,2 - 10~6 даН • м/об/мин. Как видно из графи-
ка, полное время запуска имеет минимум при передаточном чис-
ле 19.
Для повышения надежности запуска некоторых типов ГТД
(например, турбовинтовых) передаточное отношение io выбирают
таким, чтобы обеспечить сопровождение двигателя пусковым
устройством до больших оборотов п3= (0,54-0,8) пм. г.
ГЛАВА XVIII
СТАРТЕРЫ ПУСКОВЫХ УСТРОЙСТВ
Пусковые устройства ГТД состоят из:
— стартеров различных типов с независимой от двигателя
системой питания и смазки;
— пусковых насосов, форсунок и воспламенителей;
— автономной системы управления, автоматически регулиру-
ющей последовательную работу всех агрегатов запуска.
В этой главе будут рассмотрены схемы, конструкция и осо-
бенности применения основных агрегатов пусковых устройств —
стартеров.
Стартеры весьма разнообразны по принципу работы и источ-
никам питания, а также по конструктивному исполнению.
Для запуска газотурбинных двигателей применяют следую-
щие типы стартеров:
— электростартеры (в том числе электростартеры-генера-
торы) ;
— турбостартеры с различными источниками питания;
— мотостартеры;
— объемные пневмо- и гидростартеры.
Выбор типа стартера определяется не только массовыми по-
казателями, но и целым рядом других соображений конструктив-
ного и эксплуатационного характера. Главные из них: величина
приведенного момента инерции ротора двигателя, вращаемого
стартером при запуске, и соответствующая мощность пускового
устройства, достаточная для вывода газотурбинного двигателя на
режим малого газа за время, определяемое назначением лета-
тельного аппарата, на котором устанавливается двигатель.
Кроме собственно двигателя, используемого для получения
необходимых момента, работы и мощности, стартеры должны
быть снабжены:
— редуктором, позволяющим получить от высокооборотного
двигателя с возможно меньшими габаритами и массой приемле-
мое (невысокое) число оборотов выходного вала;
— механизмом подключения и отключения стартера к двига-
телю. Различные муфты сцепления могут быть органической ча-
стью конструкции стартера или самостоятельными элементами
в трансмиссии от стартера к двигателю и находиться вне старте-
315
pa, а их взаимное расположение может не иметь особого зна-
чения;
— вспомогательными устройствами, обеспечивающими ох-
лаждение стартера, ограничение максимального крутящего мо-
мента и максимального числа оборотов и т. д.;
— собственными, обычно маломощными, пусковыми устрой-
ствами стартеров, которые не могут начать работать самостоя-
тельно (турбокомпрессорные стартеры и мотостартеры);
— топливные и масляные иасосы (иногда с отдельным элект-
роприводом) и регуляторы подачи топлива (для турбостар-
теров) .
А. ЭЛЕКТРОСТАРТЕРЫ
Электрическим пусковым системам свойственны простота уп-
равления и легкость автоматизации операций запуска, простота
конструкции, невысокая стоимость, надежность в работе и удоб-
ство обслуживания. Поэтому эти системы нашли широкое при-
менение при запуске двигателей.
В отличие от поршневых двигателей, при запуске которых
применяют электроинерционные стартеры, для запуска ГТД ис-
пользуют электростартеры только прямого действия. Это нере-
версивные главным образом высокооборотные (до 6000 об/мин)
электродвигатели постоянного тока с кратковременным режимом
работы. Мощность электростартеров достигает 30 л. с. (22 кВт)
и выше. Устанавливают электростартеры обычно внутри всасы-
вающего канала компрессора (в коке-обтекателе) либо в общем
блоке агрегатов. В механизме привода от стартера к валу дви-
гателя, кроме шестерен редуктора, предусматривается храповая
муфта, которая после запуска отключает стартер от двигателя.
Электростартеры рассчитаны на повторно-кратковременную рабо-
ту. При перегрузках температура их обмоток быстро достигает
предельных допускаемых значений. Поэтому длительность ра-
боты электростартера должна быть не свыше 30 с, а повторные
запуски возможны лишь после достаточных перерывов (не ме-
нее 2—3 мин).
Одно из достоинств электростартеров —- возможность приме-
нения различных режимов запуска путем регулирования напря-
жения, подаваемого к его клеммам. В соответствии с этим систе-
мы запуска могут быть 24-вольтовыми с параллельным соеди-
нением источников энергии на все время действия этих систем и
ступенчатым с переключением источников питания в процессе
запуска с параллельного соединения на последовательное. В по-
следнем случае на клеммы стартера подается повышенное напря-
жение. Ступенчатое включение источников питания электростар-
теров позволяет более рационально использовать емкость акку-
муляторных батарей и повышает конечное число оборотов
прокрутки ротора двигателя электростартером, увеличивает его
избыточный крутящий момент.
316
Время переключения устанавливается для каждого конкрет-
ного двигателя экспериментально.
Наибольшее распространение при запуске ГТД получили
электростартеры со смешанным и шунтовым возбуждением. При
достижении определенного чйсла оборотов таких электростарте-
ров в процессе запуска их шунтовая обмотка отключается, так
как магнитное поле этой обмотки с увеличением числа оборотов
начинает оказывать тормозящее действие на скорость вращения
стартера. Смешанное возбуждение позволяет увеличить крутя-
щий момент стартера, особенно в первый период раскрутки. Вме-
Рис. 4.11. Электростартер прямого действия:
/—алюминиевый корпус; 2S}—стальной корпус; 3— полюс; 4—катушка; 5—якорь; 6—кол-
лектор; 7—передний щит; 8—вадний щит; 9—лента; 10—шарикоподшипник; //—уплот-
нительная манжета; 12, /3—панели; 14—наконечник резиновый; 15—клемма; 16—нако-
нечник кабельный; 17—стопорное кольцо; 18—клемма
сге с регулятором максимальной частоты вращения смешанное
возбуждение предохраняет электростартер от разноса (при сня-
тии нагрузки). Электростартеры обладают свойством самозапу-
ска и сравнительно просты в изготовлении.
На рис. 4. 11 показаны продольный и поперечный разрезы
электростартера прямого действия. В табл. 4.2 приведены ос-
новные характеристики некоторых электростартеров.
Наиболее рациональны пусковые электродвигатели, которые
по окончании запуска используют на пониженной мощности в ка-
честве самолетных генераторов при работе на обращенном режи-
ме. В этом случае вместо двух агрегатов — стартера и генератора
на двигатель устанавливают один агрегат — стартер-генератор
(рис. 4. 12).
По конструктивному выполнению стартер-генератор представ-
ляет собой шестиполюсную электрическую машину постоянного
тока с тремя дополнительными полюсами, с принудительным ох-
лаждением забортным воздухом. Крепление стартера-генератора
фланцевое.
317
Таблица 4.2
Основные технические данные некоторых электростартеров
прямого действия
Параметры электростартера Тип
СТ-2 СТ-2-48
Номинальное напряжение, В Номинальный крутящий момент, даН-м Частота вращения, об/мин Мощность, кВт Потребляемый ток, А Частота вращения на холостом ходу при номи- нальном напряжении, об/мин Масса, кг Передаточное число редуктора 15 2850-2900 6,75 700—690 7100 16,7 2,8 28 2,3 3000 7,1 340 5000 16,7 2,8
Стартер-генератор имеет две обмотки возбуждения: шунтовую .
и сериесную. В первом периоде запуска действуют обе обмотки;
в дальнейшем шунтовую обмотку отключают (для увеличения
числа оборотов сопровождения) и до конца запуска действует
только одна сериесная обмотка.
При работе на генераторном режиме сериесная обмотка от- .
ключена и действует только шунтовая обмотка.
Стартеры-генераторы достаточно компактны и выполнены поч-
ти в тех же габаритах, что и обычные электростартеры прямого
действия с мощностью на стартерном режиме до 30 л. с. (22 кВт)
и выше (табл. 4.3). Стартер-генератор постоянно кинематически
связан с ротором двигателя. Однако число оборотов ГТД при
запуске сильно отличается от номинального числа оборотов.
В то же время оптимальные числа оборотов стартера-генератора,
работающего в стартерном и генераторном режимах, близки. По-
этому передаточные числа на этих двух режимах должны быть
различными. Для обеспечения работы агрегата в передачу вклю-
чен двухскоростной привод (рис. 4. 13).
Таблица 4.3
Старте р-геиера тор Номиналь- ное нап- ряжение в стартерном режиме, В М0, кгс*м Мощность, кВт Передаточ- ное число в стартер- ном режиме Масса, кг
стартерный режим генератор- ный режим
ГСР-СТ-6000 . 21 9,5 5 6 1,713 20,3
СТГ-12ТМ . . 24—48 45,0 12-15 12 1,855 31,5
СТГ-18ТМ . . 24—48 55,0 18—24 18 1,988 45
Наряду с цилиндрическими шестернями в двухскоростной
привод включены центробежная храповая и роликовая муфты,
318
обеспечивающие переключение стартера-генератора с одного ре-
жима на другой, а также фрикционная муфта, предохраняющая
детали привода от поломок при чрезмерном возрастании крутя-
щего момента.
Рис. .4.12. Стартер-генератор:
а—продольный разрез; б-—кинематическая схема; в—планетарный редуктор включен;
г—планетарный редуктор выключен; 1, 7—щиты; 2—изолятор; 3—щетки; 4—корпус;
5—якорь; 6—полый вал; 8—храповая муфта; 9—собачка; 10—шестерня внутреннего
зацепления; //—сателлиты; 12—корпус сателлитов; 13—гибкий вал; 14—ведущая шес-
терня; 15—обгонная муфта (муфта свободного хода); 16—кожух
На стартерном режиме вращение от стартера-генератора пере-
дается через фрикционную муфту, пару цилиндрических шесте-
рен Zx и z2, центробежную храповую муфту, пару цилиндриче-
ских шестерен г3 иг4и далее через шестерни z5, z6 и коробку при-
водов агрегатов на ротор двигателя. Роликовая муфта при этом
отключена.
После запуска двигателя стартер-генератор автоматически
переключается на генераторный режим. При этом число оборотов
319
шестерни z4 возрастает, роликовая муфта включается, а центро-
бежная храповая муфта выключается, разъединяя шестерни z2
и z3. Передача вращения от ротора двигателя на этом режиме
идет через шестерни z6 и z5 и далее напрямую через роликовую
и фрикционную муфты на валик стартер-генератора.
Двухскоростной привод может быть расположен в коробке
приводов агрегатов двигателя (отдельно от стартера-генератора)
либо непосредственно внутри корпуса стартера-генератора.
%
свободного хода
Рис. 4.13. Кинематическая схема двухскоростной передачи
от стартера-генератора к ротору двигателя
На рис. 4.14 показана конструкция двухскоростного привода
к стартеру-генератору, установленному на турбореактивном дви-
гателе АМ-5. Источником питания в электрических пусковых си-
стемах могут служить аккумуляторные батареи различных типов
(бортовые или аэродромные) и турбоэлектрогенераторные уста-
новки (также бортовые или аэродромные).
Основными недостатками электрических пусковых систем яв-
ляются значительная собственная масса электростартера (до
2,5 кг/кВт), а также необходимость применения громоздких и
тяжелых аккумуляторных батарей, масса которых в несколько
раз превышает массу самого стартера. Кроме того, значительны
массы проводов и оборудования вследствие низкого нап-
ряжения.
Есть также и эксплуатационные недостатки. Электростартеры
чрезвычайно чувствительны к падению напряжения в аккумуля-
торных батареях. Это затрудняет их эксплуатацию в зимних ус-
ловиях, когда под влиянием низких температур электролита
емкость аккумулятора заметно падает, в то время как работа, по-
требляемая при запуске в этих условиях, существенно увеличи-
320
вается. Достаточно падения напряжения батареи на несколько
вольт, чтобы электростартер перестал обеспечивать необходимый
темп раскрутки двигателя.
Кроме того, по мере повышения мощности ГТД, количество,
масса и габариты аккумуляторов, необходимых для запуска, зна-
чительно возрастают. Вместе с тем затрудняется одновременная
зарядка большого количества аккумуляторных батарей большой
Рис. 4.14. Конструкция двухскоростного привода к стартеру-
генератору
емкости в условиях массового применения самолетов с ГТД и их
базирования на полевых аэродромах.
Для питания электростартеров могут быть использованы
аэродромные подвижные электрогенераторные станции с буфер-
ными аккумуляторными батареями, включенными параллельно
с генератором. Однако в этом случае теряется автономность за-
пуска.
Увеличение напряжения аккумуляторных батарей может зна-
чительно расширить применение электростартеров на двигателях
с большими тягами. Так, применение серебряно-цинковых ак-
кумуляторных батарей с напряжением 112 В позволит повысить
мощность электростартера до 70—100 л. с. (50—75 кВт) и обес-
печит многоразовый запуск ГТД при умеренной массе механиз-
мов системы запуска и системы питания.
И 2977 321
Перспективными источниками питания пусковой системь
электроэнергией являются бортовые электрогенераторные уста
новки постоянного тока. Такие установки более надежны и вы
годны по сравнению с аккумуляторными батареями, особенно не
летательных аппаратах с несколькими двигателями. Двигател!
запускаются последовательно от одного электрогенератора, чт(
позволяет обходиться установкой меньшей мощности и массы
Рис. 4.15. Общий вид турбогенераторной установки ТГ-16
На рис. 4. 15 показана бортовая турбогенераторная установ-
ка ТГ-16, применяемая для запуска ТВД на пассажирских само-
летах Ан-24 и Ил-18.
Установка ТГ-16 является автономным агрегатом и состоит
из газотурбинного двигателя ГТД-16, редуктора с вентилятором,
генератора постоянного тока ГС-24А и систем, обеспечивающих
запуск и работу установки. Установка оборудована системой
автоматического запуска. Рабочее число оборотов установки ав-
томатически поддерживает насос-регулятор ТНР-ЗР, максималь-
ное число оборотов ограничивает центробежный датчик
ЦД-ЗА-1О.
Технические данные установки ТГ-16: длина — 1573 мм; ши-
рина— 640 мм; высота — 640 мм; напряжение тока—до 60 В.
Установившийся ток при напряжении 60 В — до 1000 А; номи-
нальная выходная мощность — 60 кВт.
Для электрических систем запуска характерно значительное
увеличение их массы при увеличении мощности. Поэтому эти си-
стемы не могут быть использованы для обеспечения ускоренного
автоматического запуска двигателей на некоторых типах само-
летов.
322
Б. турбостартеры
Для ускоренного запуска ГТД, особенно большой тяги (мощ-
ности), широкое распространение.получили турбостартеры.
К ним относятся все стартеры, в которых основным элементом
является специальная высокооборотная пусковая турбина, вра-
щение которой через редуктор и
механизм подключения передает-
ся на ротор запускаемого двига-
теля.
По виду рабочего тела, приво-
дящего (во вращение пусковую
турбину, все турбостартеры мож-
но разделить на воздушные, топ-
ливо-воздушные, жидкостные и
Рис. 4.16. Характеристика бес-
компрессорных турбостартеров
при постоянном расходе газа
пороховые. С другой стороны,
гурбостартеры могут быть бес-
ком прессорные и компрессорные.
Все турбостартеры (кроме турбо-
компрессорных) обладают свойством самозапуска, т. е. не требу-
ют ^специальных устройств и дополнительного времени для запу-
ска -самого стартера. Характеристики бескомпрессорных турбо-
стартеров при постоянном расходе газа имеют вид, показанный
на рис. 4. 16, с большим начальным моментом Л40.
Количество запусков большинства турбостартеров ограниче-
но лишь запасом рабочего тела. Поэтому целесообразно умень-
шать работу, увеличивая мощность и сокращая время запуска.
Рассмотрим отдельно различные типы турбостартеров.
1. ВОЗДУШНЫЕ ТУРБОСТАРТЕРЫ
Как видно из названия, турбины таких стартеров работают на
сжатом воздухе. Турбина воздушного турбостартера чаще бы-
вает осевая, одаоступенчатм, активная (может быть и радиаль-
ной центростремительной). Она может работать на холодном и
на подогретом воздух-е. Частота вращения турбины достигает
50000—60000 об/мин. Поэтому требуется редуктор с большим
передаточным числом (i0= 15-4-30).
Массовый расход холодного воздуха, потребный на запуск,
оказывается очень большим. Кроме того, вследствие расширения
воздуха на турбине температура его резко понижается, что мо-
жет привести к обледенению турбины. Поэтому требуется подо-
гревать сжатый воздух в специальных камерах.
Воздушные турбостартеры целесообразно использовать на
многомоторных самолетах при требуемых мощностях пускового
устройства выше 30—40 (до 150) л. с. (22—30, до НО кВт)'.
Давление воздуха на входе в воздушный турбостартер состав-
ляет обычно 2,5—5 даН/см2 (системы низкого давления), темпе-
11 * 323
1тура воздуха /в = 1504-200р С. Низкие температуры воздуха
ззволяют обходиться более дешевыми легкими сплавами для
1готовления рабочих лопаток и дисков турбин. Расход воздуха
/рбостартера меняется от 0,35—0,4 кг/с при мощности Nn. у=
ЗО-г-40 л. с. (22—30 кВт) до 1,0—1,2 кг/с при /Vn.y=1204-
50 л. с. (90-4-110 кВт). В среднем при мощности Nn.у~70 л. с.
Рис. 4.17. Схема запуска газотурбинных двигателей воз-
душными турбостартерами:
а—вспомогательный энергоузел; б—воздушный турбостартер с регу-
лирующим клапаном; /—газовая турбина; 2—камеры сгорания; 3—
компрессор; 4—-электрический стартер прямого действия; 5—запор-
ные клапаны; 6—трубопроводы к газотурбинным двигателям; 7—
механизм сцепления с двигателем-, в—турбина; 9—патрубок отвода
сжатого воздуха в атмосферу; 10—редуктор; //—центробежные вы-
ключатели; 12—мембрана; 13—поршень; 14—воздушная заслонка;
15—поршень с рейкой для открывания и закрывания заслонки
(~50 кВт) воздух на входе в турбостартер имеет следующие
параметры: рвх=3,14-3,3 даН/см2; tB= 1604-180°С; GB=A0,74-
0,75 кг/с.
На рис. 4.17 показана схема запуска турбореактивных дви-
гателей тяжелого летательного аппарата с помощью воздушных
турбостартеров.
В эту систему запуска входят портативный газотурбинный
двигатель (в качестве генератора сжатого воздуха низкого дав-
ления) с турбиной J, камерой сгорания 2 и компрессором 3. За-
пуск вспомогательного ГТД осуществляется электростартером 4
прямого действия. Воздух от генератора поступает по трубопро-
водам 6 с запорными кранами 5 к воздушным турбостартерам,
установленным на основных двигателях. После запуска одного
двигателя воздух направляется к другому с помощью перекры-
тия кранов 5.
На рис. 4.17,6 показана схема работы воздушного турбо-
стартера с регулирующим клапаном.
324
На рис. 4. 18 показан продольный разрез воздушного турбо-
тартера СВ-25 с осевой турбиной.
Источниками сжатого воздуха для воздушных турбостарте-
ов могут служить аэродромные или бортовые баллоны, аэро-
.ромные компрессорные установки, вспомогательные газотурбин-
ibie установки, размещенные на борту самолета, компрессор од-
[ого из запущенных двигателей на летательном аппарате
двумя или большим числом двигателей.
Рис. 4.18. Воздушный турбостартер СВ-25:
/—канал подвода' воздуха; 2—>регулятор давления воздуха; 3—лопатки сопло-
вого аппарата турбины; 4—турбина; 5—средний корпус: 6—двухвеицовый са-
теллит редуктора; 7—неподвижная шестерня внутреннего зацепления; в—кор-
пус редуктора; 9—фланец крепления турбостартера к двигателю; 10—храпо-
внк; //—предельный валик; 12—корпус сателлитов; /3—ведущая шестерня;
14—корпус турбины
Система запуска с бортовыми баллонами достаточна тяжелая
и ограничивает число запусков без перезарядки баллонов (обыч-
но баллоны рассчитаны на 3—5 запусков). Это главный недоста-
ток системы запуска с воздушными турбостартерами.
В качестве бортовых баллонов могут применяться металли-
ческие или более легкие баллоны из стеклопластика, выдержива-
ющие давление до 200 даН/см2. К стартеру воздух подается от
баллонов через редукционный клапан. Баллоны можно переза-
ряжать от наземного источника или от бортового компрессора
(чаще всего являющегося частью вспомогательной силовой уста-
новки) во время полета.
Большой интерес представляют специальные газотурбинные
генераторы сжатого воздуха (аэродромные или бортовые). На
рис. 4. 19 показана схема одного из бортовых газотурбинных
энергоузлов (турбогенератора сжатого воздуха), представляю-
щего собой газотурбинный двигатель с двухступенчатым центро-
325
бежным компрессором с приводом от свободной турбины. Газо-
турбинный двигатель энергоузла работает на том же топливе,
что и основные двигатели летательного аппарата.
Рис. 4.19. Газотурбинный энергоузел (турбогенератор сжатого воздуха):
/—выход сжатого воздуха; 2—регулятор расхода воздуха; 3—патрубок перепуска
воздуха; 4—патрубок II ступени компрессора; 5—воздухозаборник; 6—патрубок
I ступени компрессора-. 7—узел ротора; 8—масляный радиатор; 9—шумоглуши-
тель на входе; 10—узел выхлопного коллектора; //—переходник с сопловым ап-
паратом свободной турбины; 12— газосборник; 13— камера сгорания; 14—свеча за-
жигания; 13—форсунка; 16—входной патрубок камеры сгорания; 17—ротор; А—
движение воздуха, подаваемого к потребителю (штриховая линия — пониженное
давление, сплошная — повышенное давление); Б—движение воздуха в двигателе
Удельная мощность воздушных турбостартеров, работающих
на воздухе низкого давления, составляет 7—10 л. с./кг массы (5—
7 кВт/кг массы).
Удельная мощность воздушной пусковой системы в целом при
использовании бортового энергоузла низкого давления состав-
ляет 0,75—1,2 л. с./кг массы (0,55—0,88 кВт/кг массы).
г
2. ТОПЛИВО-ВОЗДУШНЫЕ ТУРБОСТАРТЕРЫ
Турбина топливо-воздушных стартеров работает на горячих
газах, образующихся при сгорании топлива в камерах сгорания.
В качестве топлива обычно используется то же топливо, на ко-
тором работает основной двигатель, но может быть использова-
но и другое (в этом случае для него необходимы дополнитель-
ные емкости).
Необходимый для сгорания топлива воздух может подавать-
ся либо от компрессора стартера (турбокомпрессорный стартер),
либо от специальных источников — баллонов (бескомпрессор-
ный топливо-воздушный стартер).
Турбокомпрессорный стартер представляет собой
малогабаритный газотурбинный двигатель (по схеме аналогич-
326
ный ТВД), в котором избыточная мощность турбины использу-
ется для раскрутки ротора запускаемого двигателя. Такой дви-
гатель, однако, имеет ряд отличий от полноразмерного ТВД, обу-
словленных спецификой его работы. Основные элементы
конструкции турбокомпрессорного стартера проектируются из
условия кратковременной непрерывной работы только в процес-
се запуска. Конструктивные формы элементов и их компоновка
выбираются из условия получения максимальной мощности при
Рис. 4.20. Кинематические схемы
турбостартеров:
а—<з гидромуфтой; б—с дифференци-
альным планетарным редуктором; в—с
кинематически не связанными турби-
нами; /—центробежный компрессор;
2—турбниа; 3— редуктор; 4— гидромуф-
та; S—храповая муфта; 6—свободная
турбина
малых габарите и массе. Экономичность стартера имеет второ-
степенное значение.
На турбокомпрессорных стартерах применяется упрощенная
система автоматического регулирования, обеспечивающая толь-
ко разгон и работу стартера на одном рабочем режиме.
Как уже отмечалось, турбокомпрессорный стартер не обла-
дает самостоятельным запуском. Для его запуска используют
электростартер прямого действия, работающий от аккумулятор-
ных батарей.
На время запуска турбокомпрессорный стартер отключают от
основного двигателя.
Турбокомпрессорные стартеры могут различаться размерами,
характеристиками и способом передачи мощности на вал запу-
скаемого двигателя.
На рис. 4. 20 показаны наиболее характерные кинематические
схемы турбокомпрессорных стартеров.
В первой схеме (см. рис. 4.20, а) центробежный ком-
прессор 1 вращается одноступенчатой газовой турбиной 2 и через
редуктор 3 избыточная мощность передается на вал запускае-
мого двигателя. Для предотвращения динамических нагрузок на
элементы передачи в конструкцию редуктора введена гидро-
муфта.
.327
Заполнять полость гидромуфты можно по-разному, получая
при этом различные характеристики стартера по числу оборо-
тов. При постоянном заполнении гидромуфты маслом момент
стартера (вместе с моментом турбинной части гидромуфты) бу-
дет уменьшаться с ростом числа оборотов двигателя (рис. 4.21,
кривая 1). Так как на любом режиме работы гидромуфты мо-
менты на турбинном и насосном колесах равны, то с ростом чис-
ла оборотов двигателя момент на насосном колесе будет также
падать. Вместе с этим уменьшается и мощность, развиваемая
Рис. 4.21. Характеристи-
ка турбокомпрессорного
стартера с гидромуфтой:
/—постоянного заполнения;
2—переменного заполнения
турбокомпрессорным стартером по мере раскрутки ротора дви-
гателя (что достигается уменьшением подачи топлива в камеру
сгорания стартера).
Таким образом, при постоянном заполнении гидромуфты мас-
лом расчетная мощность турбокомпрессорного стартера будет
использоваться только в начальный момент раскрутки ротора
двигателя.
Заполнение гидромуфты маслом можно регулировать так,
чтобы на всем протяжении раскрутки ротора двигателя крутя-
щий момент, развиваемый турбинным колесом гидромуфты, оста-
вался постоянным и равным расчетному моменту стартера (см.
рис. 4.21, кривая 2). Поскольку число оборотов турбокомпрес-
сора стартера поддерживается постоянным, то и мощность, разви-
ваемая турбокомпрессором, остается неизменной. Очевидно, что
указанный процесс регулирования можно выполнить лишь при
несколько переразмеренной гидромуфте по сравнению с гидро-
муфтой постоянного заполнения.
Турбокомпрессорный стартер с гидромуфтой переменного за-
полнения обеспечит более быстрый запуск двигателя, чем с гид-
ромуфтой постоянного заполнения.
Во второй схеме турбокомпрессорного стартера (см.
рис. 4. 20, б) выходной вал и вал компрессора связаны с валом
турбины при помощи планетарного редуктора. Число оборотов
компрессора при запуске нарастает очень быстро до максималь-
ного значения, которое затем поддерживается постоянным. Чис-
ло оборотов турбины по мере увеличения числа оборотов выход-
ного вала возрастает. При этом момент, развиваемый турбиной,
остается неизменным (поскольку остается постоянным момент
328
компрессора при постоянном его числе оборотов). Поэтому мо-
мент на выходном валу не зависит от его числа оборотов, т. е.
остается постоянным в процессе раскрутки ротора двигателя.
Дифференциальный редуктор позволяет, таким образом, пере-
дать мощность от одной турбины на вал компрессора и на вы-
ходной вал При различных числах их оборотов без дополнитель-
ных потерь энергии.
В третьей схеме (см. рис. 4.20, в) турбокомпрессорный
стартер имеет двухступенчатую турбину. Первая ступень турби-
ны жестко связана с компрессором. Вторая, стартовая ступень,
турбщш, кинематически не связана с первой и служит для рас-
крутки~ротора двигателя. Турбокомпрессор стартера большую
часть времени работает на практически установившемся числе
оборотов (не считая времени разгона турбостартера в началь-
ный момент) и служит генератором газа для второй ступени
турбины. По мере раскрутки ротора двигателя крутящий момент,
развиваемый стартовой турбиной, уменьшается, так как при по-
стоянном числе оборотов турбокомпрессора расход газа и его
параметры при данных внешних условиях остаются неизмен-
ными.
Отсутствие жесткой связи между турбинами позволяет вы-
брать большую окружную скорость колеса компрессора и полу-
чить более высокую степень повышения давления. В то же вре-
мя стартовая турбина работает при непрерывно изменяющемся
числе оборотов, обеспечивая плавную раскрутку ротора двига-
теля в процессе его запуска. Кроме того, такая схема стартера
позволяет уменыНйть передаточное число редуктора и, следова-
тельно, его массу за счет меньшего числа оборотов свободной
турбины.
Турбокомпрессорный стартер, выполненный по третьей схе-
ме, развивает значительно больший крутящий момент в началь-
ный период запуска по сравнению с другими схемами, что спо-
собствует сокращению продолжительности запуска двигателя.
Достоинством турбокомпрессорных стартеров является воз-
можность получения значительной мощности, требующейся для
запуска ГТД любой тяги (мощности) при умеренных габаритах
и массе стартера. Кроме того, они обеспечивают многократный
автономный запуск.
К недостаткам этих стартеров можно отнести сравнительно
большую продолжительность запуска двигателя, зависящую от
времени запуска самого стартера (для современных турбоком-
прессорных стартеров мощностью 100—200 л. с. (75—150 кВт).
Это время превышает 15 с.
Удельная мощность турбокомпрессорных стартеров с обслу-
живающими его агрегатами составляет 1,2—2,0 л. с./кг массы
(0,88—1,5 кВт/кг), а при мощности стартера более 100 л. с.
(73 кВт) может дойти до 2,5—3,5 л. с./кг массы (1,8—2,6 кВт/кг
массы).
329
На рис. 4. 22 показана кинематическая схема турбокомпрес-
сорного стартера С-ЗООМ, устанавливаемого на турбореактивном
двигателе РД-ЗМ-500.
На рис. 4. 23 дан продольный разрез турбокомпрессорного
стартера С-ЗООМ. Основные технические данные стартера С-ЗООМ
приведены в табл. 4.4.
Рис. 4.22. Кинематическая схема турбокомпрессорного старте-
ра С-ЗООМ:
/—центробежный компрессор; 2—кольцевая камера сгорания; 3—турби-
на; 4-гЭлектростартер; 5—роликовая муфта; б—гидромуфта; 7—масло-
насос; 5—топливный насос-регулятор; 9—датчик-генератор тахометра;
/О—центробежная храповая муфта; //—тахогенератор
Бескомпрессорные топливо-воздушные стар-
теры аналогичны по принципу действия воздушным турбостар-
терам с подогревом воздуха. Для своей работы эти стартеры
используют сжатый воздух из баллонов высокого давления (до
200 даН/см2). Однако параметры газа, поступающего на турби-
ну в бескомпрессорных топливо-воздушных стартерах, сущест-
венно другие: топливо сгорает в камере сгорания стартера при
давлении до 15—20 даН/см2; температура газов достигает
2000° С.
Горячие газы, поступая на рабочее колесо турбины, создают
большой начальный момент стартера *, который мало меняется
* Момент, развиваемый бескомпрессорным топливо-воздушным стартером,
л Gr/?2p
определяется уравнением' Ма у=М0Ьп, где Ь=----— ; Gr—расход газа
30 i20
через турбину стартера, кг/с; /?ср — средний радиус рабочих лопаток турби-
ны, м; <о—общее передаточное число редуктора от стартера к двигателю.
330
Рис. 4.23. Турбокомпрессорный стартер С-ЗООМ
331
Таблица 4.4
Основные технические данные турбокомпрессорногб стартера С-300М
Выходная мощность, л.с., (квт) 90—100 (66—73)
Частота вращения на рабочем режиме, об/мин 31000—33500
Расход воздуха, кг/с 1,5
Расход топлива, кг/ч 85—100
Температура выхлопных газов (за турбиной), °C Не более 680—700
Время непрерывной работы стартера, с Не более 80
Время выхода стартера на рабочий режим, с Не более 28
„ . лс Передаточное число редуктора t — 24
Относительное скольжение гидромуфты, % 4—6
„ | диаметр, мм 520
Габариты стартера / — J длина, мм 935
Масса, кг 75
Рис. 4.24. Схема пуско-
вой системы с топливно-
воздушным стартером:
1—воздушный баллон; 2—ре-
дукционный клапан I ступе-
ни; 3—трехходовой кран;
4—штуцер для присоедине-
ния К аэродромному балло-
ну. 5—часовой отсечной ме-
ханизм; б—запорный кла-
пан; 7—соленоид; S—редук-
ционный клапан П ступени
редукции; 9—топливный
бак; 10—подвод воздуха в
топливный бак; //—топлив-
ная форсунка; 12—камера
сгорания; 13—турбина; 14—
редуктор с муфтой включе-
ния; /5—сливной кран; 16—
свеча; /7—•аккумуляторная'
батарея; 18—кнопка включе-
ния; 19—бобина
с увеличением числа оборотов двигателя. При достижении рото-
ром турбины максимального числа оборотов центробежный вы-
332
ключатель с помощью реле отключает подачу топлива и воздуха
в камеру сгорания и стартер останавливается.
На рис. 4. 24 приведена принципиальная схема пусковой си-
стемы с бескомпрессорным топливо-воздушным стартером. До-
стоинством бескомпрессорных топливо-воздушных стартеров
является возможность получения большого начального крутяще-
Рис. 4.25. Топливно-воздушный стартер:
7—турбина; 2—валик сцепления с двигателем; 3—фланец креп-
ления стартера к двигателю; 4—муфта; 5—отвод газов в атмо-
сферу; 6—камера сгорания; 7—подвод сжатого воздуха
го момента (при пологой моментной характеристике), достаточ-
ного для запуску двигателей большой тяги (мощности). Боль-
шая мощность — до 300—500 л. с. (220—360 кВт) стартера обес-
печивает малое время запуска. Кроме того, эти стартеры имеют
небольшую массу устройств, входящих в систему запуска. Топ-
ливо используется то же, что и в запускаемом двигателе. Основ-
ным недостатком такой системы, являются повышенные тепло-
вые нагрузки на детали камеры сгорания и турбины, а также
ограниченность числа запусков, определяемая емкостью балло-
нов сжатого воздуха.
На рис. 4. 25 показан бескомпрессорный топливо-воздушный
стартер.
3. ЖИДКОСТНЫЕ (БЕСКОМПРЕССОРНЫЕ) ТУРБОСТАРТЕРЫ
Турбина таких стартеров работает на газах, полученных в
результате разложения унитарного (однокомпонентного) жидко-
го топлива — перекиси водорода (Н2О2) или изопропилнитрата
[(СНз^СНСЖОг]. Для получения газов могут быть использованы
продукты реакции жидких горючего и окислителя (в качестве
топлива.в последнем случае обычно применяют керосин или фур-
фурол с азотной кислотой) с раздельной подачей компонентов.
333
Система запуска, работающая на жидком унитарном топливе,
кроме самого стартера (включающего в себя камеру сгорания
(разложения) топлива, турбину, редуктор числа оборотов и ме-
ханизм сцепления стартера с двигателем), содержит топливный
бак, топливный насос с независимым электроприводом, систему
регулирования и зажигания. Топливный бак и часть аппаратуры
могут быть размещены на летательном аппарате в любом месте,
остальное элементы — на двигателе. В системе с двухкомпонент-
Рис. 4.26. Жидкостный турбостартер, работающий на пере-
киси водорода:
/—муфта сцепления; 2—регулятор; 3—редуктор; 4—бачок с пере-
кисью водорода; 5—насос; 6~'камера парогенератора с катализа-
тором; 7—пар и газообразный кислород; 8—труба для отвода газов
ным топливом система подачи топлива усложняется, так как не-
обходимо иметь насосы с приводом для каждого из компонентов.
Усложняется и система регулирования.
Система подачи топлива в жидкостных турбостартерах может
быть не только насосной, но и вытеснительной. В последнем слу-
чае насосы с их приводом не нужны, зато в систему включается
баллон с газом для выдавливания топлива в камеру сгорания
(парогазогенератор). Такая система может получиться более
легкой.
Основным преимуществом жидкостных турбостартеров явля-
ется их способность развивать большую мощность — до 400 л. с.
(~300 кВт) при малых габаритах и массе. Их удельная мощ-
ность достигает 2,5—6,5 л. с./кг массы (1,8—4,8 кВт/кг массы).
Крутящий момент таких стартеров с увеличением числа оборо-
тов несколько уменьшается (практически остается постоянным).
Система с жидкостным турбостартером может быстро выво-
дить запускаемый двигатель на режим устойчивой работы, т. е.
обеспечить ускоренный запуск.
Возможность многократных запусков ограничивается лишь
емкостью топливных баков.
334
На рис. 4. 26 показана схема жидкостного турбостартера, ра-
ботающего на перекиси водорода. В этой схеме подача топлива
из бака в парогазогенератор осуществляется при помощи насоса.
В паро-газогенераторе в присутствии твердого катализатора
(обычно перманганата натрия или калия) перекись водорода раз-
лагается на водяной пар и газообразный кислород при давлении
20—25 даН/см2 с выделением тепла. Полученная парогазовая
смесь приводит во вращение турбину.
Рис. 4.27. Система запуска с турбостартером на однокомпонентном
топливе:
/—турбостартер; 2—турбина; 3—отвод газов в атмосферу; 4—редуктор; 5—ва-
лик для сцепления с двигателем.- 6—фланец крепления стартера к двигателю;
7 и 8—топливная система; 9—панель; 10, 11 и 12—'аппаратура зажигания
Недостатком турбостартеров, работающих на перекиси водо-
рода, является сравнительно низкая температура разложения
перекиси водорода, особенно при невысокой концентрации (для
80-процентной Н2О2 температура разложения равна ~480р С, для
90-процентной Н2О2 ~730°С), что снижает к. п. д. турбины и
приводит к увеличению расхода рабочего тела. При повышении
концентрации увеличивается температура разложения, но одно-
временно увеличивается склонность к саморазложению (взрыво-
опасность) и повышается (и без того высокая) температура за-
мерзания (80-процентная Н2О2 замерзает при —22,2°С; 90-про-
центная Н2О2 — при —7,8° С). В связи с этим в систему стартера,
работающего на перекиси водорода, необходимо включать спе-
циальные подогреватели (для зимней эксплуатации).
На рис. 4.27 показана система запуска жидкостного турбо-
стартера, работающего на однокомпонентном жидком топливе —
335
изопропиловом нитрате. Изопропилнитрат в начале работы сме-
шивается в камере сгорания с воздухом, поступающим от воз-
душного компрессора стартера, полученная горючая смесь под-
жигается электрической свечой высокого напряжения. Когда тем-
пература возрастает и становится достаточно высокой, изопро-
пилнитрат начинает разлагаться самопроизвольно, и возрастает
давление в камере сгорания. Необходимость в воздухе при этом
отпадает и подача его в камеру прекращается.
В этой системе запуска воздух необходим не только для по-
лучения горючей смеси и первоначального горения. До запуска
стартера воздухом продувается камера сгорания для очистки ее
от продуктов сгорания предыдущего запуска. Температура про-
дуктов разложения изопропилнитрата в камере сгорания в на-
чальный момент составляет ~ 1000° С, а перед турбиной
«450° С. Такие значения температур не требуют высокой жаро-
прочности от деталей камеры сгорания и турбины и обеспечи-
вают достаточно высокий ресурс стартера. Изопропилнитрат
обладает отрицательным кислородным балансом (aOl =0,315)..
При нормальной температуре и атмосферном давлении изопро-
пилнитрат не взрывоопасен, не чувствителен к толчкам, не ядо-
вит.
4. ПОРОХОВЫЕ ТУРБОСТАРТЕРЫ
Турбина порохового турбостартера работает на газах, полу-
ченных при горении очень малогабаритного и мощного энерго-
носителя—твердого топлива. Это определяет компактность
пороховых турбостартеров большой работоспособности и мощ-
ности. Большая мощность пороховых турбостартеров—до 300—
400 л. с. (2204-300 кВт) позволяет осуществить ускоренный (за
несколько секунд) запуск мощных газотурбинных двигателей
любого числа самолетов без использования аэродромных средств
и тем самым значительно снижает время подготовки самолетов
к вылету, позволяет решить проблему запуска двигателей на уда-
ленных и необорудованных аэродромах или при вынужденной
посадке.
Пусковая система этого типа — самая легкая из всех сущест-
вующих систем автономного запуска ГТД. Удельная мощность
системы запуска с пороховым турбостартером достигает 5—
7 л. с./кг массы (3,7—5,1 кВт/кг массы).
При использовании пороховых турбостартеров приходится
считаться с большими динамическими нагрузками в деталях
передачи момента от стартера к двигателю. Для поглощения
ударных нагрузок и предохранения деталей от поломки в конст-
рукцию редуктора вводят специальные устройства, ограничиваю-
щие передаваемые моменты, например, фрикционные муфты.
Ввиду малого времени запуска двигателя пороховым турбо-
стартером возникают трудности и при создании топливной систе-
336
мы ^двигателя, которая должна обеспечивать организацию про-
цесса горения топлива за это короткое время.
Обычно в пороховых турбостартерах применяют бездымный
порох с добавкой специальных веществ — флегматизаторов, за-
медляющих горение. Типичный состав такого твердого топлива:
59% нитроцеллюлозы, 20% нитроглицерина и 21% примесей, ре-
гулирующих скорость горения. Представляет интерес также твер-
дое топливо на основе нитрата аммония, при сгорании которого
Рис. 4.28. Схема пиротурбинного стартера с пороховым
генератором:
А—турбостартер; £—пороховой генератор; 1—электрический контакт
для воспламенения порохового заряда; 2—пороховой заряд в гиль-
зе; 3—решетка; 4—предохранительный клапан; 5—выхлопное отвер-
стие для пороховых газов; 6—трубопровод подвода пороховых га-
зов к турбине; 7—турбина стартера; 5—трубка отвода пороховых
газов в атмосферу; 9—редуктор; 10—механизм сцепления стартера
с двигателем-, 11—фланец крепления стартера к двигателю; 12—ва-
лик для сцепления стартера с двигателем
получается более низкая температура газов, которые менее эро-
зионно- и коррозионно-активны, чем у предыдущего состава топ-
лива. В зависимости от состава твердого топлива и условий го-
рения температура газов в пороховом газогенераторе достигает
1700—4900° С, а давление — до 90 даН/см2.
Температура газов значительно превышает максимально до-
пустимую для сопел и рабочих лопаток турбин. Для снижения
температуры газов к ним можно подмешивать холодный воздух
или впрыскивать воду.
Размеры и тип порохового генератора газов определяются
требуемыми параметрами (расходом газа и скоростью его исте-
чения из сопловых аппаратов) и суммарным временем горения
пороха.
Пороховой генератор газа может быть однозарядным
(рис. 4.28), двухзарядным (рис. 4.29) и многозарядным с па-
тронником стационарного или револьверного типа.
. Масса одного заряда твердого топлива выбирается из расче-
та на один запуск. Для повторного запуска требуется перезаряд-
337
ка патронника или поворот барабана в патроннике револьве]
ного типа. Заряд топлива в пиропатронах поджигается с пом*
щью электрозапала от бортовой электросети.
Конструкция порохового заряда должна обеспечить приме;
но постоянный массовый расход газа, для чего выбирают соо
ветствующую форму пороховой шашки с определенной повер
ностью горения. На расход газа значительное влияние оказывав
Рис. 4.29. Пороховой турбостартер с двумя патронникам»
(G = 27 кг; ЛГшах=150 л. с. (110-103 Вт); М=14 даН-м):
А и Б—цилиндры пиропатрона; /-Канал-. 2—проходное отверстие; 3—
сверление в диафрагме 4; 4—диафрагма; 5—стопорная диафрагма с
окнами; 6—«ротор турбины; 7—редуктор (/=5); 8—вал; 9— многодисковая
муфта; 10—упругое кольцо; //—масляные и газовые уплотнения; 12—
выхлопной канал; 13—диск для перепуска газа при избыточном давле-
нии; 14—окно для выпуска избыточного газового потока в аварийных
случаях-, 15—колпачок затвора с контрящим храповиком (при переза-
рядке нужно отвернуть колпачок и вставить патрон); 16—пиропатрон;
/7—электрический контакт; 18—дренажные отверстия для выхода мас-
ла в двигатель; 19—отверстия для подачи масла из двигателя; 20—
горловина для заправки маслом,- .2/—отверстия для выхода выхлопных
газов
338
такая скорость горения твердого топлива, которая, в свою оче-
редь, зависит от давления в пороховом генераторе и от темпе-
ратуры заряда при постоянной площади проходного сечения
. соплового аппарата. При пониженной температуре окружающего
воздуха (а следовательно, и заряда твердого топлива) снижает-
ся скорость горения пороха и уменьшается располагаемая мощ-
ность стартера, в то время как потребная мощность для запуска
ГТД возрастает. При повышении температуры заряда возрастает
давление в камере сгорания, что приводит к увеличению скоро-
сти горения пороха. При этом возрастает и крутящий момент,
развиваемый на выходном валу стартера.
Увеличение давления в камере сгорания при высокой темпе-
натуре атмосферного воздуха приводит к чрезмерному увеличе-
( нию мощности стартера. Поэтому в конструкции стартера преду-
сматривают специальные устройства для защиты от чрезмерного
повышения давления. Такими устройствами могут быть либо
предохранительная мембрана на корпусе газогенератора (кото-
рая прорывается при превышении максимально допустимого
давления), либо предохранительный клапан. Клапан максималь-
ного' давления перепускает часть газа через дополнительное
проходное окно. В результате как бы увеличивается эффективная
площадь соплового аппарата и давление в камере сгорания па-
дает. Благодаря клапану максимального давления давление
в камере сгорания при различных температурах атмосферного
воздуха изменяется незначительно. При этом максимальный кру-
тящий момент стардера и возникающие ударные нагрузки на
элементы коробки приводов будут поддерживаться в безопасных
пределах и, таким образом, обеспечивается безопасность и на-
дежность работы пускового устройства в широком диапазоне
температур.
В пороховых турбостартерах обычно применяются парциаль-
ные активные турбины с сопловыми аппаратами в виде сверх-
звуковых сопел Лаваля, в которых высокое давление и темпера-
тура пороховых газов преобразуются в кинетическую энергию.
Выходной угол соплового аппарата обычно лежит в пределах
17—20°. Кинетическая энергия газов, покидающих сопловой ап-
парат, преобразуется в полезную работу на валу турбины с по-
мощью одноступенчатой активной турбины. Сопловой аппарат
и рабочее колесо турбины выбираются из условия преобразова-
ния энергии пороховых газов в механическую работу при мини-
мальных размерах и массе.
Для эффективного преобразования высокой энергии порохо-
вых газов активная турбина малых диаметральных размеров
должна работать с чрезвычайно большим числом оборотов (вы-
ше 50000 об/мин). Так как в результате этого характеристика
крутящего момента по числу оборотов турбины практически всег-
да не соответствует требуемой характеристике момента по чис-
339
лу оборотов выходного вала стартера, между валом турбины
и выходным валом стартера должен устанавливаться редуктор
с большим передаточным числом (до io=20 и выше).
Специфической проблемой, свойственной пороховым старте-
рам, является обеспечение длительного срока службы элемен-
тов тракта, по которому пороховые газы с высокой температу-
рой и давлением поступают к турбине. Особое внимание необ-
ходимо оказывать выбору материалов. При этом должны быть
обеспечены следующие условия:
1) достаточная прочность трубопровода при максимальной
температуре;
2) минимальная поверхность, подверженная действию горя-
чих газов;
3) минимальные местные усталостные напряжения от дейст-
вия циклических термических нагрузок;
4) минимальная эрозия материала от действия продуктов сго-
рания пороха;
5) минимальная высокотемпературная коррозия от действия
продуктов сгорания пороха.
Этим условиям лучше удовлетворяют сплавы на никелевой
или кобальтовой основе.
Лучшей стойкости способствуют диффузионные покрытия
хромом поверхностей, подверженных коррозии, а также установ-
ка жаростойких экранов, служащих только для направления ос-
новного потока горячих газов, но не испытывающих давления.
Элементы конструкции, которые должны выдерживать давление
газа, защищают от циклического воздействия высокой темпера-
туры с помощью теплоизоляционных материалов, воздушных
прослоек и экранов между этими элементами и газопроводящи-
ми каналами.
Особенность системы запуска с пороховым турбостартером
заключается в том, что начавшееся горение нельзя прекратить до
полного сгорания топлива. Поэтому, если к моменту окончания
раскрутки ротора двигателя до оборотовотключения стартера
(обороты га3) горение не прекратилось и давление пороховых
газов не упало до безопасного уровня, то турбина стартера пос-
ле снятия нагрузки (отключения ее от двигателя) пойдет в раз-
нос и может разрушиться. Поэтому в конструкции стартера
необходимо иметь достаточно простое и надежно работающее
устройство, ограничивающее предельно допустимое число оборо-
тов ротора турбины.
Рассмотрим некоторые применяющиеся способы ограничения
числа оборотов пороховых турбостартеров.
1. Отклонение потока горячих газов (перепуск) до соплово-
го аппарата турбины таким образом, чтобы они не проходили
через сопловой аппарат после достижения числа оборотов от-*
ключения стартера.
340
В этом случае необходимы датчик числа оборотов или уско-
рения и соответствующее устройство для отсечки или перепуска
газов.
Датчик может состоять из центробежного регулятора и мик-
ровыключателя или соленоида и соответствующей электрической
цепи. Регулятор может быть механически соединен с клапаном
перепуска газа.
2. Перепуск горячих газов между сопловым аппаратом и ра-
бочим колесом турбины полностью или частично после достиже-
ния числа оборотов отключения стартера.
Рис. 4.30. Характеристика турбостартера
с использованием вентилятора в качест-
ве аэродинамического тормоза:
/—крутящий момент на турбине без вентиля-
тора; 2—момент сопротивления вентилятора;
3—момент на турбине с вентилятором (М* ).
4—число оборотов турбостартера при Afjj =0;
5—число оборотов разрушения турбины
Исполнительное устройство должно быть связано с датчиком
числа оборотов выходного вала или с датчиком ускорения, или
с датчиком крутящего момента, развиваемого стартером.
Этот способ регулирования числа оборотов может быть вы-
полнен в двух вариантах.
В первом вар'ианте между сопловым аппаратом и ра-
бочим колесом помещается заслонка, перекрывающая поступле-
ние газа на рабочее колесо турбины и отклоняющая поток газа
в сторону.
Во втором варианте при помощи специального устрой-
ства в редукторе можно изменять положение рабочего колеса
турбины относительно соплового аппарата таким образом, что-
бы рабочие лопатки выходили из потока газов, направляемого
сопловым аппаратом.
3. Аэродинамическое регулирование крутящего момента на
турбине по числу оборотов. Может быть два варианта такого ре-
гулирования.
В первом варианте используется крыльчатка вентиля-
тора, сидящая на одном валу с турбиной и поглощающая ее кру-
тящий момент (аэродинамический тормоз). При отсутствии
нагрузки на турбине ее торможение (ограничение оборотов) обес-
печивается крыльчаткой вентилятора. Тормозная характеристи-
ка (момент сопротивления) крыльчатки вентилятора (рис. 4. 30)
выбирается с учетом характеристики турбины таким образом,
чтобы получить необходимые характеристики стартера на безо-
пасном предельном числе оборотов ротора турбины с учетом
работы стартера на определенной высоте над уровнем моря
341
(~1800 м). Крыльчатка является единственной вращающейся
частью механизма ограничения числа оборотов и ее работа пол-
ностью независима от какого-либо механизма. Крыльчатка по-
глощает минимальную величину крутящего момента в диапазо-
не малых чисел оборотов, где требуется подводить от стартера
к ротору двигателя максимальный крутящий момент. При чис-
ле оборотов, близком к числу оборотов двигателя на малом газе,
где ограничение числа оборотов турбины обязательно, крыльчат-
кой поглощается максимальный крутящий момент. Таким обра-
Схема двухступенчато й
турбины
Рис. 4.31. Характеристи-
ка турбостартера с двух-
ступенчатой турбиной:
/—крутящий момент на тур-
бине I ступени; 2—крутя-
щий момент на турбине
II ступени; 5—суммарный
крутящий момент двухсту-
пенчатой турбины
зом, автоматически ограничивается максимальное число оборо-
тов турбины стартера.
Во втором варианте ограничение предельно допусти-
мого числа оборотов ротора стартера достигается в результате
увеличения числа ступеней турбины. С помощью канала поток
газа за I ступенью поворачивается и направляется снова на ло-
патки турбины (это и будет II ступень). Благодаря этому изме-
няется характер протекания зависимости крутящего момента по
числу оборотов таким образом, что точка пересечения линией
крутящего момента оси абсцисс приходится на область безопас-
ных для стартера чисел оборотов (рис. 4. 31).
В обоих вариантах аэродинамического регулирования крутя-
щего момента по числу оборотов наблюдается некоторое ухудше-
ние к. п. д. турбины, однако в варианте с вентилятором потери
в к. п. д. могут быть сведены к минимуму при критических для
стартера числах оборотов.
Наряду с достоинствами, которыми располагают пороховые
турбостартеры, они имеют и существенные недостатки, препят-
ствующие их широкому распространению. Основным недостат-
ком является трудность хранения и транспортировки пиропатро-
нов. При растрескивании заряда твердого топлива резко возра-
342
стает поверхность горения, что может привести к резкому
повышению давления и взрыву.
Кроме того, пороховые газы ядовиты и вызывают эрозию и
коррозию деталей проточной части, что снижает срок службы
турбостартера. Стоимость одного запуска ТРД пороховым тур-
бостартером с учетом стоимости заряда твердого топлива, а так-
Рис. 4.32. Схема воздушно-порохового турбостартера с вентилятором
(аэродинамический тормоз):
1—заряд; 2—пороховой генератор; 3—рукоятка генератора; 4—штепсельный разъ-
ем; 5—-центральный контакт системы воспламенения заряда; 6—заземление сис-
темы воспламенения заряда; 7—клапан регулирования крутящего момента; 8—
сопла; 9—лопатки турбины; /0—'выхлопной коллектор; 11—выхлопной патрубок;
12—патрубок для подвода сжатого воздуха
же амортизации, обслуживания и ремонта остается пока самой
большой по сравнению с другими типами стартеров.
На рис. 4. 32 показана конструктивная схема воздушно-поро-
хового стартера, представляющего комбинацию порохового тур-
бостартера с воздушным. Таким стартером можно запустить ГТД
не только с помощью заряда твердого топлива, но и от источника
сжатого воздуха, в качестве которого может быть использовано
стандартное оборудование на аэродромах. В этом случае повы-
шается ресурс пусковой системы, а запуск двигателя будет бо-
лее экономичным. На многомоторном самолете источником сжа-
того воздуха может служить компрессор работающего (ранее
343
запущенного) двигателя или автономный генератор сжатого
воздуха.
Можно отметить некоторые особенности воздушно-пороховых
стартеров. Рабочие лопатки турбины воздушно-порохового стар-
тера должны обеспечивать приемлемые к. п. д. турбины при
работе на пороховых газах и на сжатом воздухе. Различие в ра-
боте турбины объясняется тем, что при работе на воздухе расход
рабочего тела через турбину будет больше, чем при работе Hi
пороховых газах. Для более эффективного преобразования энер
гии сжатого воздуха решетки профилей соплового аппарата не-
обходимо делать с суживающимися каналами, а условия иа вы-
ходе из соплового аппарата и скорости потока будут существен-
но разными при работе на сжатом воздухе и на пороховых газах.
Поэтому выбор параметров соплового аппарата и рабочего ко-
леса турбины воздушно-порохового стартера должен быть ком-
промиссным. Кроме того, величина передаточного отношения в
редукторе воздушно-порохового стартера должна быть такой,
чтобы близкая к требуемой характеристика крутящего момента
по числу оборотов достигалась при работе как на сжатом возду-
хе, так и на пороховых газах *.
В. МОТОСТАРТЕР
Мотостартер представляет собой небольшой поршневой дви-
гатель с воздушным охлаждением, работающий по двухтактно-
му циклу. Номинальная мощность таких стартеров колеблется от
3 до 15 л. с. (2,2—11 кВт), причем работают они с перегрузкой
по мощности в 1,5—2 раза.
На рис. 4.33 показан общий вид мотостартера, номинальной
мощностью ~8,4 л. с. (~6,2 кВт) при частоте вращения колен-
чатого вала ''-'6700 об/мин.
Запуск мотостартера осуществляется с помощью электро-
стартера через роликовую обгонную муфту или вручную путем
резкого вытягивания тросика, намотанного на барабан (после
ручного запуска специальная пружина возвращает систему в
исходное положение).
Вращение от коленчатого вала передается через дисковую
фрикционную муфту, планетарный редуктор с передаточным чис-
лом z’o = 4,8 и осевую храповую муфту на ротор запускаемого
* Крутящий момент воздушно-порохового стартера будет меньше при ра-
боте на сжатом воздухе от типичного наземного источника по сравнению с
таковыми при работе на пороховых газах. Поэтому для обеспечения избыточ-
ного крутящего момента стартера над моментом сопротивления двигателя при
всех значениях чисел оборотов ниже минимального потребного числа оборотов
отключения стартера требуемый угол наклона характеристики Л4Кр по числу
оборотов при работе на сжатом воздухе должен быть намного меньше, чем
при работе на пороховых газах.
344
двигателя. Осевая храповая муфта сцепляется с ротором двига-
теля еще до того, как начнет передаваться крутящий момент че-
рез фрикционную муфту. С этой целью в маховике фрикционной
муфты сделаны два ряда наклонных сверлений, в которые поме-
щены шарики. Как только начнет вращаться коленчатый вал,
внутренний ряд шариков под действием центробежных сил пере-
местит диск храповика вдоль оси и введет его в зацепление с ро-
тором двигателя. Центробежных сил шариков внешнего ряда,
6 7 8 9
Рис. 4.33. Мотостартер:
/—•храповик ручного запуска; У—трос ручного запуска; 3— барабан троса; 4—бо-
бниа электрозажигания; 5—вентилятор для охлаждения цилиндров двигателя;
5—диски фрикционной муфты; 7—сателлит редуктора; 8—неподвижная шестерня
редуктора; 9—ведущий вал; /0—храповик стартера; //—фланец крепления старте-
ра; 12— роликовый подшипник; 13—поршень включения храповика; //—гильза
цилиндра; 16—головка цилиндра; 16—‘палец поршня; /7—коленчатый вал 18—ша-
тун; 19— поршень; 20—свеча
упирающихся в диски фрикционной муфты, при этом пока недо-
статочно для включения муфты. Когда число оборотов коленча-
того вала возрастет, шарики под влиянием центробежных сил
начинают все сильнее сжимать ведущие, промежуточные и ведо-
мые диски фрикционной муфты и при определенном числе обо-
ротов муфта включается. При этом начинается раскрутка рото-.
ра двигателя.
Неподвижная шестерня редуктора удерживается от враще-
ния фрикционным кольцом, прижатым к ней пружинами. Если
крутящий момент на храповике превысит допускаемую величи-
ну, то неподвижная шестерня, преодолев трение о фрикционное
яд.к
кольцо, провернется, предохранив таким образом механизм от
возможной поломки.
По окончании запуска (при числе оборотов га3) мотостартер
выключается и храповая муфта автоматически отключает его
от двигателя.
Наряду с такими достоинствами, как автономный и много-
разовый запуск, мотостартер имеет существенные недостатки:
значительные массу и габариты (удельная мощность не превы-
шает 0,4 л. с./кг массы (~0,3 кВт/кг массы), сложность произ-
водства и высокая стоимость агрегата, необходимость использо-
вания специального топлива (бензина) и связанная с этим необ-
ходимость применения соответствующих емкостей (баков) на
самолете и на аэродроме, а также отдельная заправка этим топ-
ливом.
Двигатель мотостартера перенапряжен в тепловом отноше-
нии и нуждается в сравнительно длительных перерывах для
охлаждения после неудавшегося запуска. Указанные конструк-
тивные трудности и эксплуатационные недостатки и главным
образом трудность увеличения мощности при малых габаритах
и массе ограничивают область применения мотостартеров лишь
для запуска маломощных ГТД.
Продолжительность запуска ГТД с помощью мотостартера
увеличивается на соответствующее время запуска самого стар-
тера.
Г. ПНЕВМО- И ГИДРОСТАРТЕРЫ
Стартеры этого типа представляют собой объемные насосы и
компрессоры, работающие по обращенному циклу: к ним под-
водится жидкость (или воздух) с высоким давлением, которое
полностью или частично срабатывается в стартере, в результа-
те чего на выходном валу создается крутящий момент при опре-
деленном числе оборотов.
Частота вращения объемного стартера определяется разме-
рами ротора и объемным расходом рабочей жидкости (воздуха);
« = h(/,Q); развиваемый крутящий момент — размерами ротора
и перепадом давления: Л1п.у=/2(А Ар); мощность стартера опре-
деляется числом оборотов и крутящим моментом, т. е. Л^п. ут=
=f(Ap, Q, I). Таким образом, такие параметры, как Q и Др, а че-
рез них Л4п.у и п — взаимосвязаны. Это определяет возможность
широкого регулирования крутящего момента и частоты враще-
ния стартера в течение всего периода запуска двигателя. Недо-
статочное давление приводит к остановке стартера (так как
Л1п.у<Л1с). Быстрое увеличение частоты вращения стартера (на-
пример, вследствие резкого снижения момента сопротивлений
Л1С) при недостаточном нарастании Q также приведет к останов-
ке стартера.
346
Пневмостартер конструктивно может быть выполнен
в виде мотора коловратного типа. Сжатый воздух (обычно не-
высокого давления) подается в патрубок В (рис. 4.34) и, дейст-
вуя на лопатки, вращает ротор стартера. Через редуктор вра-
щение передается на ротор двигателя.
При сравнительной простоте конструкции стартеры этого ти-
па имеют недостатки: большую массу, сравнительно низкий
к. п. д. и большой расход сжатого воздуха на запуск (при одной
и той же мощности расход воздуха в коловратных пневмостарте-
рах больше примерно на 20—30%, чем в воздушном турбостар-
тере). Поэтому подобные стартеры использовались лишь для'
запуска маломощных ГТД.
Рис. 4.34. Пневмостартер коловратного типа
Пневмостартер может работать от аэродромных источников
сжатого воздуха (неавтономный запуск) или от бортовых бал-
лонов (в последнем случае продолжительность каждого запу-
ска и количество запусков ограничивается запасом сжатого воз-
духа).
Гидравлические стартеры представляют собой гид-
ромоторы, работающие на жидкости (обычно на масле) высо-
кого давления (до 210 даН/см2) при расходе до 200 л/мин.
Гидравлическая система запуска проста, однако не удовле-
творяет требованиям автономности (при отсутствии бортового
эцергоузла или гидроаккумулятора)-.
Достоинствами гидростартеров являются сравнительная про-
стота конструкции и надежность в работе, а также малые габа-
риты гидромотора, позволяющие установить его в носке двига-
теля.
Гидромотор после запуска двигателя может использоваться
в качестве гидронасоса.
Масса гидравлической пусковой системы зависит от массы
относительно тяжелых гидронасосов при требуемых мощно-
стях.
347
Д. БЕССТАРТЕРНЫЙ ЗАПУСК
В системах запуска без стартера для раскрутки ротора газо-
турбинного двигателя применяется его собственная турбина. При
этом используется воздух, который подается непосредственно на
лопатки турбины основного двигателя. Вследствие малого к. п. д.
и большого расхода воздуха эта система запуска малоэффек-
тивна, однако она представляется целесообразной для запуска
одноразовых ТРД (с питанием сжатым воздухом от наземных
источников) или для запуска подъемных двигателей самолетов
вертикального взлета и посадки (в этом случае источником сжа-
того воздуха может служить предварительно запущенный мар-
шевый двигатель).
В системах запуска без стартера могут быть использованы
вместо воздуха газы, полученные от сгорания твердого топлива
(пороха) в пиропатронах, установленных непосредственно на
корпусе турбины двигателя. Подвод газа на лопатки турбины в
этом случае обычно бывает парциальным. Такая система запу-
ска при всей ее простоте имеет недостатки: низкий к. п. д. и воз-
действие на рабочие лопатки турбины двигателя коррозионно-
активных пороховых газов с высокой температурой, что может
вывести из строя турбину.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Абрамов Е. И., Колесниченко К- М., Маслов В. Т. Эле-
менты гидропровода. [Справочник.] Киев, «Техника», 1969.
2. Агейкин Д. И., Костина Е. Н., Кузнецова Н. Н. Датчики
контроля и регулирования, справочные материалы. М., «Машиностроение»,
1965.
3. А л а б и н М. А., Кац Б. М., Литвинов Ю. А. Запуск авиацион-
ных газотурбинных двигателей. М., «Машиностроение», 1968.
4. Аринушкин А. С., Абрамович Р. Б., Полиновский А. Ю
и др. Авиационные центробежные насосные агрегаты. М., «Машиностроение»
1967.
5. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Машгиз, 1963.
6. Б а ш т а Т. М. Расчет и конструкции самолетных гидравлических уст-
ройств. М., Оборонгиз, 1961.
7. Б а ш т а Т. М. Самолетные гидравлические приводы и агрегаты. М.,
Оборонгиз, 1951.
8. Б е л я н и н П. Н., Ч е р н е н к о Ж- С. Авиационные фильтры и очис-
тители гидравлических систем. М., «Машиностроение», 1964.
9. Г а м ы н и н Н. С. Основы следящего гидравлического привода. М^
Оборонгиз, 1962.
10. Григорьев М. А., Покровский Г. П. Автомобильные и трак
торные центрифуги. М., Машгиз, 1961.
11. Гродзиевский В. И. Реактивные центрифуги для очистки масля
в двигателях внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1963.
12. Иде л ьч и к И. Е. Справочник по гидравлическим- сопротивлениям
М.—Л., Госэнергоиздат, 1960.
13 Крассов И. М. Гидравлические элементы систем автоматичеаиЯЯ
регулирования. М., Машгиз, 1963.
348
14. Крутов В. И. Автоматическое регулирование двигателей внутрен-
него сгорания. М., «Машиностроение», 1968.
15. Кузьмин Г. А. Конструкция авиационных двигателей. М., Оборон-
гиз, 1962.
16. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. М.—Л., «Маши-
ностроение», 1966.
17. Л о п а т о А. Я. Выбор и расчет масляных пластинчатых фильтров.
[Сборник научных трудов Киевского политехнического института]. Изд.
ВНИТОМАШ, 1948.
18. О в с я н н и к о в Б. В. Теория и расчет насосов жидкостных ракетных
двигателей. М., Оборонгиз, 1960.
19. Орлов П. И. Смазка легких двигателей. Изд. ОНТИ, 1937.
20. Овсянников Б. В., Боровский Б. И. Теория и расчет агре-
гатов питания ЖРД. М., «Машиностроение», 1971.
21. Проскура Г. Ф. Гидродинамика турбомашин. Киев, Машгиз, 1954.
22. Пфлейдерер Карл. Лопаточные машины для жидкостей и га-
зов. М., Машгиз, 1960.
23. П о л и к о в с к и й В. И. Самолетные силовые установки. М., Оборон- .
гиз, 1952.
24. Р а з д о л и н М. В. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей, жид-
костные объемные насосы. М., Оборонгиз, 1959.
25. Р а з д о л и н М. В. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей, эле-
менты гидравлических систем, Ч. I, изд. МАИ, 1967, Ч. II, изд. МАИ, 1968.
26. Р я з а н о в Ю. А. Проектирование систем автоматического регулиро-
вания. М., «Машиностроение», 1968.
27. С к у б а ч е в с к и й Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели, кон-
струкция и расчет деталей, 3-е изд. М., «Машиностроение», 1969.
28. С т е п а н о в А. И. Центробежные и осевые насосы. М., Машгиз,
1960.
29. Фельдман Е. Л. Авиационный турбореактивный двигатель РД-
ЗМ-500. М., «Транспорт», 1968.
30. Ф е л ь д м а н Е. Л., Богданов А. Д., X а у с т о в И. Г. Авиаци-
онный турбовинтовой двигатель АИ-20. М., «Транспорт», 1966.
31. Фельдман Е. А., Данильченко Г. И., Капустин Л. Н.
Основы конструкции авиационных двигателей. М., «Транспорт», 1970.
32. Феодосьев В. И. Упругие элементы точного приборостроения. М.,
Оборонгиз, 1949.
33. Ч е р к а с о в Б. А. Автоматика и регулирование воздушно-реактив-
ных двигателей. М., «Машиностроение», 1965.
34. Ш е р л ы г и н Н. А., Шахвердов В. Г. Конструкция и эксплу-
атация авиационных газотурбинных двигателей. М., «Машиностроение», 1969.
35. Ш е в я к о в А. А. Автоматика авиационных и ракетных силовых ус-
тановок. М., «Машиностроение», 1970.
36. Ш тод а А. В., Алещенко С. П., Иванов А. Я. и др. Конструк-
ция авиационных газотурбинных двигателей. М., Воениздат, 1961.
37. Юдин Е. М. Шестеренные насосы. М., Оборонгиз, 1964.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.............................................. 3
ВВЕДЕНИЕ ................................................ 5
Раздел первый. НАСОСЫ.................................... 14
Глава I. Назначение, типы насосов и их особенности
И
Глава II. Шестеренные насосы....................................... 24
1. Производительность секции насоса............................26
2. Влияние неполного заполнения жидкостью впадин шестерен на
работу насоса ................................................ 40
3. Действительная производительность насоса...................43
4. Характеристики насоса...................................... 44
5. Мощность, потребляемая насосом, и крутящий момент на валу
насоса...................................................45
6. Равномерность подачи жидкости насосом ...... 45
7. Обеспечение высотности насоса..........................47
8. Конструкция и расчет элементов шестеренных насосов ... 48
9. Некоторые расчеты на прочность и износ.................58
10. Выбор параметров насоса...............................65
11. Основные технические требования к деталям шестеренных насо-
сов. Особенности производства. Применяемые материалы . . 67
12. Некоторые типичные конструкции шестеренных насосов ... 69
Глава III. Плунжерные насосы ........................
1. Принципиальные схемы насосов и типы качающих узлов
2. Производительность и характеристики насоса ....
3. Кинематика насоса с параллельным расположением плунжере
и плоской наклонной шайбой................«. . . .
4. Кинематика насоса с наклонным расположением плунжеров
плоской наклонной шайбой................................
5. Кинематика насоса с наклонным расположением плунжеров
конусной наклонной шайбой ..............................
6. Равномерность подачи жидкости насосом................
7. Особенности наполнения цилиндра......................
8. Силы и моменты, действующие на плунжер..............
9. Силы и моменты, действующие на наклонную шайбу .
10. Действительные условия контакта плунжера и шайбы .
11. Конструкция и расчет элементов плунжерных насосов .
12. Выбор основных параметров плунжерных насосов .
13. Основные технические требования к деталям плунжерных на
сосов. Особенности производства. Применяемые материалы .
14. Пример выполненной конструкции плунжерного насоса .
Глава IV. Центробежные насосы....................
1. Набор, создаваемый центробежным насосом............
2. Производительность насоса..........................
3. Мощность и к. п. д. насоса.................... . .
4. Характеристики центробежных насосов...............
74
74
78
79
81
83
84
86
87
94
95
96
105
107
110
ПО
по
112
113
113
350
5. Кассификация рабочих колес по коэффициенту быстроходности 114
6. Элементы центробежного насоса............................116
7. Осевые и поперечные нагрузки и их уравновешивание ... 121
8. Основные технические требования к деталям центробежных на-
сосов. Особенности производства. Применяемые материалы . . 124
9. Примеры выполненных конструкций......................... 126
Раздел второй. ЭЛЕМЕНТЫ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ СИСТЕМ . 129
Глава V. Основные элементы гидравлических систем, их назначение и
особенности ...................................................... 129
Г лава VI. Клапаны............................................... 133
А. Перепускные клапаны..........................................133
1. Схема, принцип действия..................................133
2. Расчет перепускного клапана..............................134
3. Поддержание постоянства давления в системе. Характеристика •
перепускного клапана ....';.................................142
4. Характеристика гидросистемы с перепускным клапаном . . . 148
5. Влияние перепускного клапана на необходимое соотношение
производительности откачивающего и нагнетающего насосов
в циркуляционной гидросистеме................................151
6. Применяемые типы клапанов и их особенности...............153
Б. Жидкостные редукционные клапаны...............................167
В. Основные технические требования. Применяемые материалы . . . 170
Главами. Дозирующие и дросселирующие устройства....................173
1. Дросселирующие устройства с постоянным (нерегулируемым)
проходным сечением..........................................175
2. Дросселирующие устройства с разовой настройкой (регулирова-
нием) проходного сечения и гидравлического сопротивления . 177
3. Дросселирующие устройства с непрерывным регулированием
проходного сечения и гидравлического сопротивления .... 181
Глава VIII. Фильтры и очистители . ,...............................186
А. Особенности фильтров и очистителей...........................186
Б. Фильтры.................................................... 188
1. Типы фильтров.............................................188
2. Основные параметры фильтров и их характеристики . . . 191
3. Место установки фильтра ... .............................196
4. Некоторые особенности конструкции фильтров...............196
5. Расчет фильтра......................................... 198
6. Некоторые конструкции фильтров...........................199
В. Очистители...................................................203
1. Отстойники...............................................203
2. Центрифуги...............................................206
3. Воздухоотделители........................................210
4. Магнитные очистители . 214
Раздел третий. ЭЛЕМЕНТЫ РЕГУЛЯТОРОВ............................... 216
Г лава IX. Основные типы регуляторов и их элементы . . . . 216
Глава X. Чувствительные элементы регуляторов..................... 218
А. Чувствительные элементы для регулирования угловых скоростей . 219
1. Механические чувствительные элементы (центробежные маят-
ники) .......................................................219
2. Гидравлические чувствительные элементы....................229
3. Электрические чувствительные элементы.....................231
Б. Чувствительные элементы для регулирования давления и перепада
давлений.................................................... 232
351
В. Чувствительные элементы для регулирования температуры . . . 235
Г. Упругие элементы, регуляторов, их особенности й расчет . . . 240
1. Пружины..................................................240
2. Расчет мембран...........................................244
3. Выбор размеров сильфона . 248
Глава XI. Усилительные устройства............................. 251
1. Золотниковые усилительные устройства.....................251
2. Усилительные устройства типа «сопло — заслонка» .... 260
3. Струйные гидроусилители................................. 264
4. Магнитные и электронные усилители........................267
Глава XII. Исполнительные механизмы.................., . . 272
Глава XIII. Стабилизирующие устройства............................281
Глава XIV. Механизмы управления и настройки регуляторов . 289
Раздел четвертый. АГРЕГАТЫ ЗАПУСКА ГТД........................... 296
Глава XV. Особенности процесса запуска ГТД . .....................296
Глава XVI. Крутящий момент, работа и мощность пусковых устройств,
необходимые для запуска двигателя. Требования к системам запуска 300
Глава XVII. Выбор параметров пусковых устройств ....... 304
Глава XVIII. Стартеры пусковых устройств . . . . . . . . 315
А. Электростартеры.............................................316
Б. Турбостартеры................................................323
1. Воздушные турбостартеры..................................323
2. Топливо-воздушные турбостартеры..........................326
3. Жидкостные турбостартеры.................................333
4. Пороховые турбостартеры..................................336
В. Мотостартер.................................................344
Г. Пневмо-и гидростартеры..................................... 346
Д. Бесстартерный запуск.........................................348
ЛИТЕРАТУРА........................................................348
Михаил Викторович Раздолии,
Дмитрий Николаевич С у р и о в
АГРЕГАТЫ ВОЗДУШНО-РЕАКТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Редактор издательства Н. П. Колосова
Технический редактор Л. П. Гордеева
Корректор 3. М. Пивоварова
Художник Е- Г. Байтман
Сдано в набор 27/IV 1973 г. Подписано к печати 23/VIII 1973 г.
Т-14040 Формат 60 X 90'/i6 Бумага № 2 Печ. л. 22,0
Уч.-изд. л. 22,25 Тираж 4500 экз. Зак. № 2565 Цена 1 р. 01 к.
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ», Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Московская типография № 8 «Союзполиграфпрома»
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
Хохловский пер. 7 Тип. зак. 2977