Государственный комитет Российской Федерации
по высшему образованию
МИНИСТЕРСТВО НАУКИ, ВЫСШЕЙ ШКОЛЫ
И ТЕХНИЧЕСКОЙ ПОЛИТИКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Пермский государственный технический
университет
Ю.М. ОРЛОВ
АВИАЦИОННЫЕ ОБЪЕМНЫЕ
ГИДРОМАШИНЫ
С ЗОЛОТНИКОВЫМ РАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
Пермь -1993
УДК 621
Авиационные объемные гидромашины с золотниковым распределени-
ем/ D.M. Орлов; Перм.гос.техн.ун-т. Пермь, 1993.
Рассмотрены устройство, принцип работы, основные параметры
и статические характеристики авиационных объемных роторных гидро-
машин с золотниковым распределением. Приведены основные положения
математической модели рабочего процесса и результаты его экспери-
ментального и теоретического исследования для плунжерного насоса.
Представлены методы расчета статических нагрузок в объемных гидро-
машинах и показана необходимость учета пульсации давления на сто-
роне нагнетания. Рассмотрены проблемы динамического взаимодейст-
вия работающего объемного насоса и трубопроводов гидросистемы как
в условиях экспериментального стенда, так и в условиях летатель-
ного аппарата.
Книга предназначена для научных и инженерно-технических ра-
ботников, специализирующихся в области гидропривода, авиационных
гидравлических и топливных систем и объемных гидромашин, а также
может быть полезной для преподавателей вузов, аспирантов и студен-
тов при изучении дисциплин по объемным роторным гидравлическим
машинам.
Табл. 4. тАл. 112. Бйблиогр.: 90 назв.
А
Спонсор: Пермское агрегатно-конструкторское бюро
Пермский государственный
технический университет,
1993
ПРЕДИСЛОВИЕ
Развитие авиационной и ракетно-космической техники в нашей
стране и за рубежом явилось мощным стимул ок? в проведении на-
учно-исследовательских и опытно-конструкторских работ в области
гидравлической автоматики и объемных роторных гидравлических
машин.
Весьма жесткие требования к гидравлическим агрегатам но
обеспечению минимальных массы и геометрических размеров при од-
новременном их форсировании по рабочему давлению и по частоте
вращения ротора обусловили необходимость пересмотра и переоцен-
ки существующих
теоретических положений и практических реко-
мендаций.
При выполнении опытно-конструкторских и доводочных работ по
системам гидравлической и топливной автоматики летательных аппа-
ратов накапливались новые данные о физических процессах, проис-
ходящих в гидравлических машинах, трубопроводах и элементах авто-
матики, которые не стыковались с существующей теорией объемных,
гидромашин, базирующейся на положении о несжимаемости рабочей
среды. Получению таких данных способствовало применение при экс-
периментальных исследованиях современных измерительных средств,
включая высокочастотные датчики, высокочастотные электронные ос-
циллографы и анализаторы спектра.
При форсировании объемных гидравлических машин летательных
аппаратов резко увеличились: пульсации давления и расхода на сто-
роне нагнетания и на стороне всасывания, вибрации корпуса и эле-
ментов гидромашины, звуковое излучение агрегата
Такие явления не стыковались с существующими теоретическими
положениями и довольно часто ставили в тупик конструкторов и ис-
следователей объемных гидромашин.
Научные школы многих стран приняли активное участие в иссле-
довании особенностей работы объемных гидравлических машин - насо-
сов и гидромоторов, в том числе - гидравлических машин, применяю-
щихся в гидросистемах управления летательных аппаратов и в топлив-
ных системах двигателей.
3
В настоящий момент накоплено достаточное количество экспе-
риментальных данных о физических явлениях в объемных гидромаши-
нах и в связанных с ними трубопроводах, разработаны основные
теоретические положения, в том числе математические модели рабо-
чего процесса для некоторых видов объемных насосов.
Всё это дает право говорить о создании новой теории объемных
гидромашин - теории рабочего процесса.
Основу данной работы составляют экспериментальные материалы
и теоретические решения, полученные автором при выполнении ряда
научно-исследовательских работ по заказам предприятий авиацион-
ной промыпиенностщ
Л
*1
№
В гидравлических и топливных системах современных самолетов
широко применяются два вида гидравлических машин - насосы и гид-
ромоторы. Насос - гидравлическая машина, в которой механическая
энергия привода преобразуется в энергию потока жидкости. В гидро -
двигателе (гидромоторе), наоборот, - энергия потока жидкости пре-
образуется в механическую.
Если гидромашина может работать в качестве как насоса, так
и гидродвигателя, то она является обратимой.
По принципу действия различают объемные и лопаточные гидро-
машины. Принцип работы объемной гидромашины заключается в перио-
дическом изменении объема её рабочего органа.
Ниже будут рассмотрены только объемные гидромашины, имеющие
золотниковое распределение: аксиально-поршневые, аксиально-плун-
жерные, радиально-плунжерные и пластинчатые насосы и гидромоторн.
и
АВИАЦИОННЫХ ПЩРОМАШИН ОБЪЕМНОГО ТИПА
ИХ ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
по
с
К числу гидромашин объемного типа с золотниковым распределе-
нием относятся аксиально-поршневые и аксиально-плунжерные.
Аксиально-поршневой (плунжерной) называется объемная ротор-
ная гидромашина, оои поршней (плунжеров) которой параллельны оси
блока цилиндров или составляют с ней угол менее 45°.
Аксиально-поршневые гидромашины могут быть выполнены
двум различным конструктивным схемам: с качающейся шайбой и
наклонной шайбой.
Характерным признаком гидромашин, выполненных по схеме
чающейся шайбой, является наличие шарнирной связи между
гидромашины и блоком цилиндров или между валом и шайбой.
Наличие шарнирной овязи существенно влияет на кинематику
гидромашины, вызывая дополнительную неравномерность скорости вра-
щения шайбы или блока цилиндров. Название схемы связано с этой
дополнительной неравномерностью угловой скорости, которая "кача-
ется” (колеблется) относительно некоторого её среднего значения.
с на-
валом
I
1.1.Устройство и принцип работы аксиально-поршневой гидромашины,
выполненной по схеме с качающейся шайбой
ниглкгл
В качестве примера рассмотрим упрощенную конструктивную схе-
му аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком цилиндров, соот-
ветствующую схеме насоса с качающейся шайбой (рис.1.1).
Ротор насоса состоит из вала / и шайбы 4 , выполненных в ви-
де одной детали. В качестве опоры вала применяются радиально-упор-
ные подшипники 3 , воспринимающие нагрузки со стороны шайбы и пере-
дающие их на корпус 2 • Вращение вала / передается блоку цилинд-
ров 10 через двойной кардан 7 • Опорами блока цилиндров служат
подшипник скольжения Z5 , в котором расположен хвостовик 13 , и
плоскость торцового распределительного золотника 12 . В цилиндри-
ческих раоточках 11 блока установлены поршни 9 > связанные с
шайбой 4 при помощи шатунов 6 и сферических соединений 5 и

мн
II
Едок 10 при помощи специальной пружины и сил давления со
стороны цилиндров прижимается торцом к рабочей поверхности распре-
делительного золотника /2 и одновременно прижимает его к крь
ке /3 корпуса. Каждый цилиндр // имеет специальное отверстие
/3 , выходящее на торец блока. Торцовый распределительный золот-
ник Z2 имеет два рабочих окна 19 и 20 серповидной формы, кото-
рые выполняются сквозными, и специальный паз 21 для установки
тифта, исключающего вращение распределительного золотника вокруг
своей оси. В крышке /3 корпуса также выполнены окна серповидной
формы, состыкованные с соответствующими окнами торцового распреде-
лительного золотника. Окна в крышке корпуса переходят в отверстия
/4 и /7 - в которые устанавливаются штуцеры наооса. При враще-
нии блока отверстие /3 каждого цилиндра половину полного оборота
оказывается связанным с одним рабочим окном распределительного зо-
лотника, а другую половину - с другим рабочим окном.
Если ось блока цилиндров 10 наклонена к оси вала / на некс
торый угол , то при вращении ротора гидромашины по часовой
стрелке (если смотреть на вал со стороны блока цилиндров) за счет
изменения расстояния между торцом шайбы 4 и передним торцам бло-
ка цилиндров поршни 9 совершают возвратно-поступательное движе-
II
6

ние. При этом поршни, расположенные за плоскостью чертежа, входят
в цилиндрические расточки, вытесняя из них жидкость и осуществляя
процесс нагнетания, а поршни, расположенные выше плоскости черте-
жа, выдвигаются из цилиндров, обеспечивая процесс всасывания. В
соответствии с этим окно 19 торцового распределительного золот-
ника вместе с окном крыппси Ц и штуцером является полостью нагне-
тания насоса, а окно Z0 торцового распределительного золотника
с соответствующим окном крышки и штуцером - полостью всасывания.
Так при помощи торцового распределительного золотника обеспечива-
ется последовательное подключение каждого цилиндра насоса то к зо-
не нагнетания, то к зоне всасывания.
Анализируя работу механизма насоса, нетрудно убедиться в том,
что ход поршней, а значит, и производительность насоса зависит от
угла наклона блока цилиндров по отношению к оси вала и растет
с его увеличением.
I.I.I. Основные кинематические соотношения
Рассмотрим шайбу насоса (см. рис.1.1, вид по стрелке А )*
Обозначим радиус окружности расположения сферических головок 5
шатунов на шайбе 4 как .
Цусть в момент времени i = 0 головка шатуна X -го поршня
находится в точке . При повороте ротора на некоторый угол
эта сферическая головка шатуна переместится по дуге окружности
и займет положение, отмеченное точкой / , проекция которой
на вертикальную плоскость фиксируется точкой /7 . Отметим точ-
и /' на общем виде насоса. Из точки 1' проведем перпен-
атуна < -го поршня. Из прямоугольного треуголь -
ки Oj
дикуляр к оси „
ника Oj ~ 1 • 1 определяется перемещение (ход) поршня:
и
С другой стороны отрезок (	"У7 ) определяется соотношением
Тогда текущее значение хода поршня
8
hK = sLn.cn(1 - co& (Рк) .

Анализ полученного соотношения показывает, что ход поршня за-
висит от утла поворота блока цилиндров . При % = 0 h ~ О,
*	<77701	7
Дифференцируя по времени t соотношение (I.I), получаем
мость для скорости поршня насоса:
. /Л
зависи-
где
- частота вращения вала
и зависимость для ускорения поршня:
_ . .. <
(1.4)
где
fg = t, •	• со*.
Изменение хода, скорости и ускорения А -го поршня при повороте
ротора показано на рис.1.2.
Зная максимальное значение хода поршня	(1.2), можно
определить объем жидкости, вытесняемой одним поршнем за один обо-
рот вала без учета утечек:
Ж di <
14 в ~7	‘	•
а 4	/7Ю< •
Тогда для всей гидромашины, имеющей Z поршней, рабочий
объем (удельная производительность)
9
Рис.1.2. Зависимости
и °пк -Л < W
Теоретическая производительност]
насоса
Л	ЛЭл •
?«ГК/7‘^/игл, (1-6)
(I-n
л/мин
где dn - диаметр поршня;
t, - радиус; П - скорость
вращения ротора.
Формулы (1.6) и (1.7) оп-
ределяют среднее значение рас-
хода жидкости на выходе из
насоса.
I.I.2. Силы, действующие на поршневую группу
Если в зоне нагнетания насоса развивается среднее давле-
ние Р- , то на поршень, находящийся в зоне нагнетания, действу-
ет усилие
(1.8)
•ж
которое передается через шатун поршня и сферические головки шату-
на на шайбу. В точке контакта головки шатуна и шайбы зто усилие
раскладывается на две составляющие. Одна из них направлена по
нормали к поверхности шайбы и является реакцией шайбы ,
другая расположена в плоскости шайбы, нормальной к оси bi
вала Ftk .
Из треугольника сил (см. рис.1.1) оледует

10
же
т*
(1.9)
(I.10)
играют различную роль при работе гид-
IHI
Hiihiii
----------— .
Ромашины.
Реакции шайбы соответствует усилие, воспринимаемое
упорными подшипниками вала насоса и определяющее момент трения.
Усилие Ft* связано с моментом на валу гидромашины.
Если гидромашина работает в режиме гидро двигателя, то уси-
лия Ft* обусловливают движущий момент на валу. Если гидромаши-
на работает в качестве насоса, то усилия Ft* обусловливают мо-
мент, который является моментом сопротивления для привода.
Одним поршнем гидромашины, находящимся в зоне нагнетания,
развивается момент
(I.II)
где I* - плечо усилия F^ .
Из рис.1.1 следует, что

(I.I2)
тогда
7с	C^sln
где
• Sln<* • ty .
Если в зоне нагнетания гидромашины одновременно находится 2%
поршней, то, пренебрегая действием поршней в зоне всасывания,
можно определить момент на валу:
II

(I.13)
Суммарное усилие, действующее на подшипники вала насоса, определя-
ется соотношением
£
ЛХ *
(I.14)
I.I.3. Аксиально-поршневые гидромашины
с двойным не силовым карданом
Одним из способов устранения дополнительной неравномерности
угловой скорости является применение в гидромашине двойного
синхронного кардана.
Характерная особенность конструкции такого насоса (рис.1.3) -
нераздельное исполнение вала / и шайбы ? , образующих основную
часть ротора. Опорой вала служат радиально-упорные подшипники Ч
и роликовый подшипник S . Для подключения насоса к двигателю пре-
дусмотрена шлицевая рессора 35 .
Блок цилиндров /3 и торцовый распределительный золотник
расположены внутри люльки /3 , цапфы которой о подшипниками
и 3/ установлены в опорных элементах // , находящихся в корпу-
се 6 , что обеспечивает поворот люльки относительно вертикальной
оси 0-0 .
Блок цилиндров имеет две опоры: рабочую поверхность торцово-
го распределительного золотника /3 и втулку 26 . закрепленную
на корпусе люльки при помощи оси 2Z и болта 23 .
Полости рабочих цилиндров являются цилиндрическими рас-
точками, оси которых расположены параллельно оси блока. Каждый
цилиндр в районе рабочего торца блока имеет специальное отвер-
стие 2/ .
12
co
Рис.1.3. Аксиально-поршневой насос с
двойным синхронным карданом
H'j
н
На распределительном золотнике 18 , имеющем форму диска, вы-
полнены два серповидных окна 19 и 25 . Последние соединены с
гидравлическими каналами 20 и 24 в корпусе люльки.
Одно из окон распределительного золотника, связанное с соот-
ветствующей полостью в корпусе люльки, образует зону нагнетания
насоса, а другое - зону всасывания.
В цилиндрических расточках рабочих цилиндров 17 размещены
поршни 15 , соединенные с шайбой 7 ротора при помощи
нов /4 .
На шайбе 7 в специальных вкладышах 8 смонтированы перед-
ние сферические головки О шатунов. Задние сферические головки
шатунов 12 закреплены внутри поршней.
В центральной части вала и блока цилиндров выполнены специ-
альные расточки, в которые установлены буксы 33 и 29 с про-
дольными пазами.
имеет специальную конструкцию головок, образован-
элементами 23 , которые подвижно закреплены на
п
ных сегментными
пальцах 27 .
Сегментные
1КИП
элементы головок кардана входят в пазы букс 33
и 29 и обеспечивают передачу крутящего момента от вала блоку
цилиндров. Одной осью кардана для каждой головки служат вставные
пальцы 27 , относительно которых поворачиваются сегментные эле-
менты 28 . Другая ось кардана образована наружной цилиндрической
поверхностью сегментных элементов.
В буксе 29 установлена неподвижная сферическая опора, к ко-
торой прижимается сферическая поверхность задней головки кардана
30 , а в буксе 33 - плавающая сферическая опора 32 , при помо-
щи пружины 34 контактирующая со сферической поверхностью перед-
ней головки кардана. За счет передаваемого через кардан 30 уси-
лия со стороны пружины 34 обеспечивается прижатие блока цилинд-
ров к поверхности торцового распределительного золотника, необхо-
димое на холостых режимах работы наооса. На рабочих режимах к это-
му усилию добавляются силы давления в рабочих цилиндрах, связан-
ных с зоной нагнетания.
Неподвижная сферическая опора имеет специальный канал для
подвода рабочей жидкости к головкам кардана, связанный с каналом
IK
14
;«нН
внутри тела кардана, и обеспечивает через него подвод жидкости к
подвижной сферической опоре и далее к передним подшипникам вала.
При помощи специального механизма управления люлька /5 на-
ссса вместе с блоком цилиндров 16 может поворачиваться вокруг
вертикальной оси 0~0 , обеспечивая необходимое угловое положение
оси блока цилиндров по отношению к оси вала 1 .
При вращении вала 1 поршни 15 совершают возвратно-поступа-
тельное движение, вытесняя жидкость из рабочих цилиндров, связан-
ных с зоной нагнетания, и обеспечивают подвод жидкости в цилинд-
ры, связанные с зоной всасывания.
Рабочая жидкость подводится к блоку цилиндров и отводится
ст него через поворотные цапфы и внутренние каналы люльки.
Особенностью работы насоса является то, что усилия, действу-
ющие на поршни, передаются через шатуны и их сферические головки
непосредственно на шайбу 7 , на которой формируется момент сопро-
тивления, преодолеваемый движущим моментом, без нагружения двой-
ного кйрдана.
Через кардан передается только часть движущего момента, не-
обходимая для преодоления моментов трения, возникающих при враще-
нии блока цилиндров. Поэтому такой насос относится к гидромашинам
с двойным несиловым карданом.
Для работы двойного несилового кардана в составе аксиально-
поршневой гидромашины характерно наличие его возвратно-поступа-
тельного движения по отношению к буксе 33 , установленной в рас-
точке вала 1 , при повороте люльки на некоторый угол
передняя опора кардана 3Z
Особенности кинематики гидромашин с асинхронным карданом до
последнего времени объясняли влиянием дезаксиала
Поэтому
выполняется подвижной.
(I.I5)
где - радиус окружности расположения осей рабочих цилиндров
в блоке.
Для этого определяли дополнительное перемещение л h и до-
полнительную скорость поршня
Оценка указанных величин для реальных гидромашин показала,
что для них характерны очень малые значения: ДА 0,01 мм и
15
0,2 см/с, которые практически не влияют на рабочий про-
цесс агрегата.
Поэтому зависимости (I.I), (1.3) и (1.4) полностью определя-
ют кинематику рассмотренной гидромашины.
I.I.4. Аксиально-поршневые гидромашины бескарданного типа
Аксиально-поршневые гидромашины беокарданного типа - это
сравнительно новая разновидность гидромашин, выполненных по схе-
ме с
ются
шин,
качающейся шайбой. В настоящее время такие гидромашины явля-
осковным элементом гидроприводов строительных и дорожных ма-
широко применяются в авиационной технике.
На рис.1.4 показана конструкция аксиально-поршневого насоса
бескарданного типа. Особенность такой гидромашины состоит в том,
что в ней применены поршни с удлиненной юбкой, которые вместе с
шатунами выполняют функцию кардана и передают вращательное движе-
ние от вала к блоку цилиндров.
Шайба 7 (упорный диск), как и у наооса с двойным карданом,
выполнена за одно целое с валом / • На шайбе при помощи прижимно-
го диска 30 закреплены передняя сферическая опора 29 центри-
рующего стержня 22 и передние сферические головки 28 шатунов
8 поршней гидромашины. Поршни 9 размещены в цилиндрических
расточках блока - цилиндрах /4
няя сферическая головка Z2
. В каждом поршне находится зад-
атуна.
Блок цилиндров 10 и торцовый распределительный золотник 19
расположены внутри лшьки 13 , которая установлена в корпусе на-
соса при помощи вставных цапф S и подшипников 5 . Особенностью
блока цилиндров и золотника является то, что их рабочие поверхно-
сти выполнены сферическими. Золотник имеет серповидные окна 20
и 23 , переходящие в каналы 18 и 24 , выполненные в крышке /7 ,
которые при помощи каналов 16 и 25 в корпусе люльки связаны с
гидравлическими полостями 33
При вращении блока отверстия 15 рабочих цилиндров поочередно
подключаются к окнам 2D и 23 распределительного золотника.
Для создания передней опоры блока цилиндров используется цент-
рирующий стержень 22 , передняя сферическая опора 29 которого
закреплена на шайбе, а задняя - подшипник 21 - размещена э цент-
II
цапф насоса.
16
Рис.I.4. Аксиально-поршневой насос бескарданного типа
ральной части распределительного золотника. На стержне закреплена
втулка 25 , которая служит передней опорой блока цилиндров 10 .
Второй опорой для блока является сферическая поверхность золотни-
ка 19 .
В передней части центрирующего стержня при помощи опоры 31
и замка 32 установлена пружина 2? , прижимающая блок цилиндров
к распределительному золотнику при работе насоса на холостых ре-
жимах. На рабочих режимах к этому усилию добавляются силы давле-
ния в рабочих цилиндрах, связанных с зоной нагнетания.
Вал 1 и шайба ? имеют специальную опору, состоящую из ра-
диального подшипника 3 и двух радиально-упорных подшипников 4 ,
способных воспринимать большие осевые нагрузки.
При работе насоса усилия, действующие на поршни 9 , переда-
ются через шатуны и их сферические головки на шайбу 7 , на кото-
рой формируется момент сопротивления. Последний компенсируется
движущим моментом, передаваемым через вал непосредственно на
шайбу.
При повороте вала 1 на некоторый угол шатуны S поворачива-
ются относительно сферических головок /2 в поршнях, выбирают за-
зор между телом шатуна и внутренней поверхностью юбки, опираются
на удлиненную юбку поршня и передают вращательное движение вала
на блок цилиндров гидромашины. Так осуществляется "бескарданное"
ведение блока цилиндров. Момент, передаваемый через шатуны и порш-
ни, имеет небольшую величину и необходим для преодоления моментов
трения, возникающих при вращении блока цилиндров.
Для поворота люльки на некоторый угол служит штырь // ,
связанный с механизмом управления.
При вращении вала 1 , при наличии угла наклона блока цилинд-
ров л , поршни 9 совершают возвратно-поступательное движение,
вытесняя жидкость из рабочих цилиндров, связанных с зоной нагнета-
ния, и обеспечивают подвод жидкости в цилиндры, связанные с зоной
всасывания.
Подвод и отвод рабочей жидкости к блоку цилиндров осуществля-
ется через поворотные цапфы и внутренние каналы люльки.
При передаче вращательного движения от вала блоку цилиндров
появляется дополнительная неравномерность скорости вращения пос-
леднего. По данным расчетов значение этой дополнительной неравно-
18
мерности дня реальных гидромашин не превышает 5 %. Поэтому с до-
статочной степенью точности можно пренебречь влиянием дополни-
тельной неравномерности скорости вращения блока и считать основ-
ными кинематическими соотношениями зависимости (I.I), (1.3) и
(1.4), полученные выше.
1.2. Устройство и принцип работы акоиально-плунжерной
гидрома
игл
аы, выполненной по схеме с наклонной
айбой
И
с на-
Характерным признаком гидромашин, выполненных по схеме
клонной шайбой, является жесткая связь между валом и блоком
линдров или между валом и шайбой.
Наличие жесткой связи между указанными элементами оказало
существенное влияние на наклонную шайбу и плунжерную группу гид-
омашины. Рабочая поверхность наклонной шайбы неподвижна по отно-
:ению к ротору или вращается с небольшой скоростью. Поршни гидро -
машины не связаны с наклонной шайбой, они выполняются без шатунов
и имеют рабочий элемент, который скользит по поверхности наклон-
ной шайбн или катится по ней. Такие поршни называют плунжерами.
> Рабочий элемент плунжеров может быть выполнен сферическим,
как показано на рис. 1.5, CL, или в виде подпятника гидродинамичес-
кого или гидростатического типа (рис.1.5,S ,2 ).
гг
Рис.1.5. Плунжеры со сферической головкой (Я ), с гидро-
динамическими (0,5) и гидростатическим (2 ) подпятни-
ками
Для прижатия плунжеров к поверхности наклонной
II
айбы и с поле-
зуют повъ
ценное давление на стороне всасывания
или
специальные

19
пружины, установленные в рабочих цилиндрах гидромашины. Для при-
жатия подпятников плунжеров к поверхности наклонной шайбы приме-
няются сепараторы различной конструкции.
В качестве примера рассмотрим конструкцию аксиально-плунжер-
ного насоса, плунжеры которого имеют сферические головки (рис.1.6).
Ротор насоса состоит из вала 1 , блока цилиндров 10 и хвостови-
ка /3 , выполненных в виде одной детали. Ротор имеет три опоры:
переднюю - подшипники 3 , заднюю - подшипник скольжения 1? , в ка-
честве третьей опоры служит рабочая поверхность торцового распреде-
лительного золотника /3 . Шайба насоса выполнена в виде отдельно-
го узла, непосредственно не связанного с ротором. Она состоит из
чашки 5 , в которой установлен упорный подшипник 6 , и собственно
наклонной шайбы ? (упорного диска), являющейся наружной обоймой
подшипника. Чашка наклонной шайбы имеет цапфы 23 и 24 , которы-
ми она крепится в корпусе 4 насоса. При помощи специального меха-
низма управления весь узел наклонной шайбы может поворачиваться
вокруг оси цапф 0*0 на заданный угол .
В цилиндрических расточках И блока цилиндров установлены
полые плунжеры & , имеющие сферические головки. В плунжерах раз-
мещены пружины 9 , прижимающие их к поверхности наклонной шайбы.
Противоположными концами пружины 9 опираются на блок цилиндров
и прижимают его к поверхности торцового распределительного золот-
ника /3 на режимах холостого хода. На рабочих режимах к усилиям
этих пружин добавляются силы давления со стороны цилиндров, нахо-
дящихся в зоне нагнетания.
Каждый цилиндр имеет отверстие 1Z , выходящее на рабочий то-
рец блока. Торцовый распределительный золотник 13 закреплен на
крышке корпуса при помощи штифта 25 . Он имеет два рабочих окна
/4 и 22 серповидной формы, которые выполняются сквозными. В
крышке 19 корпуса также выполнены два окна 15 и W серповидной
формы, совпадающие по месту с окнами торцового распределительного
золотника. Окна в крышке корпуса соединяются с отверстиями 15 и
21
предназначенными для установки штуцеров насоса
При вращении блока цилиндров отверстие 12 каждого цилиндра
половину полного оборота связано с одним рабочим окном торцового
распределительного золотника, а другую половину - с другим окном
20

MQVwasw

IS
2/
I X
по а-а
Рис. 1.6. Конструктивная схема аксиально-плунжерного насоса
с наклонной шайбой
Если шайба 7 наклонена на некоторый угол fa , как показа-
но на рис.1.6, то при вращении ротора гидромашины по часовой
стрелке (если смотреть на вал со стороны блока цилиндров) за
счет изменения расстояния между поверхностью наклонной шайбы 7
и передним торцом блока цилиндров плунжеры 8 будут совершать
возвратно-поступательное движение. При этом плунжеры, находящие-
ся за плоскостью чертежа, будут входить в цилиндрические расточ-
ки, вытесняя из них жидкость и осуществляя процесс нагнетания,
а плунжеры, расположенные выше плоскости чертежа, будут выдви-
гаться, осуществляя процесс всасывания
1.2.I. Основные кинематические соотношения
н
Пусть в момент времени i = 0 головка < -го плунжера нахо-
дится в точке О/ наклонной шайбы (см. общий вид наооса на
рис. 1.6 и сечение по й-а ). При повороте ротора на некоторый
угол <рх головка плунжера переместится по дуге радиусом и
займет положение, отмеченное точкой /
тикальную плоскость фиксируется точкой
общем
жера.
X -го
проекция которой на вер-
<z . Отметим это точку на
виде насоса. Из точки проведем перпендикуляр к оси плун-
Из прямоугольного треугольника /7/ -/z~/zz определим ход
плунжера
но
тогда текущее значение хода К -го плунжера
где ~ наклона шайбы. При -= О ^=0, а при
.	(1.17)
Дифференцируя по i соотношение (I.I6), получим зависимость для
скорости плунжера:
22
Г = -^!к
™ di
w-slnty-C/tinty 9	(I.I8)
где
yow'U* » и зависимость дан ускорения поршня:
' .А
пк dtz
(1.1Э)
где
(удельную
Зависимости hK	°пкж/з^ показаны
на рис.1.2.
Учитывая (1.5), можно определить рабочий объем
подачу):

(1.20)
и теоретическую производительность:
или
ОР - гх'^Кш 2riJ л/мин,
“К2/ 2MQ s	'
(I.2I)
где dn
- диаметр плунжера;
tg - радиус;
fl - скорость враще-
ния ротора.
Формула
(I.2I) определяет среднее значение расхода жидкости
на выходе из насоса.
Силы, действующие на плунжерную группу
Если в зоне нагнетания гидромашины развивается среднее давле-
ние
то на плунжер, находящийся в этой зоне, действует усилие
23
авлена по
лг* *
ротора,
Это усилие передается в точку контакта плунжера и наклонной шайбы,
где раскладывается на две составляющих. Одна из них на
нормали к поверхности шайбы и является реакцией шайбы
гая расположена в плоскости, нормальной к оси вращения
Из треугольника сил (см. рис.1.6) следует
Zi
» --
“ COS&
(1.22)
_ Ъ =	•	<1.23)
Реакции шайбы Р#* соответствует усилие, воспринимаемое цапфами
наклонной шайбы. Усилие Ртк связано с моментом на валу гидро-
машины. Если гидромашина работает в режиме гидродвигателя, то уси-
лия Ft* определяют движущий. момент на валу. Если гидромашина
является насосом, то усилия Р7Л определяют момент, являющийся
моментом сопротивления для привода.
Момент, развиваемый одним плунжером, находящимся в зоне на-
гнетания,
- плечо усилия Ртк
Из рис.1.6 следует, что
тогда
, (1.24)
где
Момент на валу гидромашины определяется суммированием моментов,
развиваемых плунжерами, находящимися в зоне нагнетания:
24
T^LjTk = Cj- J^sinp* .
(1.25)
В последнее время получили широкое распространение различные
конструкции аксиально-плунжерных гидромашин с наклонной шайбой.
Из всего множества конструкций можно выделить основные разновид-
ности таких гидромашин: с "жестким ротором"; с "жестким ротором"
и с самоустанавливающимся торцовым распре делительным золотником;
с самоустанавливающимся блоком цилиндров с опорой на валу; с само-
устанавливающимся блоком цилиндров с опорой на корпусе.
Для объективной оценки конструктивного совершенства указан-
ных разновидностей аксиально-плунжерных гидромашин используем
теорию рациональных механизмов, разработанную Л.Н.Решетовым /44/,
и силовой анализ основных элементов насосов.
Согласно теории Л.Н.Решетова любой механизм, в том числе и
механизм насоса или гидромотора, должен быть статически определи-
мой системой и но должен содержать избыточных связей.
На рис.1.6 показан аксиально-плунжерный насос, относящийся к
гидромашинам с "жестким ротором". На рисунке в кружочках отмечены
класс кинематических пар и их количество в механизме насоса.
Расчет избыточных связей, выполненный по формуле А.П.Малышева
* 'E-ji-Pi >	(1.26)
где к/ - подвижности механизма насоса; п - количество подвижных
звеньев; I - класс кинематической пары (количество накладываемых
связей); Р4- - число кинематических пар L -го класса, показывает,
что механизм насоса является статически неопределимым. Об этом же
свидетельствует наличие трех опор ротора: переднего и заднего
подшипников и поверхности торцового распределительного золотника.
При изготовлении такого механизма необходимо ужесточить тре-
бования к точности деталей и обеспечить минимальные поля допусков.
При эксплуатации гидромашины с "жестким ротором" за счет избы-
точных связей в её деталях появляются дополнительные деформации к
напряжения, которые уменьшают надежность и ресурс гидромашины.
1.2.3. Аксиально-плунжерные насосы
с самоустанавливавдимся блоком цилиндров
зтого обеспечи-
и значительно
поверхности на-
На рис. 1.7 показан насос с самоустанавливавдимся блоком ци-
линдров с опорой на валу (схема " Vlckezs ")•
Особенностью конструкции гидромашины является применение со-
ставного ротора, состоящего из вала / , базирующегося на двух опо-
рах - переднем подшипнике 3 и задаем // , и блока цилиндров & ,
передней опорой которого служит специальный упор /5 , а задней -
рабочая поверхность торцового распределительного золотника 10 ,
выполненного как одно целое с задней крышкой насоса. Ротор уста-
новлен в корпусе 9 насоса. Наличие самоустанавливавдегося блока
цилиндров позволяет компенсировать неперпендикулярность установки
торцового распределительного золотника и за счет
вать наименьший зазор между золотником и ротором
уменьшать утечки рабочей жидкости.
Подпятники /4 плунжеров 6 прижит лаются к
клонной шайбы 4 при помощи сепаратора 5 и опоры /5* . Для при-
жатия блока цилиндров к рабочей поверхности торцового распредели-
тельного золотника используется пружина 7. Усилие с другого кон-
ца пружины через шлицевую втулку <2 передается на вал / насоса.
Для обеспечения самоустанавливаемости блока цилиндров необхо-
димо так выполнить шлицевую втулку /2 , чтобы блок цилиндров мог
поворачиваться в пространстве относительно осей, проходящих через
шлицевое соединение, иначе говоря, чтобы шлицевое соединение со-
ответствовало кинематической паре Ш класса.
Механизм насоса является статически определимым.
На рис. 1.8 показан насос с самоустанавливавдимся блоком ци-
линдров с опорой на корпусе (схема " Lucas '*).
Ротор гидромашины составной, состоит из вала / , базирующего-
ся на двух опорах - переднем подшипнике Z и заднем /J , и бло-
ка цилиндров 7 , передней опорой которого служит подшипник 9 ,
установленный на корпусе 3 , а задней - рабочая поверхность тор-
цового распределительного золотника Н .
Для обеспечения самоустанавливаемости блока цилиндре ч необхо-
димо, чтобы подшипник 9 с блоком являлся кинематической парой
Ш класса и не препятствовал угловым перемещениям блока цилиндров,
26
Рис. 1.7. Аксиально-плунжерный нас о о о самоуотанавливапцимся
ком цилиндров о опорой на валу (схема " VLcKezs ")
бло-
4	5	6 ? $	9 ЮПИ»
Рис. 1.8. Аксиально-плунжерный наоос с самоустакавливающимс
ком цилиндров с опорой на корпусе (схема ° Lucas ")
27
а шлицевое соединение fS представляло кинематическую пару I клас-
са. Плунжеры расположены в цилиндрических расточках /О блока.
Прижатие подпятников плунжеров 5 к поверхности наклонной
шайбы А обеспечивается при помощи сепаратора 5 , установленно-
го на сферическую опору. Шайба установлена на специальной опоре
/8 о роликами /7 и может быть наклонена на заданный угол при
помощи сервопоршня 8 •
Пружина /5 через втулку /4 передает усилие блоку цилиндров
и прижимает его к поверхности торцового распределительного золот-
ника с окнами fZ серповидной формы, Усилие с другого конца пру-
жины передается на вал / гидромашины.
Механизм насоса - статически определимый.
Для рассмотренных гидромашин справедливы основные кинемати-
ческие соотношения (I.I6), (I.I8) и (I.I9), полученные выше.
игл;
1.2.4, Аксиально-плунжерные гидромашины
с коническим расположением цилиндров
Среди авиационных плунжерных насосов оообое положение занима-
ют насосы с коническим расположением цилиндров, которые применяют-
ся в системах топливопитания авиационных газотурбинных двигателей
как основные топливные агрегаты.
Гидромашинами с коническим расположением цилиндров называются
наоосы, оси цилиндров которых составляют с
0,262 рад (11-15°).
аксиально-плунжерные
осью блока цилиндров угол W = 0,192
Для таких гидромашин характерны большие значения хода плунже-
ров при малых углах наклона шайбы, которые обеспечиваются за счет
увеличения радиуса контакта плунжеров с наклонной шайбой. Эти гид-
ромашины способны обеспечивать большой расход жидкости при сравни-
тельно небольших габаритных размерах.
Коническое расположение цилиндров способствует прижатию плун-
жеров к наклонной шайбе за счет составляющей центробежной силы
при вращении ротора.
Все гидромашины с коническим расположением цилиндров имеют
"жесткий ротор", являются статически неопределенными механизмами
и поэтому требуют повышенной точности при изготовлении. Суще ству-
28
ют две группы гидромашин с коническим расположением цилиндров:
насосы с подпятниковыми плунжиршж и насосы с плунжерами без
подпятников.
Насосы с подпятниковыми плунжерами
Ротор аксиально-плунжерного насоса с коническим расположени-
ем цилиндров с подпятникозыми плунжерами (рис.1.9) состоит из
хвостовика / и блока цилиндров S , выполненных в виде одной де
тали. Ротор базируется на трех опорах - переднем подшипнике 3 ,
заднем подшипнике И
а в качестве третьей опоры выступает ра-
бочая поверхность торцового распределительного золотника /2 .
Оси цилиндров в блоке расположены на конической поверхности,
вершина которой находится на оси ротора. Каждый цилиндр имеет от-
верстие № , выходящее на распределительный золотник.
Рабочая поверхность наклонной шайбы 4 выполнена в виде
сферы радиусом RC(p . Рабочие поверхности сепаратора 5 и под-
пятников плунжеров 6 также сферические.
Для обеспечения постоянного контакта с наклонной шайбой под-
пятники плунжеров прижаты при помощи сепаратора 5 , имеющего
сферическую опору /7 и пружину /5 , которая одновременно обеспе-
чивает усилие вдоль оси ротора, направленное в сторону распреде-
лительного золотника.
Для лучшего прижатия подпятников шгунжеров к поверхности на-
клонной шайбы применены специальные пружины Ю , установленные
на направляющих 9 во внутренней полости плунжеров.
Наклонная шайба насоса - составная. Она состоит из корпуса
/3 и собственно наклонной шайбы 4 .
Корпус шайбы связан с механизмом управления /3 агрегата.
Ротор с плунжерами, наклонная шайба, распределительный золотник
и механизм управления расположены внутри корпуса 7 , передняя
часть которого закрыта крышкой Z , имеющей специальный фланец
для крепления агрегата на двигателе.
Для охлаждения роторной полости насоса используется принуди-
тельная прокачка рабочей жидкости, которая из эоны всасывшгия
подводится в центральную расточку ротора и выбрасывается через
наклонные (вентиляционные) каналы /5 . Жидкость, прошедшая чо-
Рио.I.9.
Аксиально-плунжерный насос с коническим расположением цилиндров
с подпятник о выгати плунжерами

рез роторную полость, возвращается во всасывающее окно торцового
распределительного золотника /2 .
Принцип работы насоса полностью соответствует схеме, пока-
занной на рис.1.6.
Расчетная схема механизма насоса с коническим расположением
цилиндров с подпятниковыми плунжерами показана на рис. 1.10.
Рис.1.10. Расчетная схема механизма насоса с коническим распо-
ложением цилиндров (вариант с подпятниковыми плунжерами): 0^ -
вершина конической поверхности, проходящей через
0% - центр сферы наклонной шайбы для угла
положение центра сферы наклонной шайбы для угла
ось пальцев наклонной щайбы поворота);
контрольный размер, зад
или - Zz'J ;
- расстояние
ново размера; &ос&
ной шайбы при угле
оси.цилиндров;
данный на наклонной шайбе; сьр* =
- хорда, проходящая через точку 03 ;
оси пальцев шайбы до заданного контроль-
- координаты центра сферы наклон-
0;	- расчетная величина
или с*
от
и Z оса
наклона Л >
Для определения основных кинематических соотношений необходи-
мо учесть ряд конструктивных параметров гидромашины.
31
Определим некоторые из них:
размер
tp-
(1.27)
угол
— - аге sin
Строжа сегмента
(1.28)
стрелка сегмента
//
н
знак + означает,
знак - , что CL
что
определим длину
размер а^Оц задан левее точки
- правее 0$ .
отрезка а$ 0$ =	:
77
(1.29)
тогда угол
= аге&л
Длина отрезка
-cos
При угле наклона
координаты центра сферы
cos-^- cos fa ,
(1.30)
ставится знак
знак 4*. если
если размер ah$k задан левее точки
^ОССр ~ ^ССр	*
Вспомогательный параметр
ж *оар * *оар ~ &сф 
Тогда ход плунжера
At “ zoap'SLn V(4-cos <Рк) + [ ^cos*	Xqop ★ loop tgV'f-B-
(1.32)
Скорость плунжера
№
^осср  Sin V- из sin <рк 1 +
1.3-1)
cos^
Ускорение плунжера в относительном движении
Qnhr
ПК
•sinW-ufl'-cosip*
COS^^loap 9 V- COS (pj*
У 1 wSLnZ	8_______________
*-осф“Г cosPk cos^(XOCCp*2.oclf;tg^-cosiP^
cos^ (Хоер * Х>осф' tgW'' cos<Px)Z
где ipK - угол поворота ротора, отсчитываемый от tL.lT в направле-
нии вращения,
Формулы (1.32) ~ (1.35) не учитывают размеры подпятников плу1
жеров. Для учета размера подпятников необходимо в формулу (1.32)
вместо радиуса сферы Rr(^ подставить величину, определяемую зооз
ношением
33
$ар $ap~ ^nn >	(1.36)
где h пп - высота подпятника от рабочего торца до центра сфери-
ческой головки плунжера.
Максимальное значение хода плунжера определяется по формуле
(1.33) при условии	.
Насосы с плунжерами без подпятников
Характерная особенность гидромашин заключается в том, что ра-
бочая поверхность наклонной шайбы выполняется в виде конуса, вер-
шина которого расположена на оси пальцев шайбы.
Сепаратор и его опора отсутствуют. Прижатие плунжеров к по-
верхности наклонной шайбы осуществляется при помощи пружин, уста-
новленных в рабочих цилиндрах.
Рабочая схема механизма
насоса показана на рис.I.II.
Рис.I.II. Расчетная схема механизма
насоса с коническим расположением
цилиндров с плунжерами без подпятни-
ков: О/ - вершина конической по-
верхности, проходящей через оси ци-
линдров; Oj - ось пальцев наклонной
шайбы (ось поворота);	- по-
ложение конической поверхности на-
клонной шайбы при fa - 0; CLfyOj -
то же при fa > 0;	- расчетная
величина, L
Основные кинематические соотношения /43/ при этом отличаются
от рассмотренных выше.
Ход плунжера
1-COS Wk
(1.37)
где
А/ = 4(Л- igV- СдГш)  sin V tgfa ,
34
Скорость плунжера

Ускорение плунжера в относительном движении
- Л/лЛАЧр

^(^sin^x^cos^
(.1 + Кц-СОЗУх")*
(1.39)
Максимальное значение
(1.37) при условии
хода плунжера определяется по формуле
»	---------- К
к max 1 - К*
или
Счетах ~	*
(1.40)
1.3.	Устройство и принцип работы
радиально-плунжерной гидромашины
Радиально-плунжерной (поршневой) называется объемная ротор-
ная гидромашина, оси плунжеров (поршней) которой составляют с
осью блока цилиндров угол более 45°.
Радиально-плунжерные гидромашины выполняются по двум вариан-
там плоской кинематической схемы:
-	с вращающейся кулисой (с цилиндрической направляющей)
(рис.I.12,й );
-	с вращающимся крестовидным шатуном (с плоской
направляю-
н
заключается
оси ротора
и при вращении кулисы за счет
Принцип работы кинематической схемы гидромашины
в следующем. При смещении оси статора по отношению к
на величину эксцентриситета £
35
изменения её текущего радиуса J>K плунжер совершает возвратно-
поступательное движение относительно цилиндра.
Рис.1.12. Кинематические схемы радиально-плун-
жерных гидромашин с вращающейся кулисой.( « )
и с вращающимся крестовидным шатуном ( д ):
/ - вращающаяся кулиса; Z - цилиндр с шгун-
жепом; 3 - цилиндрическая направляющая; 4 -
крестовидный шатун; Of - ось статора; 0% -
ось ротора; е - эксцентриситет; R - радиус
статора; рк - текущий радиус; <£> - угол по-
ворота *
I.3.I. Основные кинематические соотношения
Рассмотрим упрощенную схему, показывающую положение < -го
плунжера в зоне нагнетания (рис.I.13).
Проведем радиусы О^В и Of В , соединяющие точки 0, и 0%
с точкой В , в которой имеет место контакт плунжера с поверх-
ностью кольца статора.
Из треугольника OfBO^ по теореме косинусов имеем
Rz= ez+joz -	 ecos^ .	(1.41)
36
Рис.!•13. Упрощенная схема радиально-плунжерного насоса:
& - положение плунжера в зоне нагнетания; 5 - треуголь-
ник, образованный радиусами О$В % OfB ; / - кольцо
статора; 2 - ротор; 3 - плунжер; << - угол, образован-
ный радиусами 0%В и О^В
Представим это соотношение как квадратное уравнение для J\ :
- ZpKe  cosg>K * e - Rz - О ,
из этого следует
J)K = e cos <pK+ez cos2 p*- e2<-P2.
Преобразуем подкоренное соотношение:
eicosi(A. -ez* R2= R2- - e2(1 - cos2<PK") = R*-e2 sia<pK .
* A
С учетом последнего текущее значение радиуса
Однако ввиду того, что отношение < 1,0, вторым слагаемым -о;:,
знаком радикала можно пренебречь, тогда
Из полученного выражения следует, что максимальное значение ради-
уса будет иметь место при (рк = 0, т.е.
к max
= Q+ е.
Анализируя кинематическую схему радиально-плунжерного насоса (см.
рис.1.12,), нетрудно убедиться, что ход плунжера определяется
соотношением
hx =^Хтах -px = P+e-^-&-cos^‘B(f-cos^x)3 (1.43)
где е - значение эксцентриситета. При Ц>к ~ 0	= 0, а при
“ Ь-кгпах “	•
(1.44)
Дифференцируя по t соотношение (1.43), получаем зависимость для
скорости плунжера:
г -
™ di
(1.45)
зависимость для ускорения плунжера:
dZhx 2	у,
°тГ ~е а3 -с0&

показаны
Зависимости
на рис.1.2.
Учитывая (1.5), можно определить рабочий объем (удельную
подачу):
v.s&
и теоретическую производительность:
ь _ Mt
4
38
или
р
^21 ZOOQ e z n л/мин
(1.48)
где dn - диаметр плунжера; е - бксцентриситет; П - скорость
вращения ротора.
Формула (1.48) определяет среднее значение расхода жидкости
на выходе из наооса.
1.3.2. Силы, действующие на плунжерную группу
Если в зоне нагнетания гидромашины развивается среднее дав-
ление Р^
, то на плунжер, связанный с этой зоной, действует
Для радиально-плунжерных гидромашин к этому усилию необходимо до-
бавить центробежную силу, действующую на плунжер,

(1.49)
где тп - масса плунжера с подпятником; - угловая
вращения ротора. - радиус до центра массы плунжера
Тогда суммарное усилие, действующее на плунжер,
скорость
(1.50)
Это усилие передается в точку В - точку контакта плунжера с
кольцом статора, где раскладывается на две составляющих. Одна из
них направлена по нормали к поверхности^кольца статора - Е#* ,
другая - перпендикулярно радиусу - Ргк . Из треугольника сил
(см. рис.I.13) следует, что
и
** COSd.
39
Реакции F#* соответствует усилие, воспринимаемое опорами и
системой управления кольца статора. Усилие связано с мо-
ментом на валу гидромашины. Если гидромашина работает в режиме
гидромотора, то эти усилия определяют движущий момент на валу.
Если гидромашина является насосом,-то усилия FTK определяют
момент сопротивления.
Заменим в полученных соотношениях функции
ции угла • Обратимся снова к треугольнику
По теореме синусов справедливы отношения
угла оС
на функ-
SlflcC = Sin %
е /г
или
SlncC

тогда
С учетом последних выражений зависимости для FrK и F^K можно
представить в виде

(1.51)
В
и
(1.52)
Рассмотрим усилия, действующие на блок цилиндров гидромашины
рт* - касательная составляющая, приложенная к каждому
плунжеру, находящемуся в зоне нагнетания.
При приведении
чаем главный вектор
Учитываем, что
ной цапфы действует
этой системы сил к оси блока цилиндров полу-
Рг^ и крутящий момент 7^ .
на блок цилиндров со стороны распределитель-
система сил давления, главный вектор кото-
Тогда на блок цилиндров действует суммарное усилие
(1.53)
которое передается на цапфу агрегата или на подшипники
блока
цилиндров.	_
Определим осредненное значение крутящего момента при
условии постоянства давления нагнетания .
Момент, развиваемый одним плунжером, находящимся в зоне
нагнетания,
Выражение (I.5I) можно упростить, пренебрегая вторым слагаемым
под знаком радикала:

(1.54)
тогда
= FpiOK	sin </>к (R i-ecost^)- Fpc0K- eCsin^-^sLn Z (&)
e
или, учитывая — <
&r\
41
‘pw/c' &' Vk •
(1.55)
Осредненный момент на валу гидромашины
Л/2& .
jiui'/lMiri
На рис.I.14 показана конструкция быстроходного радиально-
плунжерного насоса.
Ротор насоса состоит из двух секций блока цилиндров 7 и
// на полом валу / , установленном на двух подшипниках 3 и /£ .
В каждой секции блока выполнены радиально расположенные цилиндри-
ческие расточки 13 , в которые установлены плунжеры /2 с под-
пятниками . Предусмотрено угловое смещение осей рабочих ци-
линдров правой секции блока по отношению к левой секции на угол
21^ = — , где 2/ - количество рабочих цилиндров в одной секции.
Для левой секции блока цилиндров рабочий торец выполнен сле-
Цилиндрические расточки каждой секции блока имеют отверстия
15 , выходящие на соответствующий рабочий торец. Штоки плунже-
ров 12 через уплотнительные втулки 30 выходят во внутреннюю
полость вала / и контактируют с цилиндрической втулкой - замыка-
телем 17 или 25 . Такое устройство исключает зависание плунжера
на стороне всасывания агрегата. Осевое перемещение каждого замы-
кателя ограничено с одной стороны проставкой 19 , а с другой -
заглушкой 18 , перекрывающей отверстие вала. Подпятники 29
плунжеров контактируют с соответствующим кольцом статора 8
или Ю .
К рабочим торцам секций блока цилиндров прижимаются само-
устанавливающиеся распределительные золотники 6 и /4 , имеющие
серповидные окна нагнетания и всасывания.
При помощи специальных переходных втулок-пистонов 4 окна
распределительных золотников связаны с напорным 26 и всасываю-
щим 27 каналами агрегата. Кольца статора 8 и 10 связаны с
механизмом управления, состоящим из регулировочного винта 9 ,
нг
42
Рис. 1.14. Радиально-плунжерный насос с двухсекционным блоком цилиндров
коромысла с толкателями и втулками 21 и 23 , нагруженными пружи-
нами 22 и 24 , полости втулок закрыты крышками 5/ . Под дейст-
вием усилий со стороны механизма управления кольца статора повора-
чиваются относительно осей-втулок 32 в разные стороны, обеспечи-
вая для каждой секции блока цилиндров свое значение эксцентриси-
тета.
Практически на одном валу агрегата расположены два самостоя-
тельных радиально-плунжерных насоса, у которых объединены полости
всасывания и нагнетания. Ротор насоса размещается внутри корпуса,
имеющего переднюю 5 и заднюю 20 крышки, в каждой из которых
имеются гидравлические каналы.
Агрегат имеет общее торцовое уплотнение 2 и одну общую шли-
цевую рессору 2& .
При смещении колец статора в крайние положения, как показано
на рисунке, и при вращении ротора по часовой стрелке, если смот-
реть с правого торца агрегата, плунжеры насоса совершают возврат-
но-поступательное движение. Прижатие плунжеров и подпятников к
кольцу статора осуществляется под действием центробежных сил.
При этом плунжеры, расположенные справа от вертикальной оси
(см. сеч. по А-А ) правой секции блока, являющейся его осью
мертвых точек, за счет уменьшения расстояния между внутренней
поверхностью кольца статора и наружной цилиндрической поверх-
ностью ротора входят в цилиндрические расточки, вытесняют рабо-
чую жидкость и обеспечивают процесс нагнетания.
Плунжеры, расположенные слева от вертикальной оси секции
блока, в этот момент выходят из цилиндрических расточек, обеспе-
чивая процесс всасывания.
За счет изменения знака эксцентриситета плунжеры, находящие-
ся справа от вертикальной оси левой секции блока, обеспечивают
процесс всасывания, а расположенные слева - процесс нагнетания.
Рассмотрим более подробно работу самоустанавливающегося тор-
цового распределительного золотника насоса, фрагмент конструкции
которого в увеличенном масштабе показан на рис.I.15, где / -
ротор насоса; 2 - полость рабочего цилиндра; 3 - плунжер; 4 »
- отверстия; г - распределительный золотник с серповидными
окнами S и /4 .
44

Распределительный золотник
7 своими отверстиями-колодца-
ми 1Z и /3 посажен на втулки-
пистоны 8 и /О , жестко за-
крепленные в корпусе 5 гидро-
машины и связанные с гидравли-
ческими каналами 0 и // .
За счет сил давления, действу-
ющих в колодцах, в которые
входят пистоны, золотник 7
может смещаться в осевом на-
правлении (вдоль оси ротора)
и покачиваться относительно
горизонтальной оси, нормальной
к плоскости чертежа, и относи-
тельно вертикальной оси, рас-
положенной в плоскости чертежа.
>Таким образом, торцовый распре-
делительный золотник с пистона-
ми образует кинематическую пару
Ш класса.
Рис. 1.15. Радиально-плунжерный
насос с торцовым распределитель-
ным золотником
За счет самоустанавливаемости золотника относительно торца
блока цилиндров обеспечивается минимальный зазор между ними, гаран-
тирующий повышенный объемный коэффициент полезного действия гидро-
машины
При работе агрегата наблюдается более равномерный износ по-
верхностей контактирующих деталей, незначительно влияющий на из-
менение утечек и объемного КПД.
1.4. Устройство и принцип работы пластинчатой гидромашины
Пластинчатой называется объемная роторная гидромашина, рабо-
чие органы которой образованы при помощи подвижных пластинок-ши-
беров.
По числу циклов работы за один оборот вала различают гидрома-
шины однократного и двойного действия.
45
Пластинчатые гидромашины могут быть как нерегулируемыми, так
и регулируемыми.
Упрощенная конструктивная схема регулируемого пластинчатого
насоса однократного действия показана на рис.1.16.
Ротором насоса является цилиндрическая втулка / , на которой
выполнены продольные пазы 8 прямоугольной формы. Начальное сече-
ние каждого паза стыкуется с продольным отверстием , имеющим
диаметр, несколько больший ширины паза. В пазах 8 ротора разме-
щены пластинки Z » имеющие возможность свободно перемещаться в
радиальном направлении. На риоунке ось ротора зафиксирована точ-
кой О& .
К торцам цилиндрической части ротора примыкают участки вала,
каждый из которых имеет опору на корпусе в виде подшипника.
В корпусе 4 насоса установлено кольцо статора 3 , имеющее
высоту, равную длине цилиндрической части ротора. Кольцо статора
опирается на втулку 5 , относительно которой оно может поворачи-
ваться на некоторый угол . К торцам кольца отатора и ротора
прижаты боковые крышки. Одна из крышек является торцовым распреде-
лительным золотником, имеющим серповидные окна 6 и 16 , свя-
занные о гидравлическими каналами в корпусе насоса. Перемычки меж-
ду окнами на распределительном золотнике имеют угловой размер .
Для поворота кольца статора предусмотрен механизм управления, со-
стоящий из гидроцилиндра /4 с поршнем 13 и силовой пружины 9 .
Поршень и пружина связаны с хвостовиком // кольца статора
при помощи опорных втулок 10 и 1Л .
При повороте кольца статора 3 на угол , как показано на
иксиру-
положе-
рисунке, его ось переместится по дуге и займет положение,
емое точкой 0^ . Прямая 0^0% в этом случае определяет
ние оси мертвых точек дая пластинок ротора.
Если сообщить ротору 1 вращательное движение против
н
часовой
стрелки, то пластинки Z , прижимаясь под действием центробежных
сил к внутренней поверхности кольца статора и скользя по ней, бу-
дут совершать возвратно-поступательное движение относительно пазов
ротора, за счет непрерывного изменения радиуса .
При этом, за счет изменения расстояния между наружной поверх-
ностью ротора и внутренней поверхностью кольца статора, будет
46
7
4
№
IS
Рис.IЛ6. Конструктивная схема пластинчатого насоса однократ-
ного действия
47
изменяться объем рабочих камер, образованных двумя соседними
ра,
ную
пластинками.
Выделим одну из рабочих камер насоса - АВВ^А , заклю-
ченную между цилиндрическими поверхностями кольца статора и рото-
мевду двумя соседними пластинками 4^4 и В/В и ограничен-
в осевом направлении торцами боковых крышек.
При повороте ротора, когда выделенная камера находится выше
мертвых точек, её объем уменьшается за счет уменьшения площа-
ABBjAjA . Рабочая жидкость из камеры вытесняется в окно 5
распределительного золотника и далее, по каналам
лю. Так обеспечивается процесс нагнетания насоса.
При нахождении камеры ниже оси мертвых точек
чивается. Рабочая жидкость через канал /7 и окно
тельного золотника поступает в рабочую камеру насоса. Так проис-
ходит процесс всасывания.
Рассмотрим некоторые геометрические соотношения для пластин-
чатой гидромашины.
Обозначим jS - угол между соседними пластинками.
оси
- потребите-
ее
объем увели-
раопредели-
(1.57)
где 2 - количество пластинок в насосе.
Для обеспечения нормальной работы насоса необходимо, чтобы
угловой размер перемычки
распределительного золотника соответст-
вовал условию
(1.58)
Обозначим максимальное и минимальное расстояния между поверхнос-
тями ротора и статора - ^глаж и £min 9 Т0ГДа справедливы со-
отношения

(1.59)
^min ~ -ч-е г
(1.60)
где R - радиус кольца статора; Z - радиус ротора; в = 0^0% -
эксцентриситет.
48
С учетом последних соотношений, максимальный ход пластинок
за один оборот ротора
тах~ ^гпах	° mln *
(I.6I)
Для определения расхода жидкости
вытесняемой из рабочей ка-
меры на стороне нагнетания насоса, необходимо найти зависимость
изменения площади камеры A BBfAtA от угла поворота ротора,
т.е.
^авв^а' ’
и определить изменение этой площади за один оборот ротора.
Из рис.!• 16 следует, что указанная площадь камеры может быть
представлена как разность площадей секторов АОдВ и AjOgfy
или
f (J>K - М •
(1.62)
Ддя решения задачи необходимо иметь
зависимость, определяющую пе-
г.
Рассмотрим треугольник
и треугольник, обра-
зованный радиусами J)* и S ,
которые показаны в большем
масштабе на рис.I.17
Пусть О& = Уа
Ofy — У# , а проекции от-
резка OfOz на оси координат
&У и Л Л , тогда
ьу~уясо*Ге-уо,
а ДА =yg Slnfc .
Рис Я. 17. Расчетная схема
Примем, что Ofy , тогда
49
который составляет отрезок
Определим угол
Ге
(1.63)
с горизон-
тальнои осью

_лУ Ук-алГс-Уо
₽ ~ДЛ Уц Ип^
^агс^ (ctqtc ~	).
(1.64)
Из последних соотношений
следует, что при повороте кольца статора
на угол меняется как величина эксцентриситета В ,
угол между осью мертвых точек и горизонтальной осью.
Из треугольника О^ВО^ следует, что
так
ez*pz-Zj3K & cos<px
j)z- Zp*ecos<px+ez~ RZ=O.
И
Pe
fl
ение последнего уравнения имеет вид
./ ei
jjk - е cos<рк+R V 1 - -msiirtp* г
или, учитывая, что
1,0,
jc - R ♦ c- cos <ftK .
(1.65)
Площадь рабочей камеры
%*	г W<>
$* = 1	 г1)dtp=-Ц I (JP-ifydp+ZR eA cos^dtp
I
50

При повороте ротора площадь камеры имеет максимальное значе-
ние, когда она расположена в районе перемычки НМГ золотника, что
Соответствует	(при условии ), и приобретает
минимальное значение, когда находится на противоположной перемыч-
ке золотника, при	.
С учетом указанного
SKmc№	ZRe sin T
(1.67)
ктйг “ Z	~	~
(1.68)
Изменение площади камеры за один оборот ротора
ктм ~ ^кггйп 'Л /г я
Средний расход на стороне нагнетания насоса (теоретическая произ-
водительность)
-=л5
или
f • Z • л • «л т->
V1L	z
где & - дяина ротора; /2 - скорость вращения ротора.
В полученном выражении не учтен объем, занятый пластинка-
ми. Если 0 - толщина пластинки, то объем, занятый пластинками
за один оборот ротора,
Vm- 2-e-Uz,
а потерянный расход на нагнетании насоса
(1.70)
В этом случае расход на стороне нагнетания насоса
Ze 6• Z(ZRsin^x-- $) n.
(I.7I)
Определим мгновенный расход на нагнетании насоса
несжимаемости рабочей жидкости:
при условии
где
у к - объем камеры или, учитывая соотношение
dsx _ dSx dv _ ds* tt.
di dv>
di d<P
Чгмгн, х
и) &--Л-бе-со cos<fK-co$((fiK^)\.
(1.72)
угла
минус в последнем выражении показывает, что с увеличением
объем рабочей камеры уменьшается.
Суммарный мгновенный расход на стороне нагнетания насоса
нгн.к
(1.73)
где К = I; 2; ... Z& ; Z% “ количество рабочих камер,
менно связанных с зоной нагнетания.
Если давление на стороне нагнетания насоса постоянно и
равно , то можно определить суммарный момент, действующий на
ротор. Для этого необходимо рассмотреть две крайние пластинки,
сдновре-
52
находящиеся в зоне нагнетания» одна из них имеет максимальный вы-
лет, а другая - минимальный.
Момент, развиваемый на первой пластинке,
Момент, развиваемый на второй пластинке,
где	- значения радиуса для первой и для второй
пластинок.
Момент на валу гидромашины
Учитывая значения радиусов
получаем
Конструктивное исполнение быстроходных пластинчатых насосоь
до настоящего времени полностью не отработано. Данные работы /II/
позволяют создать только общее представление о конструкции
агрегатов.
На рис.I.18 показаны фрагменты возможной конструкции быстро-
ходного пластинчатого насоса.
Ротор агрегата состоит из центральной цилиндрической части
с продольными пазами, к торцам которой при помощи вала - стяжки 2
53
17
/сменян
Рис.I.16. Быстроходный пластинчатый насос однократного действия
I

с резьбовыми элементами / и // прижаты специальные втулкиJ
ж 10 . Рабочие торцы последних имеют увеличенный диаметр, за
счет чего обеспечивается одновременное перекрытие торцевых по-
верхностей кольца статора 6 . Цилиндрические поверхности вту-
лок 3 и 10 образуют с, де талями 4 и 9 корпуса гидродинами-
ческие опоры, на которых базируется ротор.
С левой стороны к ротору подключены детали привода агрегата,
а с правой - крыльчатка /2 подкачивающей ступени 13 .
Кольцо статора 6 расположено в промежуточном элементе Д
корпуса эксцентрично по отношению к оси ротора, что обеспечивает
постоянство эксцентриситета £ и нерегулируемость агрегата. На
цилиндрической поверхности кольца статора прорезаны в окружном
направлении прямоугольные окна 14 ъ 16 , выполни
окон распределительного золотника. Продольные пазы /7 централь-
ной части ротора имеют Г-образную форму. Такую же форму имеют
ж пластинки 15 . Детали 4 » 9 и элемент 5 стянуты при помо-
щи винтов 8 .
Основной конструктивной особенностью быстроходного пластин-
чатого насоса является применение подвижных злементов-наконечни-
ков 18 на рабочих концах пластинок. Наконечник имеет вид тонко-
го стержня, вдоль которого с одной стороны выполнена специальная
площадка в виде участка цилиндрической поверхности радиусом,
меньшим внутреннего радиуса R кольца статора. Наконечник уста-
навливается в цилиндрическое гнездо на конце пластинки и при ра-
боте насоса может покачиваться относительно своей оси.
При вращении ротора наконечник под воздействием набегающего
потока жидкости разворачивается на некоторый угол в сторону вра-
(ения и образует совместно с внутренней поверхностью кольца ста-
тора гидравлический клин. Давление со стороны гидравлического
клина несколько отжимает пластинку в радиальном направлении к
центру ротора, и между наконечником и внутренней поверхностью
кольца статора образуется поддерживающий гидродинамический слой
жидкости толщиной около одного микрометра или менее.
Для улучшения условий работы гидравлического клина пластин-
ки выполнены Г-образными. Под нижний торец каждой пластинки по
специальным каналам подводится давление из последующей рабочей

55
камеры насоса, а под уступ пластинки - давление из предыдущей
камеры.
Такое решение снижает скачкообразное изменение радиальной
силы давления, действующей на пластинку, при переходе её из зоны
всасывания в зону нагнетания и обратно.
Л
1.5. Параметры объемных гидромашин
К числу основных параметров объемных гидромашин относятся:
- объемный расход жидкости через гидромашину, теоре-
тическая производительность, л/мин (см^/с; дм^/с);
V * рабочий объем (удельная производительность), объем
жидкости, проходящий через гидромашину за один оборот её вала,
см^/об (да3Х
Р - давление, кг/см2 (МПа);
Pj - давление на входе в гидромашину;
р& - давление на выходе из гидромашины;
п - скорость вращения ротора, об/мин;
со - частота вращения ротора, 1/с;
Т - момент на валу гидромашины, кг»м (Н*м).
Параметры, относящиеся к насосу, обозначаются буквой р
{pump ), а к гидромотору - буквой М {motor, ) /72/.
Рассмотрим соотношения между основными параметрами объемных
гидромашин сначала в технической системе единиц, а затем - в сис-
теме СИ.
В технической системе единиц
объемный теоретический
расход
жидкости через гидромашину
или
« V n	см3/мин
г г 4
(1.76)
Tvi 60 v 2ft 2ft r •
(1.77)
Решая последнее соотношение относительно U) и обозначая
^40
, получаем
u>	рад/с.
(1.78)
Отсюда следует, что для объемных гидромашин характерна линейная
зависимость между частотой вращения ротора и теоретическим рас-
ходом жидкости через гидромашину.
Момент на валу гидромашины определяется известным соотно-
II
ением
кг. см,
(1.79)
где Р - мощность на валу, кг.см/с.
Учитывая основные параметры, можно определить мощность гид-
ромашины:
Р • др • кг»см/с,	(1.80)
где Др^вр^ - р? - перепад давления на насоое, кг/см^;
*- р* -р* - перепад давления на гидромоторе, кг/см^, или
о учетом соотношения (1.77)
Подставляя это значение в (1.79), получаем
Т=-^У-лр
и, обозначая	,
Т -бт'&р кг* см.
Момент на валу насоса
Момент* на валу гидромотора
(1.81)
57
Теоретическая мощность объемной гидромашины может быть получена
из соотношений (1.76) и (1.80)
где
кВт,
за
(fa “ расход жидкости, л/мин
В системе СИ расход жидкости через гидромашину
(1.82)
дм3/с.
где
(1.83)
- рабочий объем гидромашины в системе СИ, дм3.
Решая относительно О) , получаем
’ . рад/с,
или,
обозначая	♦
(1.84)
Теоретическая мощность гидромашины
10s
Н-м/с, Вт,
(1.85)
где ,
расход, мЗ/с.
Момент на валу гидромашины
- перепад давления на
гидромашине,
Qvi
/О*
~~Ю*'ЛР
е* V*
или, обозначая От e ,
Н*м,
Н-м
(1.86)
ормулы (1.85) следует
кВт
(1.87)

58
и
P^Aff-tyvi кВт,
(1.88)
где - перепад давления, МПа; - расход, да^/с.
При работе объемной гидромашины различают три основных вида
потерь энергии: за счет утечек (перетечек) рабочей жидкости внут-
ри гидромашин из зоны нагнетания в зону всасывания или в систему
дренажа; на трение в механических элементах и гидравлические по-
тери в каналах гидромашины. В соответствии с этим обычно учитыва-
ют объемный tly , механический , гидравлический коэффи-
циенты полезного действия.
Объемный коэффициент полезного действия
Теоретический объемный расход насоса определяется соотноше-
нием (1.76).
Действительный расход жидкости, замеренный на выходе из на-
соса, равен	* а расход утечек внутри насоса -	.
Тогда очевидно соотношение
(1.89)
и
(1.90)
Действительный расход, замеренный на входе в гидромотор, ра-
вен	•
Теоретический расход, определяющий скорость вала гидромото-
ра, соответствует (1.76), а расход утечек внутри гидромото-
Тогда
(I.9I)
59
(1.92)
Объемный коэффициент полезного действия зависит от большого числа
факторов. Действительно, расход утечек для плоской щели

(1.93)
кольцевой концентричной щели
bp-8sfr-dg
(1.94)
где Др-р^ -р% - перепад давления на цели, кг/см2; р^ - давле-
ние на входе в щель, кг/см2; - давление на выходе из щели,
кг/см2; О , & - величина зазора щели, см; 6 - ширина щели, см;
d - диаметр пары, см; £> - длина щели, см; $ - кинематическая
вязкость жидкости, см2/^; £ - ускорение свободного падения,
см/с2; f - удельный вес жидкости, кг/см3.
При этом расход жидкости через щели очень мало зависит от
скорости вращения
Расход £
ротора гидромашины.
определяется скоростью вращения ротора. Поэто-
му в общем случае объемный КПД зависит от давления на стороне на-
гнетания (перепада давления), зазора в щелях гидромашины, темпера-
туры рабочей жидкости и скорости вращения ротора, т.е.
>lv (*р> в, v 
Из формул (1.90), (1.93) и (1.94) следует, что при увеличении дав-
ления нагнетания (перепада давления) др , увеличении температуры
рабочей жидкости 0 и увеличении зазоров в щелях & объемный КПД
гидромашины уменьшается.
Одновременно следует отметить большую зависимость изменения
объемного КПД от скорости вращения ротора гидромашины. При уменьше-
нии скорости вращения ротора п уменьшаются расходы и
’ 470 приводит к резкому уменьшению объемного коэффициен-
та полезного действия гидромашины (рис.I.19).

60
№
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
oj
0.6	0,7 Oj3 п*=
Птах
и
Рис.1.19. Изменение объемного (а)
Ромашины постоянной производительности
0,3	0,4 0,5
Для современных объемных гидромашин - насосов и гидромото-
ров - объемный КПД достигает больших значеи
Для аксиально-
плунжерных гидромашин h = 0,95...0,98.
Механический коэффициент полезного действия
При работе насоса за счет перепада давления Др
возникает момент , величина которого определяется
мостыо (I.8I).
Действительный момент, развиваемый на валу насоса,
и определяется соотношением
на валу
зависи-
равен Тер

где - момент трения, возникающий при работе гидромашины.
Тогда
61
(1.95)
Работа гидромотора обеспечивается за счет подвода энергии с пото-
ком жидкости. Поэтому все потери покрываются за счет этой энергии
Теоретический момент, определяемый перепадом давления,
Действительный момент, замеренный на валу гидромотора,
* потери момента за счет действия сил трения
Тогда
И
т
Различие выражений для механического КПД насоса и для механическо-
го КПД гидродвигателя объясняется способами подвода энергии к гид-
равлической машине.
Механический КПД объемных гидромашин зависит от конструкции
гидромашины, а также от давления нагнетания (перепада давления) и
скорости вращения ротора.
Гидравлический к
де нт полезного действия

Если при работе насоса объемного типа замерить давление в ра-
бочем органе р^1	" индикаторное давление, и р^е - давление
на выходе из насооа, то для замеренных значений будет справедливо
соотношение

zi
где	- потери давления в
Из этого соотношения можно
coca:
определить гидравлический КПД на-
62
(1.97)
Если замерить давление в рабочем органе работающего гидромотора
Pf* - индикаторное давление и р*е - действительное давле-
ние на входе, то для замеряемых значений будет справедливо соот-
ношение
Р*1~ Pte ~ APh '
Из этого соотношения можно определить гидравлический КПД
гидромотора:
(1.98)
Определение гидравлических КПД насоса и, гидромотора затруднено в
связи о необходимостью замера индикаторного давления в работающей
гидромашине, для чего нужны весьма сложные приспособления.
Поэтому наиболее целесообразной является оценка так называе-
мого гидромеханического КПД объемной гидромашины , который
является произведением двух КЦД:

(1.99)
Справедливость такого подхода можно доказать введением некоторого
«. 
момента сопротивления в гидромашине . определяемого вели-
тг.иой Др#	:

Этот момент суммируется с моментом трения:

и определяет гидромеханический КПД объемной гидромашины.
Для насоса общий (полный) КПД объемной гидравлической машины:
cf = Ъ,-ft 	, (ЫОО)
63
дая гидромотора
(I.I0I)
Мощность, развиваемая на валу гидромашины
Мощность насоса, определяемая зависимостями (1.82), (1.87),
(1.88), является полезной мощностью, так как она определяет энер-
гию, сообщаемую в насосе потоку жидкости. Действительная мощность,
развиваемая на валу
насоса, определяется соотношением
(I.I02)
- об“
tirr
насоса.
Мощность, определяемая указанными выше зависимостями, для
гидродвигателя является располагаемой мощностью. Действительная
мощность, развиваемая на валу гидродвигателя,
(I.I03)
где

1.6.	Статические характеристики гидромашин
С точки зрения теории автоматического управления объемную
гидромашину можно рассматривать как некоторый элемент, имеющий на
входе сигнал У&(£) и на выходе сигнал
Каждый элемент системы обладает определенными статическими и
динамическими характеристиками.
Статической характеристикой элемента называется зависимость
выходной величины от входного сигнала, т.е
Основным параметром статической характеристики является коэффици-
ент усиления Ку , определяемый соотношением
64
г _ У8ых^
У Убх &
1.6.I.	Коэффициенты усиления объемных гидромашин
Для регулируемых гидромашин величина, определяющая значение
рабочего объема V , называется параметром регулирования.
Параметрами регулирования являются:
-	для аксиально-поршневых насосов и гидромоторов с качающей-
ся шайбой - угол наклона блока цилиндров или угол наклона шай-
бы оС , рад;
-	для аксиально-плунжерных гидромашин с наклонной шайбой -
угол наклона шайбы * рад;
-	для радиально-поршневых и для пластинчатых гидромашин -
эксцентриситет С , см.
Можно выделить так называемый обобщенный параметр регулиро-
вания £ , который для каждого типа гидромашины будет принимать
определенное значение.
Международный стандарт рассматривает в качестве параметра ре-
гулирования гидромашины относительную величину <5 , которая опре-
деляется как отношение текущего значения рабочего объема к макси-
мальному, т.е.
Поэтому параметр регулирования гидромашины можно представить в
виде
(I.I05)
где Етах - максимальное значение параметра.
Тогда коэффициентом усиления регулируемого насоса является
отношение расхода на выходе к значению входного параметра регули-
рования при холостом ходе.
65
Для регулируемого насоса коэффициент усиления
(I.I06)
тал

Коз
ходной скорости к входному расходу при холостом
llUElir
сие нт усиления гидромотора представляет отношение вы-
ходе
fa
см3
(I.I07)
1.6.2. Статические характеристики насосов
и гидромоторов
Для насосов различают два вида статических
гулировочную и механическую (нагрузочную).
Регулировочной характеристикой насоса переменной производи-
тельности называется зависимость действительного расхода на выхо-
де гидромашины от управляющего воздействия на входе, т.е.
характеристик: ре-
Для идеального насоса (отсутствуют утечки, = о) при холос-
том ходе
max •
(I.I08)
Для аксиально-поршне в ого насоса с качающейся шайбой
rvZ'L -У ^тах •
Для реального насоса при действии внешней нагрузки (рис. 1.20)
где - Д<5 - зона нечувствительности; AQ-vP* f(£?>
F J
(I.I09)
- умень-
шение расхода на выходе насоса за счет снижения скорости вращения
приводного двигателя ("скольжение" двигателя); (Др) - рас-
ход утечек.
66
%ys(A р) =	' Лрр,	(I.IIO)
где коэффициент утечек для насоса, сиг/окг; дрр - пере-
Рис.20. Регулировочная характе-
ристика насоса переменной про-
изводительности ( / , 2 - иде-
альный и реальный насос)
Рис.I.21. Механическая характе-
ристика объемного насоса V ,
Z ~ идеальный и реальный
нас ос)
Механической (нагрузочной) характеристикой насоса называется
зависимость давления на выходе гидромашины от расхода, т.е.
Теоретическая производительность объемного насоса, определяе-
мая формулой (1.76), не зависит от давления нагнетания р^ . Поэ-
тому в координатах p-q, (рис.1.21) зависимость
для идеального насоса (	= 0) изображается прямой линией, па-
раллельной оси ординат.
Характеристики для реального насоса, учитывающего утечки ра-
бочей жидкости, отклоняются от вертикальных прямых в сторону
уменьшения действительного расхода.
67
Для гидромоторов рассматривают также две характеристики: ско-
ростную и механическую.
Скоростной характеристикой называется зависимость выходной
скорости гидромотора от входного расхода на режиме холостого хода
(рис. 1.22).
Рис.1.22. Скоростная характе-
ристика объемного гидромотора
I / , 2 - идеальный и реальный
гидромотор)
Для идеального гидромотора
к*
(I.III)
С учетом утечек и потерь энергии
Vie $vs
> U-II2)
где z* - коэффициент утечек в
гидромоторе, смь/(с*кг); &р£
перепад давления
п^хх гтр ггс
где р£ - приращение давления
в напорной полости за счет дейст-
вия моментов и оил трения в гид-
ромашине; р^ - приращение дав-
ления в напорной полости за счет действия гидравлических сопро-
тивлений ,
где Сгс - коэффициент гидравлического сопротивления.
В общем случае
Механической характеристикой называется зависимость выходной
скорости гидромотора от внешней нагрузки.
Механическую характеристику можно получить из соотношения
(I.II2) путем замены А р* на
Л Л
68
тогда
или
где
м. м
аш Ки-Ъ
*т"\ “
- коз
(I.IH
сент эластичности механической :

рактеристики.
В реальных условиях механическая характеристика гидромотора
зависит от вида схемы,
которую он включен, и от особенностей
системы управления.
К статическим относятся и кавитационные характеристики насо
сов, которые определяются у каждого вновь разработанного агрегат
Рис.1.23. Кавитационная характерис-
тика насоса при п - const и с =
“ const
та, вязкости и вида рабочей жидкости
бежных и других эффектов на качество
Кавитационной характ
ристикой насоса называет
зависимость выходного р
хода ст давления на вход
при постоянных частоте
вращения ротора и параме
ре регулирования (рис.1.
Кавитационная характ
ристика дает возможность
оценить комплексное влия
ние гидравлического со-
противления каналов игре
при заданных условиях, цент
рабочего процесса насоса. Э
69
характеристика определяется следующим образом. После выведения
насоса на заданный режим работы (давление , скорость враще-
ния ротора п , температура рабочей жидкости 0 , параметр регу-
лирования £ и др*) плавно уменьшают давление на входе в агре-
гат - Pf . При достижении определенного значения давления проис-
ходит резкое падение выходного расхода. По зависимости
определяется минимальное значение давления,
предшествующее срыву расхода, - P^mLn
Для обеспечения нормальных условий эксплуатации насоса опре-
деляется предельное значение входного давления:
Р Р '
' чтт •
1.6.3.	Максимальная и минимальная скорости гидромашин
Исследования показывают, что габариты и масса объемных гидро-
машин существенно зависят от скорости вращения ротора и уменьшают-
ся с ростом последней. Поэтому проблема создания современных гид-
ромашин неразрывно связана с необходимостью увеличения их частоты
С этой точки зрения можно по-новому определять максимальную
скорость объемных гидромашин: насосов и гидромоторов.
Максимальной скоростью гидромашины называется такое значение
частоты вращения ротора, при котором обеспечивается предельное
нагружение основных трущихся пар - подшипников или подпятников
плунжеров машины, т.е. достигается предельная скорость относитель-
ного скольжения Мотн-гпа* или предельное значение параметра
• где Р - удельная нагрузка.
В современных насосах и гидромоторах предельное значение ско-
рости относительного скольжения равно 18-20 м/с и имеет тенденцию
к увеличению.
Для гидромоторов, помимо максимальной, рассматривают и мини-
мальную скорость.
70
Минимальной скоростью гидромотора называется наименьшая ско-
рость равномерного устойчивого движения выходного звена - вала
или штока поршня.
Максимальная и минимальная скорости объемной гидромашины за-
висят от конструкции деталей трущихся пар, материалов, составляю-
щих пары, их антифрикционных свойств, качества обработки рабочих
поверхностей, вязкости рабочей жидкости, теплоотвода из района
трения и др.
На минимальную скорость гидромотора в значительной мере влия-
ют утечки рабочей жидкости.
1
2. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ОБЪЕМНЫХ ГВДРОМАШИН
С ЗОЛОТНИКОВЫМ РАСПРВЖШР1ИЗЛ
Рабочим процессом объемной гидромашины называется процесс из-
менения давления в рабочей камере, заполненной жидкостью, при её
^полном перемещении по зонам всасывания и нагнетания, т.е. за один
полный оборот ротора.
Изменение давления в рабочей камере неразрывно связано с
пульсацией давления и расхода на всасывании и на нагнетании гидро-
машины. Переменность указанных величин приводит к необходимости
'рассматривать мгновенные значения параметров - давления, расхода,
момента и др.
Мгновенным значением параметра называется его величина, заме-
ренная или определенная в данный момент времени.
В соответствии с этим рассматриваются: мгновенное давление
Р(£) , мгновенная подача	и мгновенный момент Te(t) .
Для оценки изменения пульсирующих величин используют критерий,
называемый степенью пульсации или коэффициентом неравномерности:
В max
(2.1)
где	, В min - максимальное и минимальное значение пуль си-
рукщей величины.
71
2.1* Анализ основных направлений в исследовании
рабочего процесса объемных гидромашин
Вопросам изучения рабочего процесса объемных гидромашин посвя-
щено большое количество исследований, авторы которых рассматривают
модели, подходы и методики, имеющие разную степень приближения к
натуре и разные объяснения явлений, определяющих процесс.
Предварительный анализ показал, что можно выделить пять основ-
ных направлений таких работ, каждое из которых определяет ряд осо-
бых требований к конструкции гидромашины.
Первое направление составляют работы, в которых жидкость при-
нимается несжимаемой. К ним относятся работы Т.М.Башты /5/, А.В.
Кулагина /16/ и др.
Если пренебречь сжимаемостью рабочей жидкости, проходящей7 че-
рез насос, то мгновенный расход, вытесняемый одним плунжером
(поршнем),
МЛ
rdk
Скорость плунжера (поршня) в общем случае определяется зави-
симостью
/иг
где - постоянная, зависящая от типа плунжерной гидромашины.
Мгновенная подача насоса определяется суммированием мгновенных
расходов, вытесняемых
нагнетания:
J
i
поршнями, цилиндры которых связаны о зоной
(2.3)
где - количество цилиндров насоса, одновременно связанных с
зоной нагнетания.
Момент, развиваемый одним связанным с зоной нагнетания порш-
нем, при тех же условиях, определяется соотношением
72
где - плечо усилия FTK , u*- -J(Sin %) .
В общем случае
Ъ = с7 • sin ,
где Сг - постоянная, учитывающая тип и конструкцию гидромашины.
Если в зоне нагнетания насоса одновременно находятся Zg
поршней, то, пренебрегая влиянием поршней, находящихся в зоне
всасывания, момент на валу гидромашины
7#*
(2.4)
и (2.4)
j следует, что при отсутствии
[ сжимаемости рабочей жидкости
f частота и амплитуда пульсации
f мгновенной подачи на выходе
насоса и мгновенного момента
на его валу определяются толь-
ко изменением функции
Из формул (2.3)
Исследования показали,
что изменение функции
51	/16/ зависит
как от значения Z , т.е. от
числа поршней в гидромашине,
так и от четности и нечетности
Z sin %
Рис. 2.1. Зависимость XT Sin (fit =
= fa(Cp) при четном Z .
Z (рис.2.1 и 2.2).
Угол, определяющий расположение двух соседних цилиндров в
блоке,
73
I sin У*
Рис.2.2. Зависимость sin (рк = Л С #9 ПРИ
начетном Z.
Ч>
Для четного числа цилиндров максимальное значение функции оп-
ределяется зависимостью
tf^max Slnfl/z >	(^*5)
а минимальное
/г-	COSjl/Z
(A Sin Vt/min ~ sinjqz
Размах пульсации
Для нечетного числа цилиндров максимальное значение функции
1
ZslnJ^/ч
С2.6)
74
а минимальное
Zv • /Л
\2_лиг(рк)т1п = -r~.—tv. •
vt'min	Zstnft fa
Размах пульсации определяется соотношением
\пах ~	^min ~ ~Z & 
кг.ъ
Используя зависимости (2.3) и (2.4), нетрудно доказать, что
g _ (Е Sin <pJmax ~(Hsin <РЛ)/77Z/2
а соотношение будет зависеть от значения 2 и от четности 2 .
Для машин с четным числом цилиндров коэффициент неравномерности
подачи (момента на валу)
/	COSfi/Z
= SUl/A/Z sinft/z = j-ajsJi/Z = Zsinfiftfa-Zsinz Уу , (2.8)
f	Ар i
sin/i/'i
для машин с нечетным числом цилиндров
COS ft/Ч
гя= z&Lri^ f Zs‘tn^.. =f-cosft/if=Zsinift^=Zsinz^- (2.9)
Z Sinftft
Заменим в зависимости (2.8) Sin
на 22" * тогда
75
или
(2.10)
Поступая аналогично с соотношением (2.9), получаем
или
(2.II)
- _
г _ fi5
У “ у 2
Выражения (2.10)и (2.II) известны
формулы Ачеркана. Определим отношение
в технической литературе как

б,%
24
20
16
12
8
4
О
4	6	8 10 12 /4 16 I
Рис.2.3. Изменение	для
гидромашины с четным (кр. / ) и
с нечетным (кр. Z YZ
откуда следует, что для гид-
ромашин с четным числом порш-
ней коэффициент неравномерно-
сти подачи (момента на валу)
примерно в четыре раза боль-
ше, чем для гидромашин с не-
четным числом поршней.
Из данных, представлен-
ных на рис.2.3, следует, что
с увеличением Z наблюдает-
ся интенсивное уменьшение ко-
эффициента неравномерности
б . При этом для Z > 10
уменьшается расхождение в
значениях б^ и 6# . Ана-
логичные соотношения могут
быть получены и для пластин-
чатых /13/ гидромашин.
76
Анализ рассмотренного показывает, что при отсутствии учета
сжимаемости рабочей жидкости неравномерность подачи и неравномер-
ность момента на валу в основном определяются кинематикой меха-
низма гидромашины. Поэтому соотношения (2.8) - (2.II) можно счи-
тать кинематической неравномерностью.
В работах второго направления (В.Н.Прокофьев /41,42/, В.Ю.
Внгель /4,53,54,55/, А. Д. Болтянский /7,8/,	, А,
ГAkezs /79,88/, К.Ямаути, Т.Ямомото /56,57,90/ и др.) рассматри-
|мются переходный процесс только в цилиндре, переходящем из зоны
всасывания в зону нагнетания и обратно;
В качестве примера можно привести некоторые теоретические
Положения работы /90/.
г При переходе рабочим цилиндром насоса перемычки золотника в
районе наружной мертвой точки (НМТ) давление в его полости опреде-
ляется соотношением
(2.13)
' U 1/л
где
< =	(Ptf -/£)  dt;

н
Л - модуль упругости рабочей жидкости; Vs - объем цилиндра при
положении в НМГ; dfy - приращение объема за счет расхода жидко-
сти со стороны зоны негнетания; dV% - приращение объема за счет
движения поршня; оС - угол наклона шайбы; А - площадь рабочего
- площадь отверстия напорного окна золотника; С -
коэффициент расхода; - давление в напорной полости насоса;
t - время.
Уравнение (2.13) после разложения в ряд Тейлора интегрируется
в пределах от t = 0 до £ .
В остальных цилиндрах гидромашины, в напорном трубопроводе и
в полости нагнетания (окно распределительного золотника и окно в
корпусе) переходные процессы не рассматриваются и давление прини-
мается постоянным. Жидкость считается сжимаемой только в том
77
цилиндре, в котором рассматривается переходный процесс. Инер-
ционные свойства жидкости не учитываются.
Третье направление является развитием второго. Оно рассмат-
ривает переходные процессы как в цилиндре, переходящем из зоны
всасывания в зону нагнетания, так и в полости нагнетания и в ка-
нале напорного трубопровода. В указанных полостях гидромашины
учитывается сжимаемость жидкости, инерционные свойства жидкости
не учитываются. В остальных цилиндрах гидромашины» одновременно
связанных с зоной нагнетания, переходные процессы не рассматрива-
ются, а жидкость принимается несжимаемой.
К этому направлению можно отнести работы С.Н.Попова /10,40/,
Б.А.Савельева/45,46/, В.О. HeCoestad	/70/, Р.Тейлор
/80,85/.
Четвертое, самое новое, направление представляют работы H.W.
Mattel, b/.K.asilrL^>I).VIuxttn^ezgez /&1/ И Л.Н.Хохлова. В первой
работе рассматриваются переходные процессы в цилиндре гидромаши-
ны, переходящем из одной зоны в другую, и одновременно - в соот-
ветствующем окне распределительного золотника. При описании пере-
ходных процессов учитываются инерционные свойства жидкости и
рассматривается динамическая модель с сосредоточенной массой.
Пятое направление представляют работы А.К. Алексеева /1,2/,
А.В.Артюхова и В.П.Шорина /3,52/, А.Л. Ed^e /63,64,67/, D.
HoJJrnorin /71/, в которых объемный насос рассматривается как
некоторый источник пульсирующего расхода или как источник пульси-
рующего расхода и давления одновременно, имеющий внутреннее со-
противление. Способность источника генерировать пульсирующий рас-
ход принимается как нечто свыше ему данное, а амплитуда колебаний
определяется главным образом внутренним сопротивлением источника.
Наличие разных направлений в исследовании рабочего процесса
гидромашин, отсутствие единого подхода и единой методики исследо-
вания можно продемонстрировать многообразием форм индикаторной
диаграммы, описанных в литературе.
На рис.2.4 показаны образцы индикаторных диаграмм, полученных
расчетным путем. Индикаторная диаграмма на рис.2.4, а соответст-
вует модели рабочего процесса без учета сжимаемости жидкости, а
диаграммы на рис.2.4,и - 2.4, Z - второму и третьему направле-
ниям .
78
Рис. 2.4. Индикаторные диаграммы аксиально-плунжерных
насосов, полученные расчетным путем: О - без учета
сжимаемой жидкости; 5 - соответствующая второму^
третьему направлениям (Н.З.Зайченко, В.Ю.Энгель, & .
Kucpezs J; о , Z - соответствующие второму-
третьему направлениям (Я.А.Даршт, В.Й.Загребельный,
IV. Kottek, & ZeLCjez} Л. Akezs )
Анализ результатов теоретических исследовании, соответствую-
щих пятому и первым трем направлениям, показывает, что их общим
недостатком является расхождение с экспериментальными данными.
При этом наиболее трудно объяснимы во всех случаях зависимость
пульсации расхода и давления на стороне нагнетания от среднего
давления и наличие пульсации расхода и давления на стороне всасы-
вания насоса.
Множество представлений о рабочем процессе привело к появле-
нию разнообразных требований к конструкции гидромашин.
Для работ, соответствующих первому направлению (отсутствие
учета сжимаемости жидкости), характерны требования исключения
"компрессии” и ’’декомпрессии'' при переходе рабочего цилиндра гид-
ромашины из одной зоны в другую и требования уменьшения кинемати-
ческой неравномерности подачи
79
окон распределительного золотника смещаются в сто-
предварительного расширения”;
В соответствии с такими требованиями:
-	гидромашины изготавливаются только с нечетным числом плун-
жеров;
-	обеспечивается "нулевое" перекрытие отверстия рабочего ци-
линдра перемычкой распределительного золотника в районах НМГ и
ШГ за счет высокой точности выполнения перемычек (+01 ...
... +0,05 мм);
-	обеспечивается высокая точность изготовления корпуса насо-
са, наклонной шайбы и других деталей и их строгое расположение
относительно друт друга в агрегате).
Для работ, соответствующих второму и третьему направлениям,
характерны требования уменьшения "потерь за счет сжимаемости ра-
бочей жидкости" и требования обеспечения "безударного выравнива-
ния давлений" в рабочем цилиндре и в соответствующей полости гид-
ромашины.
В соответствии с такими требованиями:
-	обеспечивается минимальный объем полости цилиндра;
-	плунжеры выполняются сплошными;
-	кромки
рону вращения ротора на угол, необходимый для "предварительного
сжатия" и для
- вводятся разгрузочные дроссельные канавки на перемычках
распределительного золотника, имеющие самую разнообразную форму
и размеры в зависимости от представлений автора.
Для работ, соответствующих пятому направлению (представление
объемного насоса в виде идеального или эквивалентного источника
расхода и давления), характерно стремление создать агрегаты с ми-
нимальной пульсацией давления, независимой от динамических харак-
теристик напорной магистрали.
В качестве примера можно привести стандарт Великобритании
/61/ по оценке динамических характеристик объемных насосов, кото-
рый рекОхМендует определять пульсацию давления на нагнетании гид-
ромашины, работающей с напорным трубопроводом малого диаметра
(высокоимпедансный метод).
В области экспериментального изучения рабочего процесса
объемных гидромашин достигнуты белее значительные успехи. Многи-
ми исследователями за счет использования для эксперимента высоко-
80
частотных датчиков и высокочастотной аппаратуры получены интерес-
ные данные о динамических явлениях, определяющих рабочий процесс
объемной гидромашины. В этом отношении следует отметить работы
С. Н. Попова, В.И.Загребельного /9,14/, Р. BCoch /ЪЪ/> E.Bzartgs
/60/, К.УатаисВс , T.yamamoto , E.Ko/ima /74-77/.
Наиболее ценные результаты получены при проведении комплекс-
ных исследований, когда одновременно фиксировались пульсации дав-
ления в напорной полости гидромашины, вибрации корпуса и деталей
насоса и шум, излучаемый при работе. Примером такого исследовании
являются работы Т.Уотато to , K.yamauchi и Е. Ко/ста
[А
( К .УатаисНс , Т. yamamoto
н
Рис.2.5. Индикаторные диаграм-
мы аксиально-плунжерных насо-
сов, полученные при помощи вы-
сокочастотных датчиков давле-
ния и высокочастотной измери-
тельной аппаратуры: Q - £ =
= 7 ( Е. Branas ): 5 - 2 «
На рис. 2.5 показаны индикаторные диаграммы аксиально-плун-
жерных насосов, полученные при помощи высокочастотных датчиков
давления и высокочастотной аппаратуры. На горизонтальных участ-
ках этих диаграмм наблюдаются характерные провалы давления Z ,
которые делят горизонтальный участок
на ряд частей. Количество таких частей равно числу рабочих ци-
линдров £• , одновременно связанных с зоной нагнетания, а ко-
81
личество провалов равно 2^" / .На каждой части индикаторной
диаграммы наблюдаются высокочастотные пульсации давления. Крутой
передний фронт индикаторной диаграммы и наличие высокочастотных
пульсаций свидетельствуют об ударном изменении давления в канале
цилиндра, переходящем из зоны всасывания в зону нагнетания.
Анализ экспериментальных данных, полученных разными автора-
ми при помощи высокочастотных датчиков давления и высокочастотной
измерительной аппаратуры, показывает, что основные положения и
допущения, определяющие первое, второе, третье и пятое направле-
ния в исследовании рабочего процесса объемных гидромашин с золот-
никовым распределением являются весьма приближенными и не соответ
ствуют реальности.
2.2.	Экспериментальное исследование рабочего процесса
быстроходных плунжерных гидромашин
Анализ методик и условий экспериментальных исследований ра-
бочего процесса объемных гидромашин, описанных в литературе, по-
казывает, что наиболее распространенным недостатком большинства
работ является высокое демпфирование датчиков давления и измери-
тельных каналов. В результате многие экспериментальные данные
имеют искаженный характер.
Для получения достоверных и объективных данных о физических
явлениях, происходящих в объемной гидромашине, были учтены сведе-
ния о возможности высокой частоты рабочего процесса. Поэтому при
экспериментальных исследованиях применялись только высокочастот-
ные датчики давления: пьезоэлектрические, индуктивные и тензо-
метрические в комплекте с высокочастотной измерительной аппара-
турой.
2.2.1.	Экспериментальное определение
индикаторной диаграммы насоса
Для опытных работ был использован регулируемый аксиально-
плунжерный насос с коническим расположением цилиндров, плунжеры
которого имеют сферические головки. На стенках двух цилиндров
ротора насоса были установлены малогабаритные высокочастотные
пьезоэлектрические датчики давления. В одном из цилиндров допол-
нительно смонтирован малогабаритный тензометрический датчик дав-
ления.
Схема экспериментальной установки для определения индикатор-
ной диаграммы показана на рис. 2.6.
Рис.2.6. Схема экспериментальной
ределения индикаторной диаграммы
тор; 2 , 4 - пьезоэлектрические
3 - тензометрический датчик; 5 - ртутный токо-
съемник; 6 - катодный повторитель; х - электрон-
ный осциллограф; & - усилитель; 9 - шлейфовый
осциллограф
установки для оп-
насоса: / - ро-
датчики давления;
Сигналы датчиков давления с вращающегося ротора передавались
на приборы измерительной системы и фотографировались с экрана
электронного осциллографа.
Исследование выполнено на нескольких режимах работы на-
соса:
-	при постоянных давлении нагнетания =5,0 МПа и давле-
нии на входе в агрегат Pf =0,3 МПа изменялась частота вращения
ротора со от 105 до 489 рад/с (1000-4680 об/мин) через 52 - 53
рад/с (500 об/мин);
-	при постоянных частоте вращения ротора со = 471 рад/с
(4500 об/мин) и давлении на входе Р/ =0,3 МПа изменялось дав-
ление нагнетания Р% от 2,0 до 5,0 МПа через ДР =1,0 МПа;
83
-	при постоянных частоте вращения ротора со = 471 рад/с и
давлении нагнетания Р& =5,0 МПа изменялось давление на входе
в агрегат: Pf = 0,3; 0,2; 0,1 и 0,08 МПа.
Рабочая жидкость - авиационное топливо TC-I при темпе-
ратуре 8 = 25...40 °C.
На рио.2.7 показаны индикаторные диаграммы (кривые изменения
давления P^ftt) ), полученные при помощи пьезоэлектрических
датчиков для двух соседних рабочих цилиндров насоса, а на
рис.2.8 - индикаторные диаграммы для эоны нагнетания при изме-
нении частоты вращения ротора.
Рис. 2.7. Индикаторные диаграммы плунжерного, насоса,
полученные при помощи датчиков № I (кр.1) и№2 (кр.П)
1И«
В эоне нагнетания индикаторная диаграмма представляет П -об-
разную кривую с достаточно крутыми передним и задним фронтами. На
горизонтальном участке кривой можно выделить несколько частей, раз-
деленных между собой провалами давления, которые можно назвать
"плунжерными". "Плунжерные" провалы давления соответствуют момен-
ту понижения давления в напорном окне распределительного золотника
и в полостях рабочих цилиндров, вызванного вхождением в зону нагне-
тания очередного цилиндра. Номер провала давления 2,3,4,5 соответ-
ствует номеру рабочего цилиндра (см. рис.2.7; 2.8,^; 2.9,Q ).
84
На первом участке индикаторной диаграммы на тех же рисунках
отмечены высокочастотные пульсации давления £ , В , С с часто-
той около 3000 Гц. Такие же высокочастотные пульсации давления с
несколько меньшим размахом наблюдаются и на других частях инди-
каторной диаграммы.
Наличие достаточно крутого переднего фронта индикаторной
диаграммы, переходящего в высокочастотные колебания давления,
свидетельствует об ударном нагружении рабочего цилиндра, перехо-
дящего из зоны всасывания в зону нагнетания, и о высокой час-
тоте рабочего процесса гидромашины.
При уменьшении частоты вращения ротора и при неизменном дав-
лении нагнетания величина ’’плунжерных” провалов давления и раз-
мах высокочастотных пульсаций давления уменьшаются, что свиде-
тельствует о значительном влиянии на рабочий процесс гидромашины
инерционных свойств жидкости.
На рис.2.9 показано изменение индикаторной диаграммы на на-
гнетании плунжерного насоса при уменьшении давления на входе в
агрегат.
С уменьшением давления на входе в насос наблюдается повыше-
ние интенсивности динамических процессов в рабочих цилиндрах
на стороне нагнетания. Об этом свидетельствует увеличение как
’’плунжерных” провалов давления, так и размаха высокочастотных
пульсаций. Рост ’’плунжерных” провалов давления можно объяснить
интенсивным выделением свободной газовой фазы из рабочей жидко-
сти и последующим недозаполНением полости цилиндра.
2.2.2.	Экспериментальное исследование пульсации давления
на нагнетании и на всасывании гидромашин
Анализ экспериментальных индикаторных диаграмм и осцилло-
грамм пульсации давления на всасывании и на нагнетании, получен-
ных одновременно при испытании быстроходного плунжерного насоса,
позволил сделать вывод о наличии определенного соотношения между
кривыми, представляющими горизонтальные участки индикаторных диа-
грамм, и пульсацией давления, фиксируемой во всасывающем и в на-
порном штуцерах агрегата. После установления указанной связи
85

д
Рис.2.8. Индикаторные диаграммы аксиально-плунжерного
насоса для зоны нагнетания при изменении частоты вра-
щения ротора: А = 5,0 МПа; Р/ = 0,3 МПа; - 15°
<7 - о) = 471 рад/с ( /1 - 4500 Рб/мин); В - СО =
= 419 рад/с ( п = 4000 об/мин); В - со = 366 рад/с
( Я = 3500 об/мин);	= 314 рад/с ( « -
= 3000 об/мин); 9 - СО = 262 оад/с (п = 2500 об/мин)
87
открылись большие возможности исследования рабочего процесса гид-
ромашин при их работе как в стендовых условиях, так и на объекте,
путем осциллографировалия пульсации давления на нагнетании и на
всасывании агрегата»
Рис. 2.9. Изменение индикаторной диаграммы аксиально-плунжер-
ного насоса в зоне нагнетания при уменьшении ения на
входе,, в агрегат ( Р, = 5,0 МПа; О) = 471	;	= 15°):
соответственно
Для проведения качественных исследований была разработана спе-
циальная методика. В качестве датчиков давления применялись высоко-
чувствительные пьезоэлектрические датчики и индуктивные датчики ти-
па ДДИ-20 с усилителями.
88
Для обеспечения достоверности в каждом контрольном сечении
устанавливались одновременно пьезоэлектрический и индуктивный
датчики, мембраны которых касались потолка. Сигналы датчиков дав-
ления подавались на электронно-лучевой осциллограф или на анали-
затор спектра и фотографировались с их экранов. Измерительная
система обеспечивала качественную фиксацию динамических процессов
в диапазоне частот f = 20...10^ Гц при помощи пьезоэлектричес-
ких датчиков и в диапазоне частот f = 20...3*10э Гц при помощи
индуктивных датчиков.
С учетом разработанной методики и с помощью высокочастотных
датчиков давления проведены обширные исследования быстроходных
плунжерных насосов, работающих в составе топливной системы авиа-
ционных двигателей АЛ-7Ф-1; Р13-Ф-300 и Р35-300 и испытания насо-
сов на специальных стецдах, гидравлическая система которых обес-
печивала условия, близкие к условиям работы агрегата на двигателе.
Во время испытаний на двигателях измерялась пульсация давле-
ния на входе и на выходе насоса основного контура, на входе и на
выходе
орсажного насоса,
на входе в коллекторы основного и фор-
сажного контуров.
При работе двигателя на всасывании и на нагнетании топливно-
го насоса наблюдался достаточно высокий уровень пульсации давле-
ния, достигающий на входе в агрегат = 0,3...0,75 гЛ11а, а на
выходе = 0,3...2,0 МПа.
При испытании двигателей АЛ-7Ф-1 и Р35-300 отмечены резо-
нансные режимы, на которых размах пульсации давления превышал
указанные значения.
На рис.2.10 показана амплитудно-частотная характеристика
системы топливный насос - трубопроводы, полученная при испытании
двигателя Р35-300. Резонансный пик пульсации давления соответст-
вует частоте вращения ротора турбины П^г = 74 $.
На рис.2.II и 2.12 показаны образны осциллограмм пульсации
давления на нагнетании и на всасывании топливного насоса, получен-
ные при помощи пьезоэлектрических датчиков давления, а на
рис.2.13 и 2.14 - спектрограммы пульсации давления.
Аналогичные результаты по пульсации давления дали испытания
быстроходных плунжерных насосов на промышленных и лабораторных
стендах.
89
Рис.2.10. Амплитудно-частотная характеристика
системы топливный насос - трубопроводы
Анализ спектрограмм показывает, что в составе спектра пуль-
сации давления на стороне нагнетания насосов выделяются основная
плунжерная гармоника, частота которой определяется соотношением
и высокочастотные гармоники, частота которых кратна плунжерной
частоте. Наибольшие значения амплитуды при этом наблюдаются как
для основной плунжерной гармоники, так и для высокочастотных гар-
моник - второй, пятой, шестой. При этом амплитуды высокочастот-
ных гармоник могут быть соизмеримы с амплитудой основной гармони-
ки или могут даже превосходить её. Таким образом, пульсация дав-
ления на стороне нагнетания плунжерных насосов является полигар-
моническим процессом с преобладанием высокочастотных гармоник.
На всасывании агрегатов наблюдается пульсация давления, раз-
мах которой растет с увеличением давления нагнетания Р% . При
этом увеличение размаха происходит как за счет роста максимально-
го значения, так и за счет уменьшения минимального значения
пульсирующего давления. С увеличением давления нагнетания возможно
90
Рис.2.II. Пульсация давления на нагнетании топливнот
плунжерного насоса: I -	= 66 %; П - П2т - 69 ’
Ш - Лгт = 72 %; 1У - ПгГ = 74 %: У,- П2Т = 76 /
У1 - Пхт 80 %; УП - П2Т = 99 %
91
Рис.2.12. Пульсация давления на всасывании топливного
плунжерного насоса: I - /Зат = 66 %; П - /2>г = 69
Ш - П^т -- 72 %; 1У - Пгт' ~ 74 %; У - nZT = 76 %\
У1 - nzr = 80 %; УП - п.1Т = 99 %
92
2
Рис.2.13. Спектр пульсации давления на на-
гнетании топливного плунжерного насоса:
I - 2Т - 66 У/ = 330 Гц; П -
= 69 %; У/ = 345 Гц; Ш - nZr = 72
= 360 tn; 1У -	~ У/ = 370 1ц,
у - nzr = 76 %; У/ = 380 Гц; Л - П^т =
= RCi £ — 400 III; УП -	= 99 /<?;
и и
93
Рис.:<\14. Спектр пульсации дазлешъл на
всасывании то 'вногэ нлд/н. ;<нс насоса:
I
94
О ?. 4 6 8 Ю 1Z /4 16 PtMFla
Рис.2.15. Пульсация давления на всасывании плун-
жерных насосов НР-ЗОАР (О ), НС-3048М ( J) (1 ,
Z - при минимальном и максимальном угле наклон
шайбы) и пластинчатого масляного насоса "125 (о )
95
снижение минимального давления до величины Р^ —* 0 (рис. 2.15),
что свидетельствует о появлении динамической кавитации на сторо-
не всасывания гидрома
ПК
ны при достаточно высоком значении средне-
го давления Pf .
Рассмотренное явление свойственно всем объемным гидромаши-
нам, имеющим золотниковое распределение.
На рис.2.15, 6 , в качестве примера, показана пульсация дав-
ления на всасывании пластинчатого насоса двойного действия типа
”125" ( СО = 102 рад/с, Z = 12). Спектр пульсации давления на
стороне всасывания насосов характеризуется наличием многих гармо-
ник с частотой, кратной основной частоте, имеющих достаточно
большие амплитуды. В некоторых случаях амплитуды высокочастотных
гармоник могут превышать амплитуду основной плунжерной гармоники.
Таким образом, на стороне всасывания быстроходных плунжерных
насосов так же, как и на стороне нагнетания, наблюдается полигар-
монический процесс пульсации давления, в котором могут преобла-
дать высокочастотные гармоники.
Из данных экспериментального исследования следует, что в об-
щем случае величина размаха и состав спектра пульсации давления
на выходе из наооса зависят от вида его фазораспределения, сред-
него значения давления нагнетания, частоты вращения ротора и па-
раметров напорного трубопровода: дайны, диаметра, упругих свойств
стенок трубы и упругих свойств рабочей жидкости.
При проведении испытаний насосов во всех случаях в напорном
и во всасывающем трубопроводах фиксировались стоячие волны пульса-
ции давления.
Неоднократно встречался и был тщательно исследован резонанс,
характеризующийся резким увеличением размаха пульсации давления
на определенной частоте вращения ротора при неизменном значении
давления нагнетания. Резонанс наблюдался при различной дайне на-
порного трубопровода и при различной нагрузке
(дроссельной и ем-
костной) на конце трубопровода.
Во всех случаях резонанс появлялся при значении входного им-
педанса напорного трубопровода
Z (О, LCD) “*
(2.14)
96
Входной импеданс трубопровода определяется соотношением
*/Л • 1 » / • . ЯМ) * XjOco) • thrctu» • 6?
« ZgUa» x^(£(o) * ta thyOu»  eTfi ’
где 2^ (Lu>)	- характеристический, импеданс трубопровода;
- импеданс нагрузки;	- комплексная "посто-
янная" распространения волн возмущения на единицу дайны трубопро-
вода; - частота колебаний, со * 2%	; С	.
Для дроссельной нагрузки на конце трубопровода 3L(^La))^^
соответствует режицу"холсстсго хода” для электрической цепи.
Тогда
(2.15)
что
г<о.и»- is<ш>
При
отсутствии потерь по длине трубопровода
уаи» - i %-
Л - длина волны,Л
где
С учетом последних выражений
th(i^-trp)
(2.16)
Из формулы (2.16) следует, что £(0>lu)) —* о©	при
а последнее возможно при
(2.17)
где К - четное число.
Для емкостной нагрузки на конце трубопровода £(fy,a))— 0^
что соответствует режиму "короткого замыкания" для электрической
цепи.
97
Тогда
Z (О, йо) - zs (Uo) • thftiu» • г гр
или
Z(O.ia»= Xsaa»-th(i^- • ijp) .
Из последнего выражения следует, что Z (О, Lw)
при
, а последнее возможно при
(2.19)!
где К - нечетное число.
На рис.2.16 показано изменение размаха пульсации давления
на нагнетании насосов АПН и НИ при отсутствии и при наличии ре-
зонанса. Из графиков следует, что при появлении резонансных ус-
ловий размах пульсации давления увеличивается до некоторого зна-
чения, но не стремится к бесконечности. При этом наблюдается за-
висимость резонансного размаха пульсации от среднего значения
давления нагнетания: размах с увеличением давления нагнетания
растет более интенсивно, чем при отсутствии резонансных условий.
Во время исследований при резонансе наблюдалось двух-пяти-
кратное увеличение размаха пульсации.
При наличии резонанса входной импеданс трубопровода стре-
мится к бесконечности, поэтому происходит своеобразное динами-
ческое "запирание" полости нагнетания насоса. Подтверждением
этого является график изменения размаха пульсации давления на
нагнетании насоса АПН при отсутствии резонанса и при его нали-
чии (рис.2.17).
Большой интерес представляет изменение спектра пульсации
давления на нагнетании при появлении резонансных условий.
Анализ опытных данных показал, что при появлении резонанса
чаще всего происходит увеличение амплитуды основной гармоники
(рис.2.18). Этот факт позволяет утверждать, что резонанс в сис-
теме насос - напорный трубопровод возникает на низшей плунжерной
частоте. В ряде случаев при появлении резонанса наблюдалось одно-
временное увеличение амплитуды второй гармоники.
98
2.17. Изменение размаха путьсации давления на нагнет
ахсиально-плунжерного насоса Аш при отсутствии ( /
и наличии ( Z ) резонанса
При появлении резонансных условий для насоса с распредели-
тельным золотником, обеспечивающим нулевое перекрытие, наблюда-
лось некоторое увеличение амплитуды плунжерной гармоники на сто-
роне всасывания» При таком положении возможно ускорение появле-
ния динамической кавитации»
В результате испытания нескольких топливных насосов разной
азораспределение, установлено, что
••
[»
U _J
конструкции, имеющих разное
появление резонанса возможно при любом фазораспределении и при
любом другом конструктивном решении, направленном на уменьшение
размаха пульсации давления, включая введение перекоса оси цат
наклонной шайбы (см. рис.2.16, J).
Изучение особенностей работы быстроходных плунжерных насосов
в резонансных условиях показало, что на стороне нагнетания и на
стороне всасывания трубопровод играет активную роль в формировании
100
импульса пульсации давления. Данное положение необходимо учиты-
вать при разработке математической модели рабочего процесса на-
коса.
2.3.	Математическая модель рабочего процесса
быстроходного плунжерного насоса на стороне нагнетания
Принципиальная схема плунжерного насоса показана на рис.2.19.
10 11	12	/3
Рис. 2.19. Развертка на плоскость механизма аксиально-
плунжерного насоса с наклонной шайбой: / - О - полости
цилиндров и плунжеры гидромашины; 7 - всасывающий тру-
бопровод; 3 - перемычка торцового распределительного
золотника в районе ШТ; О - напорный трубопровод; 10 -
крышка корпуса с торцовым распределительным золотником;
// - перемычка торцового распределительного золотника
в районе ГОЙ*; /2 - развертка блока цилиндров; /3 -
развертка наклонной шайбы; /4 - головки плунжеров;
// - полость нагнетания; В - полость всасывания
Для удобства представления о работе
вместе с рабочими цилиндрами / -6
10
и наклонная
айба 13 показаны
насоса блок цилиндров /2
, распределительный золоти:’/
в виде разверток на шюогс 
о
чертежа.
101
Представим, что блок цилиндров вместе с плунжерами движется
сверху вниз с некоторой скоростью относительно наклонной шайбы
Z3 и распределительного золотника /О . Тогда все плунжеры со-
вершают возвратно-поступательное движение и приобретают скорость
При этом цилиндр / переходит через перемычку // распреде-
лительного золотника (район НМГ) из зоны всасывания в зону нагне-
- через перемычку & золотника (район ВИГ)
зону всасывания.
из зоны нагнетания в
Сторона нагнетания насоса может быть рассмотрена как гидрав-
лическая система, образованная каналами рабочих цилиндров, по-
лостью нагнетания в виде окна распределительного золотника и со-
ответствующего окна в корпусе и каналом напорного трубопровода.
Особенностью этой системы является то, что каналы рабочих цилинд-
ров непрерывно движутся относительно окна распределительного зо-
лотника. Однако в любой момент времени всегда имеется Z& таких
каналов, одновременно связанных с полостью нагнетания.
Аналогично может быть представлена и сторона всасывания. При-
мем основные допущения:
I)	перемычка распределительного золотника обеспечивает нуле-
вое перекрытие;
2)	рабочая жидкость, находящаяся в цилиндрах гидромашины и
каналах трубопроводов, сжимаемая и подчиняется закону тука;
3)	свободная газовая фаза образует с рабочей жидкостью гомо-
генную среду, упругие свойства которой определяются осредненными
значениями скорости звука и модуля упругости;
пренебрегаем влиянием вязкости и не учитываем эффекты за-
гидравлических импульсов;
полагаем, что движение среды в каналах является адиабати-
4)
тухания
5)
че ским;
6)
считаем, что отклонения переменных от установившихся зна-
чений являютоя малыми.
Представим гидравлическую сиотему насоса как динамическую
систему с распределенными параметрами.
Для каждого канала, связанного с зоной нагнетания или с зо-
ной всасывания, неустановившееся движение жидкости для одномерного
102
случая и с учетом принятых допущений может быть описано системой
линеаризованных дифференциальных уравнений в частных производ-
ных /48/:
(2.20)
где - мгновенный расход; ~ площадь сечения канала; Р -
давление; J)Q - плотность жидкости; X - координата вдоль от ка-
нала; t - время; Кдд - адиабатический модуль упругости /17/,
(2.21)
Q - скорость звука для жидкости; Ро - давление сжатия конден-
сированного вещества; Г - показатель адиабаты для жидкости.
Примем двойную индексацию контрольных сечений гидравличес-
ких каналов: первая цифра обозначает порядковый номер сечения ка-
нала, начиная с . 0 до /V , а вторая цифра - порядковый номер кана-
ла рабочего цилиндра или индекс, соответствующий каналу окна рас-
пределительного золотника р и каналу напорного Н и всасываю-
щего & трубопроводов.
Присвоим каждому цилиндру насоса порядковый номер от к = I
(для цилиндра, находящегося в момент времени t = 0 в районе

НМГ) до < = Z .
В сечениях 00 каждого канала расположим начале координат
и направим оси ОХ вдоль осей каналов в сторону, противоположную
окну распределительного золотника.
2.3.1. Граничные условия для зоны нагнетания
Для сечений Лт¥ каналов рабочих цилиндров, примыкающих к
донышкам плунжеров, граничным условием является расход жидкости,
обеспечиваемый движением плунжера:

(2.22)
ЮЗ
где 1ГПК ( (Рк) - скорость плунжера, определяемая кинематикой
гидромашины (см. главу I);	- угол поворота к -го цилиндра
ротора от НМТ в направлении вращения.
Дня сечений 00
каналов рабочих цилиндров, кроме цилиндра,
переходящего из зоны всасывания в зону нагнетания, и для сечения
00 канала напорного трубопровода граничным условием является
Pz >
(2.23)
где Р%(£}	~ давление в напорном окне распределительного зо-
лотника; Рок - давление в сечении 00 X -го канала.
для сечения 00 канала рабочего цилиндра, переходящего из
зоны всасывания в зону нагнетания, до момента вскрытия отверстий,
связанных с напорным окном распределительного золотника, расход
жидкости отсутствует, т.е.

После вскрытия отверстий, связанных с напорным окном распре-
делительного золотника, и при вскрытии окна граничным условием
для сечения 00 будет уравнение расхода
^(t) =sign tPzd) - PoAjUo	-Poi IJ (2.24)
хде (t) - площадь отверстия напорного окна.
2.3.2. Основные геометрические соотношения
лак отмечалось,
одним из основных
акторов, влияющих на ди-
и

намические процессы, протекающие на всасывании и на
нагнетании
плунжерных насосов, является фазораспределение
Фазораспределение насоса определяется размерами перемычек
между окнами распределительного золотника гидромашины в районах
НМТ и ВМГ и размерами отверстия цилиндра, выходящего на рабочий
торец блока, примыкающий к распределительному золотнику.
В авиационных плунжерных насосах применяют две формы отвер-
стия цилиндра - продолговатую и круглую, показанные на рис. 2.20.
Для лучшего понимания конструкции на рисунке пунктирной линией
104
обозначены окружности рабочих цилиндров гидромашины. На рисунке
видно, что площадь отверстия, выходящего на
торец блока, меньше
площади рабочего цилиндра. Эта разность площадей используется
для обеспечения силы давления, прижимающей блок цилиндров к по-
верхности распределительного золотника.
а
Рис. 2.20. Торец блока цилиндров плунжерной гидромашины:
Q - с продолговатыми отверстиями цилиндров; 3 - с
круглыми отверстиями цилиндров; cL , & - размеры про-
долговатого отверстия; do - диаметр отверстия; -
диаметр окружности, на которой расположены центральные
оси отверстий цилиндров;.	“ угловой размер отвер-
стия цилиндра
Различают три вида фаз ©распределения: нулевое, положитель-
ное и отрицательное перекрытия. В качестве примера эти виды фа-
зораспределения в районе НМТ показаны на рис.2.21.
Для нулевого перекрытия (см. рис.2.21,С) угол перемычки зо-
лотника равен углу отверстия цилиндра, т.е.
•J
JhpK * ft	•
(2.25)
Для положительного перекрытия (см. рис.2.21,3 ) угол пере-
мычки золотника больше угла отверстия цилиндра, т.е.
filpK * ft Црк	^ОКН *
(2.26)
Для отрицательного перекрытия (см. рис. 2.21,6 ) угол пере-
мычки золотника меньше угла отверстия цилиндра, т.е
flip* * У^Црк < Фоки >
(2.27)
105
где	“ УГЛЕ[ перемычек распределительного золотни-
ка; У*окн “ угловой размер отверстия цилиндра.
Рис.2.21. Виды фазораспределе-
ния гидромашины: / - окно вса-
сывания распределительного зо-
лотника; 2,3- уплотнитель-
ные полооки золотника; 4 -
положение отверстия цилиндра;
5 - окно нагнетания распреде-
лительного золотника; dop ,
- размеры окон
распределительного золотника;
Jiip 11 -Рцр ~ У™ W110-
ложения отсечной кромки окна
нагнетания и окна всасывания
6
игл
Отрицательное перекрытие вызывает повышенную пульсацию давле-
ния на всасывании и нагнетании гидромашины, так как при нахожде-
нии отверстия цилиндра в НМГ или ВМГ через него "простреливает"
расход жидкости из окна нагнетания в окно всасывания золотника.
Поэтому применение отрицательного перекрытия в современных гидро-
машинах нежелательно.
Для большинства плунжерных насосов характерно применение ну-
левого перекрытия, которое связано с устаревшими представлениями
о несжимаемости рабочей жидкости, с боязнью "компрессии" и "де-
компрессии".
106
нмт
а
Рис.2.22. Переход отверстия цилиндра через перемычки
распределительного золотника в районе НМТ (п; и в
районе НИТ (д) для зоны нагнетания
107
Рассмотрим более подробно переход отверстия цилиндра через
перемычки распределительного золотника в районе НМТ и ВМТ (наруж-
ной мертвой точки и внутренней мертвой точки) для зоны нагнета-
ния (рис. 2.22).
Приведем все угловые размеры перемычек золотника к одной ба-
зе. В этом случае
= flip > flip = Я "flip,
fl ip ~ ^fljp > flfp =	>
где Jij ... jiy и Jijp ... Jipp - утлы центров окружностей,
образующих отсечные кромки окон золотника.
Определим углы кромок окон распределительного золотника в
районе НМТ.
Угол задней кромки окна всасывания золотника
flip^T fl bp * flbpo i
где
J^jfpo = -2 аге sin. , г = zip -	>
1p ’ и 00
- размеры распределительного золотника.
Угол передней кромки напорного окна золотника
flip* flip ~ fl^p°
Для района ВМТ находятся:
угол задней кромки напорного окна
J^ZpK “ J^Zp *J^^po
и угол передней кромки окна всасывания
flip* flip " fltypo •
Угол, определяющий исходное положение оси отверстия 1-го ци-
линда (отсечка окна всасывания),
108
Фокн
(2.28)
тогда исходное положение для других цилиндров, связанных с зоной
нагнетания, определяется соотношением
(2.29)
где J><p- угол между осями соседних цилиндров,
При вращении ротора угловое положение цилиндров
аг расчета для утла поворота ротора.
Зона нагнетания для цилиндров гидромашины определяется пре-
делами
II

Фокн
(2.30)
так как при
Уxt —-Ацрк* ~Т~ происходит отсечка напорного
окна золотника.
При расчете переходного процесса в гидромашине необходимо
учитывать угловое положение передней и задней кромок отверстия
цилиндра.
Для передней кромки отверстия справедливо соотношение
4>OKt ~	+
а для задней кромки отверстия
Ъл - «и -
109
При протекании переходных процессов на нагнетании и на вса-
важную роль играет длина
сывании аксиально-плунжерного насоса
канала цилиндра.
Рис. 2.23. Канал рабочего цилиндра аксиально-плунжерно-
го насоса с коническим расположением цилиндров
i
Для аксиально-плунжерного насоса с коническим расположением
цилиндров (рис.2.23) максимальная длина канала определяется сле-
дующими соотношениями:
-	для полого плунжера

(2.31)
-	для закрытого плунжера
птах
Sinty ~	* ^КК з
(2.32)
0 - дайна образующей конической поверхности,

НО
, A	- размеры блока цилиндров; , 4z/ ,
размеры плунжера.
- Для полого плунжера чисто аксиально-плунжерного насоса
^цтах	~	i
(2.33)
- для закрытого плунжера
> (2-34)
где (,g , ds. bt - размеры блока цилиндров; d)
^сферической головки плунжера.
Для каждого цилиндра текущее значение длины канала
диаметр
где
^цта* "	) f
hnK( ) - ход плунжера.
2.3.3. Расчет рабочего процесса насоса
на стороне нагнетания
(2.35)
Решение системы линеаризованных дифференциальных уравнений
в частных производных (2.20), описывающих неустановившееся движе-
ние жидкости в канале и являющихся уравнениями гиперболического
типа, может быть сведено к интегрированию системы д
них уравнений в полных производных:
ИНН»»'
еренциаль-
- л
dt~°>
aj30 di di *
dt
a-J>0 di u-
(2.36)
(2.37)
(2.38)
(2.39)
III
При этом уравнения (2.36) и (2.38) определяют в плоскости
два семейства кривых ( С/ и ), являющиеся характерис-
тиками, а уравнения (2.37) и (2.39) представляют дифференциальные
соотношения, справедливые вдоль характеристик.
Найдем приближенное, решение оиотемы (2.36)-(2.39) путем её
замены уравнениями в конечных разностях. Тогда, зная состояния в
сечениях J, -I и / +1 исследуемого канала в момент времени t0 ,
при помощи характеристик можно оз
в момент
сечении 1
делить состояние в
Тогда
(2.40)
(2.43)
•J
•i
расчета по времени
- расстояние между контрольными сечениями канала.
где А X
Из уравнений (2.41) и (2.43) находятся соотношения для опре-
деления состояния в сечении у в момент времени tQ + Ai :
(2.44)
(2.45)
Состояние в сечениях 00 каналов цилиндров и канала
трубопровода определяются с учетом граничного условия
напорного
(2.23):
112
где
’ Ps*
Состояние в
Р<*-Рл«),
P<k) 1
(2.46)
- расход и давление в сечении П < -го канала.
сечении 00 канала цилиндра, переходящего из
зоны всасывания в зону нагнетания, с учетом граничного
условия (2.24)
P<n “ Ph ★ ~'$L	~ Фн> г
(2.47)
I
|"
и
ь
*1
£
I
i
>
i
I
v
I
t
где
цилиндра.
Состояние в
- расход и давление в сечении II канала 1-го
сечениях NN цилиндров определяются с
граничного условия (2.22):
учетом
I
г
Ъ* - Рц-lK ~ а^мк~ >
где О , Рмч к ~ расход и давление в сечении N -I лг-го
Лг fj ^4	£
канала.
Таким образом, используя сетку характеристик, можно опреде-
лить состояние в промежуточных сечениях канала по уравнениям (2.44)
и (2.45), а в концевых сечениях канала - по уравнениям (2.46) и
(2.48) с учетом граничных условий.
Величина ДХ выбирается исходя из необходимой точности рас-
чета.
Шаг расчета по углу поворота ротора
Л (f	.
Начальное значение дайны канала каждого цилиндра £*о
ется по формуле (2.35) дая t * t0 .
Для каждого канала цилиндра, связанного с зоной
рассчитыва-
нагнетания,
включая цилиндр, переходящий из зоны всасывания в зону нагнетания,
ИЗ
и для канала напорного трубопровода составляется сетка характе-
ристики с учетом контрольных сечений, установленных для данного
канала.
Момент времени tQ
Давление в канале напорного окна распределительного золотни-
ка, в каналах рабочих цилиндров, начиная со второго, и в канале
напорного трубопровода равно Р% .
Расходы в сечениях каналов рабочих цилиндров, начиная со
второго,
Расходы в сечениях канала напорного трубопровода
Давления в сечениях канала первого цилиндра, переходящего в
зону нагнетания, равны среднему значению давления на стороне вса-
сывания
Pj<(tj-P1-
Расходы в сечениях канала первого цилиндра
Момент времени t
Основным возмущением для динамической системы является вскры-
тие отверстия напорного окна распределительного золотника рабочим
цилиндром» переходящим из зоны
Находим площадь отверстия
времени S& (t)
Расход жидкости через это
моотью (2.24):
всасывания в зону нагнетания.
напорного окна для данного момента
отверстие определяется зависи-
114
^(1)=SLgt\pz(.t) - ^t~At)j -JJ-Sw(t)^ \PzCe) - P^Ct - At).
|ля нахождения расхода $О<(М необходимо знать давление в на-
Ьрном окне pz(t) распределительного золотника. Однако давле-
«ие P.U) , в свою очередь, зависит от расхода Ум и от
расходов ^ОК в сечениях 00 каналов других рабочих ци-
ов, связанных с напорным окном, и от расхода	в
вечении 00 канала напорного трубопровода.
Запишем уравнения расходов для сечений 00 каналов рабочих
ндров и канала напорного трубопровода;
для цилиндра П

(2.49)
да цилиндра Ш
Г
г
|.
ь
?
t
к
<,
f.
[для цилиндра 1У

P,(t)-
(2.50)

(2.51)
для напорного трубопровода
p2-(t) >	(2*52)
где
-^t) =	&t) +	РщИ-At) .	(2.53)
Для напорного окна золотника справедливо соотношение
л •
(2.54)
115
Расход 4 Цдеф непосредственно связан с изменением давления
в напорном окне

(2.55)
где
- приращение объема окна,
4^2 Ct)-Д^9ара) At ;
(2.56)
Voz - объем напорного окна распределительного золотника.
Система уравнений (2.24), (2.49)-(2.56) может быть решена
методом последовательных приближений при обеспечении условия
С
----------- 1UU
1№Пп
(2.57)
где	- значение давления на т -ад шаге приближения;
СР^^^/тт-/ “ значение давления на (/П-1)-ад шаге приближения;
£ - малый параметр, устанавливаемый при решении конкретной за-
дачи.
В результате решения определяется расчетное значение давле-
ния Pzp(i) в полости напорного окна, удовлетворяющее условию
(2.57), которое принимается в качестве граничного условия в сече-
ниях 00 каналов рабочих цилиндров, начиная сс второго, и в се-
чении 00 канала напорного трубопровода.
С использованием значения давления РфО)
определяются
расходы в указанных сечениях каналов рабочих цилиндров и канала
напорного трубопровода, т.е.
*
которые также используются как граничные условия.
Далее, с использованием сетки характеристик, определяем со-
стояние в промежуточных сечениях каналов рабочих цилиндров и кана-
ла напорного трубопровода:
116
Состояние в сечениях NN каналов рабочих цилиндров определяет-
ся с учетом расходов, обеспечиваемых плунжерами:
т fw Л
Состояние в сечении 00 цилиндра, переходящего в зону нагнета-
ния, определяется Cf^CVl и
рма)^рна-л1>^	.
Состояния в других контрольных сечениях
канала этого цилиндра и
состояние в сечении NN
определяются так же, как и для кана-
лов других рабочих цилиндров, связанных
делительного золотника.
2.4.	Анализ рабочего процесса
с напорным окном распре-
быстроходного
плунжерного насоса
При помощи методики, рассмотренной в предыдущих разделах,
получены решения на ЭВМ ЕС-1022 для аксиально-плунжерных насо-
сов, работающих в конкретных условиях.
Каждое решение предоставляет большие возможности для оценки
динамических процессов на стороне нагнетания насоса, в том числе
для определения зависимостей:
-	- fattY - изменение давления в зоне нагнетания;
-	Цнтр ~	" изменение мгновенных расходов на вход-
ном отверстии напорного трубопровода;
- изменение давления в районе донышка плун-
жера гидромашины (индикаторная диаграмма);
“ e	- изменение мгновенного расхода в отверстии
рабочего цилиндра, примыкающего к напорному окну золотника.
117
(w) (му т №)
Рис. 2.24. Изменение расхода на стороне нагнетания и
грамма аксиально-плунжерного насоса с
ров: Ж » 9; &п = 16 мм; Хш = 15°;
%,-7.5 МПа; Р*
: индикаторная диа-
с коническим расположением цилинд-
О) = 419 рад/с (/2 = 4000 об/мин)
118

На рис. 2.24 показаны: кривая изменения расхода ’4 »>	.
обеспечиваемого за счет скорости движения плунжера, кривая измене-
ния мгновенного расхода в отверстии рабочего цилиндра, примыкающе-
го к напорному окну золотника, - ф*	» и кривая изменения
давления в районе донышка плунжера Р#к =	- индикаторная
диаграмма.
На участке графика, соответствующем первому цилиндру, наблю-
дается высокочастотная пульсация расхода, амплитуды которой превы-
ают максимальное значение расхода, обеспечиваемого за счет скоро-
сти плунжера и достигают величин = 1200...1500 дм3/с. При этом
броски расхода имеют разное направление. Первый бросок расхода на-
правлен в полость цилиндра, переходящего в зону нагнетания, второй
бросок - в стброну напорного окна золотника, третий - снова в по-
лость цилиндра, четвертый - в сторону напорного окна. Сопоставле-
ние кривой пульсации расхода на этом участке графика и кривой пуль-
сации давления показывает, что высокочастотная пульсация давления
вызвана высокочастотной пульсацией расхода при колебании столбика
жидкости в полости цилиндра. Действительно, за первым броском рас-
в полость цилиндра следует с определенным запаздыванием
по времени ударное повышение давления £ и так далее.
На участках графика, принадлежащих другим цилиндрам, связан-
ным с зоной нагнетания, следует выделить броски расходов Z1 ,
S1 , 4/ и 5/
ления на стороне нагнетания в результате броска расхода в полость
первого цилиндра и соответствующие "плунжерным" провалам давления.
Следом за указанными бросками расходов на каждом участке на-
блюдается высокочастотная пульсация расхода с меньшими амплитуда-
ми, чем для первого цилиндра. При этом отмечается уменьшение ампли-
туды пульсации расхода по мере удаления от района первого цилиндра.
На всех участках прослеживается указанная выше связь между
пульсацией расхода на входных отверстиях цилиндров и пульсацией
давления.
Индикаторная диаграмма - кривая Рнк * f$(I)	, имеет такой
же вид, как и диаграммы, полученные экспериментально. На горизон-
тальном её участке выделяются "плунжерные" провалы давления Z ,
5 , 4 и 5 , между которыми располагаются высокочастотные пульса-
ции давления.
в сторону напорного окна, вызванные падением дав-
119
На участке диаграммы, принадлежащем первому цилиндру, пере-
ходящему в зону нагнетания, отмечены высокочастотные пульсации
давления £ , 6 , с , I , /п с размахом, достигающим значений
дРд » (I.. .1,4) Р% » и с частотой, соответствующей частоте
собственных колебаний столбика упругой жидкости, находящейся в
этом цилиндре. На участках индикаторной диаграммы, принадлежащим
другим рабочим цилиндрам, отмечены колебания с той же частотой.
Последнее показывает, что высокочастотные колебания давления в
указанных цилиндрах связаны с колебательным процессом в канале
первого цилиндра.
Дополнительным доказательством связи высокочастотной пульса-
ции в канале первого цилиндра с частотой собственных колебаний
столбика жидкости является изменение индикаторной диаграммы насо-
са, наблюдаемое при изменении скорости звука рабочей жидкости, за-
полняющей этот насос.
На рис. 2.25 показаны индикаторные диаграммы, полученные для
трех значений скорости звука Q = 1200, 1000 и 800 м/с при про-
чих одинаковых условиях работы насоса.
Из данных рисунка следует, что с уменьшением скорости звука
рабочей жидкости, соответствующим увеличению её податливости, на-
блюдается увеличение периода Т высокочастотных колебаний в пер-
вом цилиндре и уменьшение количества всплесков на этом участке
диаграммы, что свидетельствует об уменьшении частоты колебаний.
В табл.2.1 приведены значения частоты fc колебаний в пер-
вом цилиндре и первого броска давления р<ц . Данные расчетов по-
казывают, что значения чаототы, представленные в этой таблице,
соответствуют зависимости Z = и являются частотой
л
венных колебаний столбика жидкости в канале длиной •
Следует отметить, что с уменьшением частоты колебаний
вом цилиндре гидромашины автоматически уменьшается частота
ний на участках индикаторной диаграммы, принадлежащих другим ци-
линдрам, что свидетельствует о вынужденном характере этих коле-
собст-
в пер-
колеба-
1(ГЛ
120
(W)	(80е)	(120*)	(160*) ч>
Рис.2,25. Изменение индикаторной диаграммы р#* * (»(£)
нагнетания аксиально-плунжерного насоса с коническим рас
и изменении скорости звука в рабочей жидкости (
I » 0,3 МПа: со =. 419 рад/с; п » 4000 об/мин): I,И
* = 1200; luOO и 800 м/с соответственно
на стороне
расположением
3
Ш -

Г
Таблица 2.1
Изменение параметров колебаний в первом цилиндре
CL , м/с
Частота колебаний , Гц
Бросок давления Ру ,МПа
1200
1000
800
3390
2900
2270
11,2
11,4
12,7
Для оценки влияния среднего значения давления нагнетания на
интенсивность пульсации рассмотрим индикаторные диаграммы для зоны
нагнетания плунжерного насоса с числом плунжеров Я =9, при дав-
лении нагнетания Р% =21,0 МПа и Р% = 7,5 МПа, рассчитанные с
учетом скорости звука в жидкости Q = 1200 м/с. Кривые Рнк
=	показаны на рис.2.26.
В табл.2.2 представлены относительные значения первого броска
давления, относительные значения размаха первых трех колебаний дав-
ления в цилиндре, переходящем в зону нагнетания, и относительные
значения "плунжерного” провала давления для указанных условий.
Таблица 2.2
Относительные значения параметров колебаний давления
Параметры колебаний
Бросок давления Ру / р%
Размах первого колебания Ару/Р^
Размах второго колебания ^6/Pz
Размах третьего колебания АРс/р^
"Плунжерный" провал А Р/Р%
1,49
0,96
0,72
0,96
0,26
1,22
0,7
0,7
0,53
0,24
Из представленных данных следует, что с ростом давления нагне-
тания увеличиваются все перечисленные параметры колебания. Однако
относительные значения параметров при этом уменьшаются. Аналогичная
картина наблюдается и на участках индикаторных диаграмм, принадле-
жащих другим цилиндрам, связанным с зоной нагнетания.
122
fa,МПа
167	~	5.01	6.66 t x 10rc
(60е) (MH	(OOf (MO*) <f
нагяета-
на стороне
1-ис.2.26. Индикаторная диаграмма
ни яг аксиально-плунжерного насоса о коническим расположением цилинд-
ров J2T =9 с/п = 16 мм; = 15°; u> = 419 рад/с: I — ^zcp =
= 21.0 МПа: А = 0.3 МПа: # -	= 7.5 МПа; Р, = 0,3 МПа
123
Указанные закономерности позволяют предварительно оценить
влияние ряда конструктивных параметров - количества рабочих ци-
линдров, их четности или нечетности, длины канала рабочего цилинд-
ра и различного вида фазораопределения - на рабочий процесс гидро-
машины»
Математическая модель рабочего процесса насооа соответствует
схеме одноузлового разветвления гидравлических каналов и поэтому
не ограничивает количество рабочих цилиндров в гидромашине и не
требует их четности или нечетности»
Более того, анализ рабочего процесса, представленный выше,
показывает, что динамические явления, происходящие в каналах рабо-
чих цилиндров и в канале трубопровода, обусловлены ударным нагру-
жением столбика жидкости в цилиндре, переходящем в зону нагнета-
ния, и последующими колебаниями этого столбика, вызывающими коле-
бания жидкости в других каналах, входящих в разветвление, и не
связаны с кинематикой гидромашины, что требует пересмотра сущест-
вующих положений, оонованных на кинематической неравномерности,
о необходимости нечетного числа рабочих цилиндров в плунжерных
наоооах.
Рассмотренные выше данные о влиянии скорости звука на часто-
ту собственных колебаний столбика жидкости в первом цилиндре и па-
раметры колебаний можно дополнить оценкой влияния длины канала
этого цилиндра.
При уменьшении длины канала рабочего цилиндра, что чаще всего
связывают о необходимостью уменьшения "мертвого" объема, растет
частота собственных колебаний отолбика жидкости в первом цилиндре
и соответственно частота вынужденных колебаний в других цилиндрах,
находящихся в зоне нагнетания, т.е. увеличивается общий частотный
уровень рабочего процесса гидромашины.
Одновременно о этим резко сокращается время переходного про-
цесса для первого броска давления за счет уменьшения времени на
передачу гидравлического импульса по каналу рабочего цилиндра. Ве-
личина первого броока давления, зависящая от максимального значе-
ния мгновенного расхода во входном оечении цилиндра, связанного о
зоной нагнетания, и определяющая размах высокочастотных колебаний
давления, может оставаться достаточно высокой и при малой дайне ка-
нала рабочего цилиндра, так как она не зависит от этой величины.
124
Таким образом, при уменьшении длины канала цилиндра ожидает-
ся ухудшение динамических параметров рабочего процесса насоса -
увеличение одной из основных частот, определяющих нагружение плун-
жеров агрегата, сокращение времени переходного процесса в цилинд-
ре при сохранении достаточно высокого ударного броска и общего
уровня размаха пульсации давления.
Сравнение результатов теоретического и экспериментального ис-
следований рабочего процесса плунжерного насоса показывает, что
имеет место достаточно хорошая качественная сходимость и удовлет-
ворительная количественная сходимость результатов теоретического
решения и эксперимента.
Хорошая качественная сходимость подтверждается:
- одинаковой формой кривых изменения давления в цилиндре гид-
ромашины (индикаторных диаграмм) - расчетной и полученной экспери-
ментальным путем;
-	наличием ударного броска давления Р^ в цилиндре, пере-
ходящем в эону нагнетания;
-	наличием высокочастотной пульсации расхода и давления
этом цилиндре;
-	наличием "плунжерных” провалов давления и высокочастотных
колебаний расхода и давления на участках индикаторной диаграммы,
принадлежащим другим цилиндрам, связанным с зоной нагнетания.
Количественная сходимость подтверждается:
-	близостью значений ударного броска давления в первом цилинд-
ре (расхождение не более 20 %);
-	близостью значений величины "плунжерного" провала давления;
-	совпадением частоты высокочастотных колебаний в первом ци-
линдре, определенной экспериментально, с частотой собственных ко-
лебаний столбика жидкости в этом цилиндре.
Таким образом, теоретически и экспериментально установлено,
что рабочий процесс быстроходного плунжерного насоса на стороне на-
гнетания является высокочастотным динамическим процессом, который
вызывается ударным нагружением столбика жидкости в цилиндре, пере-
ходящем иэ зоны всасывания в зону нагнетания, и сопровождается ко-
лебаниями расхода и давления с частотой, равной частоте собствен-
ных колебаний столбика жидкости в цилиндре, испытывающем ударное
нагружение.
125
3. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ БЫСТРОХОДНЫХ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОМАШИН
Авиационные объемные гидромашины с золотниковым распределе-
нием эксплуатируются в исключительно тяжелых условиях. Высокое
рабочее давление и большая частота вращения ротора определяют вы-
сокий уровень статических и динамических нагрузок, действующих
на детали и узлы агрегатов.
3.1.	Статическая нагруженность объемных гидромашин
Рассмотрим силовую нагруженность' основных узлов и элементов
объемных быстроходных гидромашин при условии постоянства среднего
давления в зоне нагнетания и постоянства среднего давления
в зоне всасывания.
3.1.I.	Аксиально-поршневые гидромашины,
выполненные по схеме с качающейся шайбой
Наиболее нагруженными элементами аксиально-поршне вых гидро-
машин, выполненных по схеме с качающейся шайбой, являются: вал-
ротор с подшипниковым узлом, блок цилиндров, распределительный
золотник и лшька блока цилиндров.
Усилия, действующие на вал-ротор
IIITI
В разделе I.I первой главы было показано, что усилие Fp* ,
обусловленное давлением в рабочем цилиндре, передается через ша-
тун поршня _на шайбу насоса, где раскладывается на две состав-
ляющие - FTK и F#* , как для поршней, связанных с зоной нагне-
тания, так и для поршней, связанных с зоной всасывания.
Однако ввиду малости давления на всасывании по сравнению
с давлением Р& на стороне нагнетания, усилиями со стороны порш-
ней, связанных с зоной всасывания,-можно пренебречь.
При приведении системы силв F^ (рис.3.1) к оси ОХ торца
шайбы получаем главный вектор FTK^ * расположенный в верти-
кальной плоскости, и момент сопротивления вращению

126
в и
Рис.3.1. Конструктивная схема вала-ротора насоса
С учетом соотношений (1.8) и (1.10)
Zz	&
^TKZ ^ТК >	~ ^ГКТ (%)’
(3.1)
~ коэффициент пропорциональности.
шайбу насоса со стороны поршней передаются усилия
равны реакциям F^ и направлены в сторону шайбы
При приведении, системы усилий F#* к оси ротора получаем
главный вектор F^xs , модуль которого
На
которые
•ш
ПК •
Ki
(3.2)
где С# ~ коэффициент пропорциональности и моменты Тун в
вертикальной плоскости и Тхн в горизонтальной плоскости.
Расчетная схема вала-ротора (рис.3.2) может быть представле-
на как вращающаяся балка с шарнирно опертыми точками В и М и
с консолью на правом конце. Момент инерции поперечного сечения
балки можно принять постоянным
_ Консоль_балки нагружена в
Sxr и и М0М8НТ0М
консоль балки нагружена только
вертикальной плоскости усилиями
7^ . В горизонтальной плоскости
моментом 7^
127
г
Рис.3.2. Расчету
ной плоскости; =
схема вала-ротора: С -
, „ - балка в горизонтальной
эпюры изгибающих моментов
схема
балка в вертикаль
плоскости; о » 2
Усилия, действующие на подлинники ротора в
кости, определяются опорными реакциями S? и
находятся из условия ЕХу = о и HTs = 0:
сальной плос-
, которые
(3.3)
(3.4)

усилия, действующие на подшипники ротора в горизонтальной
плоскости.
(3.5)
(3.6)
128
Суммарные поперечные усилия, действующие на подшипники ротора,
Осевая сила, воспринимаемая упорным подшипником, равна
(3.7).
Усилия, действующие на блок цилиндров
Рассмотрим условия работы блока цилиндров, конструктивная
схема узла которого показана на рис. 3.3.
Рис.3.3. Конструктивная схема узла блока цилиндров
При работе насоса на блок цилиндоов действует система сил,
которые определяют главный вектор	и главный момент *fpj, .
Без учета сил трения, действующих на поршни, главный вектор
пр ' опер
сила пружины ротора; Ропер
блока; Ропол
«ИЮ
>	(3.9)
- сила давления со стороны рабочих цилиндров; Fnp
- сила сжатия со стороны перемычек
- сила сжатия со стороны рабочих уплотнительных
полосок распределительного золотника (блока цилиндров).
Если - площадь цилиндра гидромашины, a Sqt# - пло-
щадь отверстия канала, выходящего на рабочий торец блока, то сила
давления со стороны цилиндра
129
Ррс*	Sots')	(3.10)
или дая гидромашин, блок цилиндров которых имеет круглые отвер-
стия,
р = р- —
~рск rz Ц
(d* - d*)
(З.П)
дая гидромашин, блок цилиндров которых имеет продолговатые
отверстия,
=pz [fa*	 d/4-d,)] 	(ЗЛ2)
В общем случае выражение (ЗЛО) можно представить в виде

z 1 Др
где С рек	- коэффициент, опреде-
ляемый геометрическими размерами.
Для определения сил отжатия
со стороны перемычек блока цилинд-
ров гидромашины необходимо учесть
особенности конструктивного ис-
полнения рабочего торца блока
(рис.3.3, вид В ), торцового рас-
пределительного золотника (рис.3.4)
и их геометрические размеры.

Площадь одной перемычки
блока
X rfg ->	(3.13)

где	- радиус, определяемый
Рис.3,4. Торцовый распредели-
тельный золотник: 1 , Z , 3 -
внутренняя, наружная и допол-
нительная полоска соответст-
венно
соотношением
130
Z1S
для круглых отверстий цилиндров и
для продолговатых отверстий; " РадиУ0» определяемый соотно-
шением
ZZ5~
ИЛИ
25

, ^0 *	- размеры блока цилиндров.
Действующая на одну перемычку сила отжатия
Для определения числа перемычек блока, попавших в зону на-
порного окна золотника, рассмотрим угловые координаты отверстий
цилиндров, соответствующие условию
от-
и для каждого из них определим углы, фиксирующие положение пе-
редней и задней кромок, т.е. Vokt и Qkt
верстий цилиндров, находящихся непосредственно в площади напорно-
го окна золотника, угловые координаты кромок которых определяют-
ся соотношениями
(3.14)
tykt	у
Количество перемычек, находящихся непосредственно в площади на-
порного окна, равно	•
131
Для цилиндра, находящегося в зоне НМТ ( (ft* —- 0), необхо-
димо сравнить угол	* фиксирующий положение передней кром-
ки отверстия, и угол •
'Есля ^Okt *Jbp
ду отверстиями данного и предыдущего цилиндров находится
напорного окна распределительного золотника, её площадь
$лер и %оп -1,0.
, то можно принять, что перемычка меж-
в зоне
равна
Если < .flip* * то принимается Snep
Для цилиндра, расположенного в зоне ВИГ (
ходимо сравнить угол
ки отверстия, И угол J^ZpA
Если tyk t * .fl Zp* , то принимается, что перемычка между
отверстиями данного и последующего цилиндров находится в зоне на-
порного окна золотника, её площадь равна
При	принимается S пер - О
“ О
), необ-
, фиксирующий положение задней кром
J
ч
v,

= 0.
Количество перемычек блока цилиндров, находящихся
напорного окна распределительного золотника,

j
^Znep ~	+ %-0П *	•
Сила отжатия со стороны перемычек
^агер~^л ~ Р%'£~ $лер •
А 7
зоне
(3.15)
(3.16)
При • определении сил отжатия со стороны уплотнительных поло-
сок распределительного золотника (см. рис. 3.4) или со стороны
аналогичных полосок блока цилиндров принимается условие, что их
угловая протяженность соответствует длине напорного окна золотни-
ка плюс длина отверстия цилиндра, а среднее давление, действую-
щее на полоску, равно	, где Рр - давление в роторной
полости гидромашины.
Действующее на наружную полооку усилие
Ъ>Г 0,25(ргрр) (2^-^^)^р-ф , (3.17)
132
а действующее на внутреннюю полоску усилие
где
где
FM - 0,Z5(pz ‘ PpWZzip )
(3.18)
’ радиусы, определяющие размеры полосок.
Суммарное усилие отжатия со стероны уплотнительных полосок
олол
(3.19)
~ коэффициент пропорциональности.
Сила пружины ротора
(3.20)
Спр - коэффициент жесткости пружины; tnpo ~ длина пружины
в свободном состоянии; - рабочая длина пружины.
Проекции главного момента на оси координат определя-
ются соотношениями
где
Уп0* ,
(3.21)
(3.22)
стороны рабочих
и Т%яер
блока цилиндров;
ту* * Тярг * Tzntp * 7iw ,
где Туре и Т%рс - моменты сил давления со
цилиндров, находящихся в зоне нагнетания; Tyntp
моменты сил отжатия, действующих на перемычки
Тупол и Т- моменты сил отжатия, действующих на рабо-
чие уплотнительные полоски.
Моменты сил давления со стороны рабочих цилиндров
ся с учетом их углового расположения в зоне нагнетания
радиуса ZpC - расположения центра тяжести площадки,
действует давление.
Тогда
определяют -
и с учетом
на которую
Урс~
рек % ре ’	У к
(3.23)

133
(3.24)
При определении моментов сил отжатия,
ствующих на перемычки
блока цилиндров, учитывается угловое расположение перемычек в
зоне нагнетания, определяемое по формуле
(3.25)
Тогда
Z
‘COS(pnK>
(3.26) !
1
tyep
TzmP~K3 F0'^^%K*-p^if№p'tnepiiri9nK, <3.27)
где ZП£р - радиус расположения центра тяжести перемычек,
znep-------------------------2~" *
Моменты сил отжатия, действующих на рабочие уплотнительные
полоски, определяются соотношениями
~-(F„-Z^-CO^Fq^ COSJhn) = -P2-Cn,M-cos^n, (3.28)
TxnOA^-fF/M' zinSLnJin+F0i Z!jf &Ln.J!>^=-p^Crn0A-&inJi>n} (3.29)
где уЗд - угол расположения центров тяжести полосок,
* ^2/7 ' средние радиусы наружной и внутренней полосок,
134
tl/p * tip
2
7/7
^зр
Стол - коэффициент пропорциональности.
Модуль вектора главного момента
^РЗ = / Трз?*	
Усилие, действующее на подшипник, определяется из условия
равновесия при опрокидывании блока цилиндров:
(3.31)
где £ - плечо усилия.
Усилие	определяет условие работы блока цилиндров гидро-
машины. Очевидно, что работоспособность гидромашины обеспечивает-
ся только при
О ,	(3.32)
Анализ зависимостей, определяющих составляющие главного вектора
и составляющие главного момента, показывает, что обе указанные
величины зависят от давления на стороне нагнетания, т.е.
Fpj*. - Fpjz (Pi),
Ъз ~ Tpj<Pi) 
(3.33)
(3.34)
Усилия, действующие на люльку блока цилиндров
При работе гидромашины на люльку (рис. 3.5) действует ряд
усилий, в числе которых неуравновешенная сила давления со сторо-
ны напорного окна в корпусе люльки, усилия давления, действующие
135
на уплотнительные полоски рас-
Рис. 3.5. Люлька блока цилиндров
пределительного золотника, и
усилие > передающееся
со стороны блока цилиндров.
Неуравновешенная сила давле-
ния со стороны напорного окна
(3.35)
где 8 ОН - площадь напорного
окна,
1
1
।
i
I
I
I
i
I
1
J
(3.36)
e Pz ' ^ОН 1
i
5
иорл - размер напорного окна люльки.
Сила давления приложена в точке, являющейся центром тяжести
площади напорного окна, угловая координата которой определяется
соотношением (3.30).
Моменты сиды давления относительно координатных осей опреде-
ляются зависимостями
(3.37)
и

Ялу " ztp
(3.38)
Усилия, действующие на уплотнительные полоски и передающиеся на
корпус людьки, определяются соотношениями (3.17) и (3.18), но на-
правлены в противоположную сторону. В соответствии с этим моменты
сил относительно координатных осей определяются зависимостями
(3.28) и (3.29) при изменении их знака.
136
Усилие FpjT и момент Тр$ передаются непосредственно
на корпус люльки.
При приведении рассмотренной системы сил к оси корпуса
люльки, являющейся продолжением оси блока цилиндров, получаем
главный вектор
(3.39)
и главный момент 7J » проекции которого по оси координат опреде-
ляются соотношениями
(3.40)
Z«f"	* Т^пол *	.
(3.41)
Анализ полученных соотношений показывает, что все они являются за-
висимостями от давления на стороне нагнетания, т.е.
ТЛу - Тку(Р^у
Ttz - (Pzi-
(3.42)
(3.43)
Если усилие и момент 7л % передаются на цапфы люльки
и определяют на них моменты трения, то момент Тлу	перелается
непосредственно на орган управления и определяет основной момент
сопротивления.
3.1.2. Аксиально-плунжерные гидромашины
с наклонной шайбой
Наиболее нагруженными элементами аксиально-плунжерных гидро-
машин с наклонной шайбой являются: ротор, объединяющий вал гидро-
машины и блок цилиндров; плунжер с подпятником; наклонная шайба;
торцевой распределительный золотник и корпусные детали.
137
Усилия, действующие на ротор гидромашины
При оценке нагрузок, действующих на ротор гидромашин с наклон
ной шайбой, необходимо учитывать его конструктивные особенности и
конструкцию гидромашины в целом.
Для гидромашин с наклонной шайбой возможны различные конструк
тивные схемы: с жестким ротором, с самоустанавливающимся блоком ци
линдров с опорой на валу и с опорой на корпусе, поэт оглу рассмотрим
силовую нагруженность ротора дан каждой указанной конструкции гид
Ромашины.
При наличии в зоне нагнетания гидромашины среднего давления
на каждый плунжер, связанный с этой зоной, действует усилие
Ер* . Усилие Fпередается в точку контакта плунжера с на-
клонной шайбой, где раскладывается на две составляющие: нормальную
к поверхности шайбы и касательную в плоскости нормальной к
оси вращения (см. рис. 1.6). _
При приведении системы сил _FTK к переднему торну блока ци-
линдров получаем главный вектор	, расположенный в верти-
кальной плоскости, проходящей через_ось
насоса, главный изгибающий момент
момент сопротивления T^L
мертвых точек механизма
в той же плоскости и
где -
Момент
Учитывая соотношения (1.23), получаем
(Рд
(3.44)
коэффициент пропорциональности.
где	- расстояние, определяющее вылет <-го плунжера, по от-
ношению к переднему торцу блока цилиндров; Сгкн - коэффициент
пропорциональности.
Одновременно на блок цилиндров действуют силы со стороны рас-
пределительного золотника, определяющие главный вектор Fp^s
138
и главный момент 7/у , которые также зависят от давления на сто-
роне нагнетания pz (см. (3.33) и (3.34) ).
Для насоса с жестким ротором расчетная схема (рис.3.6) может
быть представлена как вращающаяся балка ступенчатой формы, имеющая
два участка с различными моментами инерции поперечного сечения
*7д_и	> с шарнирно-опертыми донцами В и М . Усилия FTKTt
и Ерр
дая этой
ГЛГЕ
и моменты	и Тр$ являются основной нагрузкой
балки и определяют главный вектор F^ и главный мо-
М
Рис.3.6. Расчетная схема ротора аксиально-
плунжерного насоса
Усилия, действующие на подшипники ротора, определяются опор-
ными реакциями Fa и /L , которые находятся из условия ETg =
= 0 и = О
(3.46)
(3.47)
где t , £g - размеры ротора.
На работу насоса с жестким ротором большое влияние оказыва-
ет раскрытие зазора между торцем блока цилиндров и поверхностью
распределительного золотника, зависящее от деформации ротора.
139
Угол поворота торца блока цилиндров и прогиб ротора
У(Х) в любом его сечении определяются при совместном решении
уравнений изогнутой оси балки /48/, которые
дая первого участка ( 0 Л £>& ) имеют вид
EJe = EJs<4(0) -Tojr^Fo^r,
(3.48)
Е'У&У^*') = ЕЗау^(0)+	*Toji * Fojr'	(3.49)
а начальные значения параметров y^Oj^O \Tq-0 ; (^(0)^ 0 ;
F$ = Fs , где £ - модуль упругости материала ротора; То - мо-
мент в сечении Л = 0; F$ - поперечная сила в сечении Л = 0.
Для изогнутой оси на втором участке ( tg Л I )
Е1М	'fyttd+TO'dyr1- F(tj J7 >'	(з. 50)
а начальные значения параметров -
y^s)> та&'>> VM; F(£b) .
В сечении Л = I учитываются условия
T(t)~O; (pz(t) + O; F(£)~F„ .
Анализ зависимостей (3.48) - (3.51) показывает, что на вели-
чину усилий, действующих на подшипники ротора и на его угловые и
линейные деформации, помимо нагрузки ( и 7^ ) значительно
влияют геометрические размеры ротора: расстояние между опорами t ,
размер tg и диаметры первого и второго участков, т.е. параметры,
определяемые конструктивной схемой агрегата.
При этом особое значение приобретает вид опор. Если, напри-
мер, учесть наличие на передней опоре ротора двух шариковых под-
140
итников, образующих кинематическую пару 1У класса, а для задней
опоры попользовать удлиненный подшипник скольжения, то для перед-
ней и задней опор ротора наиболее близкими будут условия заделки
балки, для которых граничными условиями являются:
T(t) + O; F(t)-F>
В этом случае на опоры ротора помимо
значительные изгибающие моменты Tq
усилий будут действо-
и T(t) , что ухудшает
вать
условия работы подшипников.
На рис.3,7 показаны конструктивные и
II
расчетная схемы роторов
[аксиально-плунжерного насоса с самоустанавливающимся блоком ци-
линдров с опорой на валу и насоса с самоустанавливающимся блоком
цилиндров с опорой на корпусе.
Расчетная схема ротора (вала) насоса с самоустанавливающимся
блоком цилиндров с опорой на валу может быть представлена как вра-
щающаяся балка с шарнирно опертыми концами В и М (см.рис. 3.7,
6 ) с постоянным моментом инерции У . Основной нагрузкой для
балки является усилие , передающееся со стороны блока цилинд-
ров. Моменты от блока цилиндров на вал агрегата не передаются.
Расчетная схема ротора насоса с самоустанавливающимся бло-
ком цилиндров с опорой на корпусе может быть представлена как сис-
тема, состоящая из двух вращающихся балок: блока цилиндров и вала,
связанных между собой шлицевым соединением, передающим только мо-
мент вращения. Усилия и моменты со стороны блока цилиндров на вал
не передаются. Блок цилиндров в этом случае может быть рассмотрен
как вращающаяся балка с шарнирно опертыми концами и с постоянным
моментом инерции Ум поперечного сечения. Интересно отметить,
что усилие FT в этом случае передается через переднюю опору
блока на корпус насоса и поэтому исключается из числа нагрузок,
действующих на рассматриваемую балку. Ввиду того, что момент инер
ции поперечного сечения J/у блока цилиндров значительно превыша-
ет величину момента инерции сечения вала и расстояние
141
J
Рис.3.7. Конструктивные (47, J) и расчетная ($)
схемы ротора аксиально-плунжерного насоса: а -
с самоустанандиваюцимся блоком, цилиндров с опо-
рой на валу (" VickezS "); 6 - с самоустанав-
ливающимся блоком цилиндров с опорой на корпусе
(" Lucas ")
142
между опорами минимально, угловые и линейные деформации блока
цилиндров как балки будут наименьшими.
Усилия, действующие на наклонную шайбу
На наклонную шайбу со стороны плунжеров гидромашины переда-
ются усилия F^ , которые равны реакциям F## и направлены в
противоположную сторону. Указанные усилия являются основной на-
грузкой для наклонной шайбы. Они вызывают деформацию шайбы, нагру-
жают её опоры и механизм управления.
С учетом соотношения (1.22) усилие
/ _ Xd* =
'W ~Pz It-COSfe PzCNK >
где С- коэффициент пропорциональности.
Равнодействующая этих сил
(3.52)

(3.53)
Рис. 3.8. Конструктивная схема наклонной шайбы насоса и
плунжерной группы
143
и.
Наклонная шайба насоса (см. рис. 3.8) проектируется и изготав-
ливается так, чтобы при разрыве цепи механизма управления она
могла возвратиться в нулевое положение под действием усилий со
стороны плунжеров.
Для этого ооь цапф смещается по отношению к горизонтальной
плоскости, проходящей через продольную ось ОХ вгдвммь на ве-
личину е •
Данное условие необходимо учитывать при определении коорди-
нат точки приложения равнодейотвупцей F„M .
Рассмотрим соотношения

(3.54)
(3.55)
где 1р , ур - координаты точки приложения равнодействующей;
сил F»K
наклонной
W ' Ур ~	,
- моменты относительно координатных осей. Момент
относительно оси О'у
айбы, равен
Xf.
И
му “ f-J гММ
(3.56)
мгту
где Сtfjg	- коэффициент пропорциональности, w С## ' %рк
Хрк - аппликата точки пересечения оси < -го рабочего цилиндра
с передним торцем
блока,
Q,5ds-cos<fx*e-h^sinfr
(3.57)
cos fa
, £ - размеры наклонной шайбы; dg - размер блока цилинд-
ров.	—
Момент воспринимается механизмом управления наклон-
ной шайбы. _
Момент сил Fm относительно оси (fa равен
мл * Урк
МГЛ )
(3.58)
144

где б'д/тх - коэффициент пропорциональности,	У рк
У рк - ордината точки пересечения оси к -го рабочего цилиндра
с передним торцем блока,
Урк~ ‘ Ух •
(3.59)
Координаты Zycr и точки приложения равнодействующей оп-
ределяются из соотношений (3.54) и (3.55):
Выбор расчетной схемы наклонной
шайбы в достаточной мере затрудните-
лен, так как наклонная шайба в общем
случае является статически неопреде-
лимой балкой (три опоры) кольцевой
формы. С достаточной степенью точно-
сти такая шайба может быть представ-
Рис.3.9. Расчетная схема
наклонной шайбы
лена в виде стержневой балки с шар-
нирно опертыми концами, В и м ,
нагруженной усилием
(рис.3.9).
Усилия, действующие на
мм
реакциями Fa и F# .
опоры наклонной шайбы, определяются
(3.60)
(3.61)
С учетом (3.53) последние соотношения принимают вид
(3.62)
145
(3.63)
где C&g , - коэффициенты пропорциональности
Анализ нагрузок, действующих на наклонную шайбу, и условий
её деформации показывает, что, как и в ранее рассмотренных слу-
чаях, большое влияние оказывает вид опор шайбы.
При использовании подшипников, создающих на опорах условия
заделки для балки, значительно изменяются деформация наклонной
айбы и нагрузки на опорах.
HIH4U
н
Усилия, действующие на корпусные
детали гидромашины
Анализ силовой нагруженности корпусных деталей аксиально-
плунжерных насосов с наклонной шайбой показывает, что, несмотря
на многообразие конструкций этих деталей, в их силовом нагруже-
нии имеется много общего.
Основной нагрузкой указанных деталей является усилие, форми-
рующееся в районе торцевого распределительного золотника (3.39)
и учитывающее неуравновешенную силу давления со стороны напорно-
го окна (3.35), усилия давления (3.17) и (3.18), действующие на
уплотнительные полоски распределительного золотника, и усилие
, передающееся со стороны блока цилиндров, т.е.
ан * опал
Усилие передается на болтовые соединения, связывающие
между собой элементы корпуса агрегата, и на присоединительный
фланец корпуса.


Наиболее нагруженными элементами радиально -плунжерных гид-
ромашин являются: ротор, состоящий из вала и блока цилиндров,
плунжер с подпятником, кольцо статора, торцевой распределитель-
ный золотник и корпусные детали.
146
Усилия, действующие на ротор гидромашины
При оценке нагрузок, действу
L* Н1'«
Сих на ротор рада аль но-плунжер-
ной гидромашины, необходимо учитывать его конструктивное исполне-
ние и особенности конструкции Beet
гидромашины.
Рис.3.10. Конструктивная схема ротора с двухсекционным
блоком
цилиндров
К конструктивным особенностям гидромашины относится вид бло-
ка цилиндров (односекционный или двухсекционный), в значительной
мере влияющий на характер нагружения ротора. Схема ротора с двух-
секционным блоком показана на рис. 3.10. При наличии в зоне нагне-
ра, связанного с зтой зоной, действует усилие грк » а с учетом
центробежной силы - Рр&к (1*50). Это усилие передается в точку
контакта плунжера с кольцом статора, где раскладывается на две со-
ставляющие; нормальную к поверхности кольца статора Рмс и каса-
тельную Р7* в плоскости, нормальной к оси вращения. Усилия
через плунжеры передаются на
нагрузкой для ротора.
Одновременно на донышко
нагнетания, действует усилие
правденное в противоположную
блок цилиндров гидромашины и
являются
каждого цилиндра, связанного с зоной
** и ка-
/“дг » равное усилию Ррк
сторону.
147

Для определения нагрузки, действующей на ротор, находим сум
мы проекций указанных усилий на оси координат ОУ и OZ .
Для гидромашины с односекционным блоком цилиндров
(3.64)
* Л
Л"7
(3.65)
где Сру , Ср% - коэффициенты пропорциональности.
Для правой секции гидромашины с двухсекционным блоком
ци-
линдров
Хи	хр
<zpt/ ~ faFpx''COWk ~PZ' 1
(3.66)
(3.67)
Для левой секции блока цилиндров
(3.68)
где Сру4 , CpyZ г Cpxt, Cpiz - коэффициенты пропорциональное?;:;
> % а - количество рабочих цилиндров, связанных с зоной
нагнетания, для правой и для левой секций блока цилиндров.
148
Особенностью силового нагружения блока цилиндров радиально-
плунжерной гидромашины является появление осевых усилий, вызван-
ных боковым расположением отверстий рабочих цилиндров. Действую-
щее со стороны цилиндра усилие
Рс ~Pz' S07& 
(3.70)
В результате приведения системы сил, действующих на ротор одно-
секционной гидромашины в районе распределительного
определяются
Главный
। золотника,
главный вектор	и главный момент Tpj .
вектор
"опер * ‘олол * Оу у
где - сила давления со стороны рабочих цилиндров;
сила отжатия со стороны перемычек блока; голод - сила
(3.71)
["опер
отжатия
со стороны рабочих уплотнительных полосок распределительного зо-
лотника (блока цилиндров); Рр$ - усилие, передающееся со сторо-
ны золотника.
Сила давления со стороны рабочих цилиндров
(3.72)
где - коэффициент пропорциональности.
Для определения усилия _ Ропер
(3.16), а для определения Ропол
используется
- соотношег
is
соотношение
(3.19).
е
Усилие со стороны распределительного золотника зависит в ос-
новном от давления нагнетания,
т.е.
~ FfrfPa) •
Проекции главного момента 7/у на оси координат имеют вид
РЗУ>
(3.73)
7/уг “ 7яг * Т^ПО» * 'РЗ* ,
(3.74)
149
где Тус * f^c “ моменты сил давления со стороны рабочих ци-
линдров, связанных с зоной нагнетания; Тулол , 7%лол - мо-
менты сил отжатия, действующих на рабочие уплотнительные полости;
Туле? » 7% лер - моменты сил отжатия, действующих на пере-
мычки блока цилиндров; 7/уу , - моменты, передающиеся
на ротор со стороны распределительного золотника.
Моменты сил давления со стороны рабочих цилиндров имеют вид
Fc d^z cos^p^Ccd^ cosVx; 0.75)
&	и
Ttc^Fc d^s^i<Px^P^LCcd^/z sin.(ft. (3.76)
Рис.3.II. Расчетная схема
ротора с односекционшаи
блоком цилиндров ( a t S -
вертикальная и горизонталь-
ная плоскости)
Анализ зависимостей, определяющих
составляющие главного вектора и
главного момента, действующих на
ротор гидромашины, показывает, что
данные величины зависят от давле-
ния на стороне нагнетания, т.е.
Fpjx ^Pz • СР* ;	(3.77)
Tpiy-Pi-Cjyi	(3.78)
(3.79)
- коэффи-
циенты пропорциональности.
Расчетная схема ротора ради-
ально-плунжерной гидромашины с од-
носекционным блоком цилиндров пока-
зана на рис. 3.II. Она представлена
в виде вращающейся балки с шарнирно
опертыми концами В и М , нагру-
150
женной ^вертикальной ллоокости поперечным уоилием г±р% и мо-
ментом ’ в горизонтальной плоскости - усилием г^ру и
моментом	а также нагруженной осевым усилием
Усилия, действующие на опоры ротош в вертикальной плоско-
сти, определяются реакциями Р&ъ и Р^ , которые находятся
из условия 22 7/f = 0 и S 7J = 0:
(3.80)
(3.81)
На опоры ротора в горизонтальной плоскости действуют усилия
(3.82)
(3.83)
Суммарные поперечные усилия Р^ и Рщ , действующие
ротора, определяются по формулам (3.7) и (3.8). Осевое
Fp$z воспринимается одной из опор ротора.
Для двухсекционной гидромашины рассматриваются две
на опоры
усилие
системы
сил, действующих в районах распределительных золотников. Врагом
случае определяются главный вектор Fac и главный момент 7^
Главный вектор
—	— ' pff
Foe " грус * грус ,
где Fpjz - главный §§ктор сил, действующих на торец правой сек
ции блока цилиндров; Fpjt ~ главный вектор сил, действующих на
торец левой секции блока цилиндров.
Главный момент
(3.84)
(3.85)
где
- момент сил, действующих на торец правой секции блока
151
7iff
pj - момент сил,
блока цилиндров.
Рис.3.12. Расчетная схема ро-
тора с двухсекционным блоком
цилиндров (0 , о - верти-
кальная и горизонтальная
плоскости)
действующих на торец левой секции
Для_ определения проекций мо-
мента Tpj на оси координат ис-
пользуются соотношения (3.73) и
(3.76) и соотношения (3.26) и
(3.29), при замене знака в послед-
них на противоположный и при заме-
не верхнего предела суммирования
J* £ на Zg/ •
Для ^определения проекций мо-
мента Тр$ на оси координат ис-
пользуются указанные соотношения
при замене знака в формулах
(3.75) и (3.76) на противополож-
ный, при замене аргумента % на
и при замене верхнего
предела суммирования Z^ на Z^g .
Расчетная схема ротора ради-
ально -плунжерной гидромашины с
двухсекционным блоком цилиндров
показана на рис. 3.12. Она пред-
ставлена в виде вращающейся балки с шарнирно опертыми концами В
и
и Мнагруженной в вертикальной, плоскости поперечными усилия-
ми F^pz ,
сти - усилиями
мом
=//	—J	*—
и моментом 7з
женной осевым усилием Fpc •
том , в горизонтальной пл оси о-
ьж » а также нагру-
Усилия, действующие jja опора, ротора в вертикальной плоскости
определяются реакциями FA% и F^ , которые находятся из усло-
вий = 0 и = 0:
(3.86)
(3.87)
152
На опоры ротора в горизонтальной плоскости действуют усилия
(3.88)
(3.89)
Суммарные поперечные усилия и FM , действующие на опоры
ротора, определяются соотношениями (3.7) и (3.8).
Осевое усилие Fqc нагружает одну из опор ротора.
Усилия, действующие на плунжер
В разделе 1.3 первой главы было показано, что на плунжер
гидромашины действует усилие Fp^* , зависящее от силы давле-
ния Fpx и центробежной силы Рсок .
Для выполнения уточненных силовых расчетов необходимо учесть
также силу инерции Frqth » действующую на плунжер при его от-
носительном движении, и силу инерции Fk , обусловленную ускоре-
нием Кариолиса.
В этом случае вместо (1.50) рассматривается соотношение

где
Fpu)* " Гр* * Гео* * rKQTH ,
мгн
(3.90)
(3.91)
Усилие
Fpa>K передается в точку В
кольцом
и Fmr
За
статора, где раскладывается
- точку
на две
•
счет нормальной составляющей F^ в
контакта плунжера с
составляющие:
точке В появляется
усилие трения
(3.92)
где JUT - коэффициент трения.
153

Сила инерции приложена в центре массы С системы
"плунжер - подпятник"
перпендикулярно радиусу J)K
и направлена
в сторону, противоположную вектору окружной скорости в зоне на-
гнетания, и в сторону вектора окружной скорости в зоне всасывания.
При этом
2 (со
(3.93)
или с учетом проекций векторов на оси координат
Под действием усилий FTK , F#tk и Fk плунжер прижимается в
точке А к задней кромке отверстия цилиндра и опрокидывается от-
носительно этой точки, прижимаясь нижним торцем в точке М к стен-
ь точках и /7 возникают реакции гд и гм , определяющие
силы трения в указанных районах. От величины последних зависит
износ стенок цилиндров гидромашины.
Значения реакций и F^ могут быть определены из уравне-
ния моментов относительно точки А и из уравнения проекций усилий
на ось ОУ , нормальную к оси плунжера, т.е.

где - полная длина плунжера с подпятником
центра масоы С системы "плунжер - подпятник";
лета плунжера из отверстия
- координата
величина вы-
цилиндра,
Анализ усилий, действующих на плунжер, показывает, что наиболь-
шим из них является усилие
давления, поэтому усилие
/7/1 з
(3.94)
где СаА - коэффициент пропорциональности.
154
Усилия, действующие на кольцо статора
Из рис.3.13 следует, что в точке ^контакта ^алодого плунжера
на кольцо статора передаются усилия Рраж и Лллг • Последнее
равно по модулю усилию трения
F#tk и направлено в проти-
воположную сторону.
При определении суммарной
нагрузки необходимо учитывать
особенность перемещения кольца
статора в корпусе гидромашины
и тип механизма управления.
В современных радиально-
плунжерных гидромашинах при-
меняются два вида статора,
один из которых может пере-
мещаться линейно, а другой -
поворачиваться относительно
некоторой оси.
Существует два типа ме-
ханизма управления статором
гидрома
ны - линейный и пово-
ротный. При этом первый может
Рис.3.13. Схема нагружения плун-
жера: / - ротор; 2 - кольцо
статора; 3 - плунжер
применяться как для статора
линейного перемещения, так и
для статора поворотного пере-
мещения.
На рис.3.14 показаны усилия, действующие в зоне нагнетания на
кольцо статора линейного перемещения.
Пренебрегая усилиями, передающимися на кольцо отатора g зоне
всасывания, определим горизонтальную F^y и вертикальную F^ со-
ставляющие главного вектора указанной системы сил:
Хе
(Рриж  COS + FMTK • sen	• с pg ;	(3.95)
155
(Fpc&r'	0* * ^75r	• ^gr,
A ef	**
(3.96)
Л# »
Рис.3.14. Расчетная схема
кольца статора: / - ротор;
4 - кольцо статора
- коэффициенты пропорциональности.	_
Вертикальная составляющая Рщ
нагружает опоры статора гидромашины,
а гТу действует на механизм управ-
ления насоса.
Если кольцо статора можно повер-
нуть на угол )fc относительно верти-
кальной плоскости, проходящей через
ось ротора 0% и центральную ось
03 , то ось мертвых точек механизма
гидромашины O{Oz поворачивается в
противоположном направлении на угол
. Будем рассматривать ось мерт-
вых точек	и перпендикуляр-
ную к ней ось, проходящую через
точку О % , как повернутую систему
координат у* -Я* .
Проекции главного вектора рассматриваемых сил в этой
системе
координат запишем в виде
(Fp&K'CO$ 'SUIVk)**Pz (3.97)
3	(3.98)
где - угол поворота иг -го цилиндра относительно повернутой
оси o/Oz ; Сру , С'ех - коэффициенты пропорциональности.
Для гидромашины с поворотным статором, как отмечалось, могут
быть применены либо механизм управления линейного типа, либо меха-
низм управления поворотного типа.
156
В первом случае усилие, действующее на механизм управления,
определяется соотношением
F^y  cos fa +
Fx.x  si/ift —P^ Czy,
(3.99)
а усилие, нагружающее ось поворота,
 cos(Ге ★ Гс) ★ F*y sin (ft* fc) ~рz	} (з.юо)
am
где сТу , С'х£ - коэффициенты пропорциональности.
Во втором случае определяется суммарный момент, действующий
на отатор гидромашины:
(3.I0I)
У - плечо составляющей гТу
относительно оои
£% - плечо составляющей относительно оси 0$ ,
= Уя	* У »
У* , -2Гz - координаты точки приложения главного вектора системы
сил;
- ксэ
Усилием, нагружающим опору статора, является главный вектор,
модуль которого
1^1-
Усилия, действующие на торцевой
распределительный золотник
В быстроходных радиально-плунжерных гидрсмашинах широко при-
меняется самсу ст анавливающийся торцевой распределительный золот-
ник, особенности работы которого рассмотрены в разделе 1.3 первой
главы (см. рис.1.15). Такой золотник под действием равнодействую-
щей системы сил прижимается к рабочему торцу ротора гидрсмашины,
обеспечивая минимальный зазор в этом соединении.
157
В системе сил, действующих на золотник, имеются как усилия,
стремящиеся отжать золотник от ротора, так и усилия, прижимающие
его к ротору.
К числу усилий, вызывающих отжатие золотника, относятся:
- усилие, действующее на наружную полоску в зоне нагнетания,
F<H - 0,25 (pz	(3.102)
- усилие, действующее на внутреннюю полоску,
Poz ^^^Pz~P^^^tA2pK'^p^^zp'~^p^> (з.юз)
- усилие, действующее на закрытую площадь напорного окна зо-
лотника,
/У л
4	'J/J > (З.Ю4)
где Л - количество пистонов на стороне нагнетания; в
- усилие со стороны закрытого отверстия цилиндра Рс (3.70).
Основными усилиями, прижимающими золотник к торцу ротора, яв
ляются силы давления, действующие на участки донышка цилиндричес-
кого отверстия и $££ , в которое входит втулка-пистон (см.
рис.3.15),
п	п
Рприж " У*	($^ * 5#) з	(3.105)
4*7	4*7
где РпрыжЛ " усилие со стороны одного пистона;
(2d. - Sin 2d) 4-	(ZjS - Sin Zji) ;
(3.106)
г	1	*
5^ =.-f- \2(T-d.*)-SinZ(JF-d*)y%jp(2p-Sln2jS*); (3.107)
/	/<* A	A*	t-
<% , °L	- углы, показанные на рис.3.Io.
158
Рис.3.15. Самсустанавливающийся торцевой распределительный
золотник
Для прижатия золотника при работе насоса на режиме холостого
хода и при малых давлениях применяются пружины или другие упругие
элементы.
Тогда
Ргриж * Pop Poi * Рог * Ррн "* Рс
является условием нормальной работы самсустанавливающегося торце-
вого распределительного золотника.
При приведении системы сил к центрального си золотника полу-
чаем главный вектор Fp$ и главный момент 7/у .
Главный вектор определяется соотношением
m
Рр$~ Рпр* Рприж* f^+pjz+FoH* Рс •	(3.108)
Для вычисления проекций главного момента Тр$у и 7^/г необхо-
димы координаты точек, в которых приложены усилия, действующие на
элементы распределительного золотника.
Угол расположения центров тяжести полосок ^л определяется
соотношением (3.30), а средние радиусы полосок t//7 и Ъ^л
соотношением (3.31).
159
Угол расположения точки приложения усилия F0H - Jb , а
угловые координаты центров пистонов -	.
Проекции главного момента 7/у на оси координат
п	(3.109)
* ^прижл ' ^ic' tosfoL ^Рг  Рру >
- - (Fof • «//7• sin.ji„* Foz-Zzn ^fin+FoH^c &ln.fiOi)^
t
п
* Z-j ^прижл ’	• Slnfli ~p%* Cpz ,
& ® f
(3.II0)
где Ъ1с - средний радиус напорного окна,
Ъс ~ ZiP ~
Сру , Срг - коэффициенты пропорциональности.
Модуль главного момента
I7»jl= ( Fpjj/)z * (	.
Анализ зависимостей, определяющих составляющие главного вектора
и главного момента, показывает, что обе указанные величины зави-
сят от давления на стороне нагнетания, т.е.
~рь’С$ >
(3.1П)
(3.II2)
, С^т - коэффициенты пропорциональности.
Усилия, действующие на корпусные детали
При определении нагрузки на корпусные детали гидромашинн не
обходимо учитывать усилие, действующее вдоль оси ротора:
160
где	- площадь проходного сечения втулки-пистона на стороне
нагнетания и усилия, передающиеся на корпус со стороны опор ротора:
F„ - ^(Fn)z^ (F„1F
С учетом указанных усилий производится расчет болтовых соеди-
нений корпусных деталей.
3.1.4. Пластинчатые гидромашины
Наиболее нагруженными элементами пластинчатых гидромашин яв-
ляются: пластинки, ротор, кольцо статора, торцевой распределитель-
ный золотник (прижимной диск) и корпусные детали.
Усилия, действующие на пластинки
При оценке нагрузок, действующих на пластинки гидромашины,
необходимо учитывать особенности их конструктивного исполнения.
Известны три конструктивных разновидности рабочих пластинок:
неразгруженная, когда сила давления, действующая на нижний торец
пластинки, не компенсируется; частично разгруженная, когда сила
давления частично компенсируется; разгруженная, когда силы давле-
ния на пластинке полностью скомпенсированы.
Кроме того, условия работы пластинки в зоне её контакта с
кольцом статора и условия обеспечения гидравлического клина в
этой зоне более сложны, чем условия работы подпятника плунжера
радиально-плунжерной гидромашины. Поэтому при расчете пластинок
необходимо рассматривать усилия на пластинке при её нахождении
как в зоне нагнетания, так и в зоне всасывания.
Следует учитывать также, что оси пластинок (оси пазов) в не-
реверсивных гидромашинах могут быть смещены по отношению к радиу-
су ротора j5K на некоторый угол f .
Расчетная схема пластинки насоса, находящейся в зоне нагне-
тания, показана на рис.3.16. Выбираем прямоугольную систему коор-
динат ХОУ так, чтобы ось ОХ проходила вдоль пластинки, а
ось ОУ - в направлении, нормальном к пластинке.
161
X
Рис.3.16. Рабочая пластинка
насоса (расчетная схема):
/ - ротор; 2 - кольцо ста-
тора; 3 - пластинка
Дцоль пластинки действуют:
-	усилие давления
FPK~pz-6tc, (з.пз)
где С - коэффициент разгрузки
(С* 1,0);
-	сила инерции вращательного
движения
(З.П4)
- сила инерции относительного
движения
(3.II5)
- т пл  е. • иг • cos <рк ,
где - масса пластинки.
Для дополнительного прижатия
пластинок к кольцу статора возможно
применение пружинок или других упру-
гих элементов, которые устанавлива-
ются со стороны нижнего торца. В
этом
жины
случае на пластинку
Fnp .
действует
дополнительно
усилие пру-
Суммарная сила, действу
пластинки,
[ая вдоль
ген
В направлении, нормальном к оси пластинки, действуют:
- сила инерции, обусловленная ускорением Кариолиса,
Fk =2-а>-Ug -cosg,
(3.II6)
где СТ - скорость перемещения пластинки в относительном движении,
Ок - 4^ - в  а> • sin
di
162
-	сила давления, вызванная перепадом давления в соседних ка-
мерах,
F^Ap-tg^i
-	усилие трения в зоне контакта пластинки насоса с кольцом
статора F^K .
Сила инерции F& приложена в центре масс £ пластинки пер-
пендикулярно радиусу J5K и направлена в сторону, противоположную
вектору окружной скорости в зоне нагнетания, и в сторону
вектора
окружной скорости в зоне всасывания.
Усилие	передается в зону контакта пластинки
статора, где раскладывается на две составляющие:
счет последней в зоне контакта
с.кольцом
Fm . За
(3.92)
тк и
развивается усилие трения
Под действием указанных выше усилий пластинка прижимается к задней
кромке паза (точка А ), опрокидывается относительно этой кромки,
прижимаясь нижним торцем к передней стенке паза ротора (точка /V ).
В указанных районах возникают реакции Рд и F# , которые могут
быть определены- из уравнения моментов относительно точки А и иэ
уравнения проекций на ось ОУ :
=(Ftk + F#Tx) t$ */5/4$*4'£&/&*F"(t~£&)*3
*Ftk* юк* F**F\p*Fm^Fa ~ oy
где “ координата центра массы С пластинки; £& - величина вы-
лета пластинки из - паза ротора; £ - высота пластинки

Усилия, действующие на ротор
Схема нагружения ротора насоса показана на рис.3.17. Основной
нагрузкой ротора являются силы давления со стороны рабочих камер
гидромашины.
163
Рис.3.17.
насоса: /
ра; 3
Со стороны каждой ка-
меры, находящейся в зоне
нагнетания, действует уси-
лие, определяемое давлени-
ем и площадью проекции
участка поверхности ротора,
ограниченного двумя сосед-
ними пластинками.
При равномерном распо-
ложении пластинок оси двух
соседних пазов образуют в
поперечном сечении ротора
сектор с углом ji = 2T/Z .
граничные
Схема нагружения ротора
- ротор; Z - кольцо стато-
- пластинки
Проекцией дуги окружности в
пределах этого сектора яв-
ляется хорда, стягивающая
точки дуги. Если учесть толщину пластинки S , то угол

сектора в пределах одной камеры будет меньше на угол:
jb^Zatcsin^ •
Действующее со стороны рабочей камеры усилие давления
я. а . -А~А
FppK ~Pl-О & 	.	(3.II7)
Угол, определяющий положение вектора Fpp* , равен
Определим вертикальную и горизонтальную состав-
ляющие главного вектора усилий Fpp* , действующих на ротор в
зоне нагнетания:
ж ^ррх *	^Pz'	)	(3.118)
ХУ - L. FppK со$((рк -Ji/Z)-Pz  Сру ,
(3.119)
164
где С pt *	- коэффициенты пропорциональности.
Кроме усилий давления со стороны рабочих камер, на ротор
гидромашины передаются со стороны распределительного золотника
усилие Fp$ и момент , проекции которого - 7/уу и
Расчетная схема ротора пластинчатой гидромашины полностью
соответствует схеме ротора радиально-плунжерного насоса с одно-
секционным блоком (см. рис.3.II).
Она может быть представлена в виде вращающейся балки с шар-
нирно опертыми концами В , нагруженной^ вертикальной плос
кости поперечным усилием /у*. и моментом > в горизон-
тальной плоскости - усилием FZy , моментом 7/yz и осевым
усилием Fp$ .
Усилия, действующие на опоры
ниями (3.80) -_(3.83), при замене
и ^zpy на ^ту
ротора, определяются соотноше-
Усилия, действующие на кольцо статора
В пластинчатых гидромашинах однократного действия, как и в
регулируемых радиально-плунжерных гидромашинах, применяются два
вида статора: линейного перемещения и поворотного перемещения,
и возможно использование двух типов механизма управления: линей-
ного и поворотного.
Характер нагружения кольца
статора в пластинчатых гидрома-
шинах совершенно иной, по срав-
нению с радиально-плунжерными
гидромашинами.
Суммарные усилия, действую-
in
ае вдоль оси пластинки
в зоне
нагнетания и в зоне всасывания и
передающиеся в районе контакта
на кольцо статора, достаточно ма-
лы по сравнению с усилиями давле-
ния со стороны рабочих камер гид-
ромашины.
Рис.3.18. Расчетная схема
кольца статора в пределах
рабочей камеры
165
Давление в пределах рабочей камеры нагружает участок по
верхности кольца статора, ограниченный < -й и (<-1)-й пластинка-
ми и показанный на рис. 3.18 в виде дуги BjB% • Проведем из точ
ки Oj радиусы OjBj и QfB^ и найдем угол между ними Л
Обозначим углы, определяющие положения указанных радиусов по
отношению к оси мертвых точек, как и .
Рассмотрим треугольник	О^О% . Цо теореме синусов
R = -А,
sin<& sin К ’
тогда
Учитывая выражение (1.65), получаем
sin#'x = sin(0K+-2g-sin.Z<fa .
Аналогичное соотношение можно получить, рассматривая треуголь-
ник О^В^Рц
Sin Sin ((& -Ji) <
-fa sin Z (</>K -Ji).
Тогда
где
% - azcsin (sin 4£* SinKfe);	(3.120)
~ atssin[sin(<fayV+^StnZ(fyy3)] .	(3.I2I)
С учетом толщины пластинки $ угол сектора
одной камеры будет меньше на угол W* ,
в пределах
166
где
У'- Zatcsln, S/iR .
Усилие, действующее со стороны рабочей камеры,
FKK^pz ZRsln(bVK-V').
Угол, определяющий положение вектора />лглг ,
/ п т <	>
к. «L л /
(3.123)
Определим нагрузки, действующие на кольцо статора.
Схема нагружения кольца статора линейного перемещения пока-
зана на рис.3.19.
Рис.3.19. Схема нагружения кольца статора ти
нейного перемещения: / - ротор; 2 - кольцо
статора; J - пластинка
Вертикальная составляющая главного вектора
~ хкк * %ср =Pz *	,
* 7
167
горизонтальная составляющая

(3.125)
где С*у ,	- коэффициенты^пропорциональности
Вертикаль ная_со ставляющая
горизонтальная F^y
Схема нагружения
зана на рис.3.20.
нагружает опоры статора, а
действует на механизм управления гидромашины
кольца статора поворотного перемещения пока-
Рис.3.20. Схема нагружения кольца статора
поворотного движения: / - ротор; 2 - коль-
цо статора; 3 - пластинка
При повороте кольца статора на некоторый угол ось мерт-
вых точек механизма гидромашины поворачивается в противо-
положном направлении на угол .
Рассматриваем ось 0^0% и перпендикулярную к ней ось, про-
ходящую через Oj , как систему координат уо<г .
168
Проекции главного вектора рассматриваемых сил:
Ъу “ 'ККК ' WS ^кср ,
(3.126)
(3.127)
Для пластинчатых гидромашин с поворотным статором могут при-
:'есться как механизмы управления линейного типа, так и механизмы
управления поворотного типа.
В первом случае усилие, действующее на механизм управления,
 cosj^ * F^z * stefi  £gy ,
усилие, нагружающее опору статора,

FZ3i  COS Щх =Р£ Схх}
(3.128)
(3.129)

где <4-=^ *	; Суд ,	- коэффициенты пропорциональ-
ности.
Во втором случае определяется момент, действующий на статор
гидромашины:
(3.130)
где £у - плечо составляющей F^y относительно оси 0$ , £у
=	У я • cos (/ос ;	- плечо составляющей F^ относительно
оси	^ос
- коэффициент пропорциональ-
ности.
Усилие, нагружающее опору статора,
У(F^-(Fzi)2.
Усилия, действующие на распределительный золотник
В пластинчатых насосах применяется в основном самоустанавли-
вающийся торцевой распределительный золотник, поэтому в его раз-
чете много общего с расчетом самоустанавливающегося золотника ра-
диально-плунжерного насоса.
Рассматриваются усилия» прижимающие золотник к ротору гидро-
машины, и усилия, отжимающие его.
При этом необходимо учитывать особенности конструкции распре-
делительного золотника пластинчатой гидромашины: наличие дополни-
тельных окон, предназначенных для сообщения полостей под пластин-
ками с зонами нагнетания и всасывания или только с зоной нагнета-
ния, наличие или отсутствие втулок-пистонов» наличие или отсутст-
вие поясков золотника, связанных с зоной нагнетания.
Рис.3.21. Самоустаяавливакицийся распредели-
тельный золотник пластинчатого насоса одно-
кратного действия: / - основное напорное
окно; 2 - дополнительное напорное окно; 3 --
основное всасывающее окно; 4 - дополнитель-
ное всасывающее окно
170
На рис. 3.21 показана одна из возможных конструкций самоуста-
навливающегося торцевого распределительного золотника пластинча-
того насоса.
Отжатие золотника вызывают:
- усилие F&
- усилие Fqh
, действующее на наружную полоску
, действующее на закрытую площадь
окна (3.104);
- усилие, действующее на среднюю полоску,
Foi -O,5 PZ	;
(3.102):
напорного
(3.I3I)
- усилие, действующее на внутреннюю полоску,
Foz = O,Z5(pz ~P,)(fi*ZpK	;	0.132)
- усилие, действующее на площадь дополнительного напорного
окна,
Foh-Pz	#)\;	<з.1зз)
- усилие со стороны рабочей камеры
• -?Х/77ЛГ л
(3.134)
где ^кгпах 01ГРеДеляется соотношением (1.67), а
Stmox	* 2.R-S- Sin.Ji/Z .
Прижимают золотник к торцу ротора:
-	сила давления Fпри эк. со стороны колодцев втулок-писто-
нов (3.104);
-	усилие пружины или другого упругого элемента Fnp .
Если на золотнике имеется специальный поясок, к которому под-
водится давление Р^ , то необходимо учитывать дополнительное при-
жимающее усилие
Рпрцж * Р%	,
где - минимальный радиус пояска.
171
Условием нормальной работы самоустанавливающегося распреде-
лительного золотника является соотношение
ПрНЖ
прим:
При приведении системы сил к центральной оси золотника полу-
чаем главный вектор Fpj и главный момент 7/у . Главный вектор
определяется соотношением
приж
приж
пр
(3.135)
для вычисления проекций главного момента Тру/ и Tp$z
необходимы координаты точек, в которых приложены усилия, действу-
ющие на элементы распределительного золотника.
Углы расположения центров тяжести полосок золотника:
- наружной
-------2-------
- средней
• - -^40* •
Z ’
- внутренней
Угол расположения точки приложения усилия F## - JSpp , уси-
лия ” J$n6 , а угловые координаты пистонов - J$i .
Средние радиусы полосок золотника:
-	наружной (3.31);
-	средней
- внутренней
_ tip *	.
*2п -	2.
172
Средние радиусы напорных окон:
- основного
- дополнительного
dop
Z1cT г1Р~ ~Г ’
Проекции главного момента Тр$ на оси координат определяют-
ся соотношениями:
TPiy★ F03  Ъы cosjiacFoz' ^sn^J^nt *
(3.136)
n
^Fo^Z^COSfe^^'^gCOSfe^Fc^}	1~прцЖ 'с ' ^c‘ co^feio
TpjZ " ( F& '	' Stflfefl * F0S	*LWnC * Fq% ’ ^fefl^
n
^FOH'^C 3in.Aw*FM  fyg'MfeflS)+ g Fnp^d • -^/3.137)
Модуль главного момента
ТР}^ ^(ТР3^ (TPirf.
Главный вектор и главный момент системы сил, действующих на рас-
пределительный золотник, зависят от давления на стороне на-
гнетания, т.е.
^РЗ  С3П >
ТРЗ ~Pz • сз™ >
(3.138)
(3.139)
где Ср
- коэффициенты пропорциональности.
Усилия, действующие на корпусные детали
Расчет нагрузок, действующих на корпусные детали пластинчато-
го насоса однократного действия, выполняется так же, как и для ра-
диально-плунжерной гидромашины, т.е. рассматриваются осевое уси-
лие, передающееся со стороны ротора, и усилия, передающиеся со сто-
роны его опор.
С учетом указанных усилий производится расчет болтовых соеди-
нений корпусных деталей.
3.2.	Основные дефекты и износы гидромашин
Несмотря на высочайшее качество изготовления и сборки авиаци-
онных агрегатов, при их работе достаточно быстро обнаруживаются
конструктивные и производственно-технологические недостатки, след-
ствием которых являются дефекты, разрушения отдельных элементов
гидромашин или их повышенный износ. По виду разрушения все дефекты
можно условно разделить на две группы: дефекты, связанные с меха-
ническим разрушением, и дефекты, связанные с эрозионным разруше-
нием - "вымыванием".
В авиационной технике наиболее широко используются аксиально-
плунжерные и аксиально-поршневые гидромашины. Поэтому рассмотрим
основные дефекты и износы, возникающие при работе таких гидромашин.
Наибольшим износам и разрушениям подвергается плунжерная
(поршневая) группа насосов. Характерным примером может служить мас-
совое разрушение контактирующих поверхностей сферических головок
плунжеров и элементов наклонной шайбы в топливных насосах Ш-15,
ПН-28, НР-14Б и НР-7М в 60-70 годы.
Усталостное разрушение поверхности сферической головки плун-
жера, контактирующей с поверхностью наклонной шайбы агрегата, мо-
жет иметь различную форму: от микровыкрашивания (рис.3.22, Q ), со-
четания микро- и макровыкрашивания (рис. 3.22, 3) до макровыкраши-
вания (рис. 3.22,£ ).
Интересно отметить, что разрушение сферических головок наблю-
далось только для некоторых "избранных: плуикеров ротора насоса.
Количество таких плунжеров колебалось от одного до семи из девяти
штук в комплекте.
174
Рис.3,22. Формы выкрашивания поверхности сферической головки плунжеров (хб): Я - микровыкра-
шивание, наработка агрегата 200С часов в составе двигателя; S - микро- и макровыкрашивание,
наработка агрегата 1350 часов - стендовые безмоторный испытания; о - макровыкрашивание, на-
работка агрегата около 1500 часов, стендовые безмоторные испытания
Выкрашивание головок плунжеров происходило как в условиях
. ксплуатации, так и при проведении длительных стендовых моторных
безмоторных испытаний. В условиях летной эксплуатации агрега-
,ов ПН-15Б и ПН-28Б износ сферических головок плунжеров достигал
«,7 миллиметра. Дальнейшее разрушение сферической поверхности го-
ловки плунжера приводило к переходу места контакта о наклонной
шайбой на край сферы и, как следствие, к скалыванию материала и
прогрессивному разрушению*
В топливных насосах с плунжерами, имеющими сферические голов-
ки, наклонная шайба состояла из корпуса и упорного шарикового
подшипника, имеющего подвижное наружное кольцо и неподвижное внут-
реннее. При эксплуатации агрегатов подшипник наклонной шайбы имел
множество дефектов, среди которых основным являлось разрушение ко-
нической рабочей поверхности наружного кольца. Неоднократно наблю-
далось микровыкрашивание рабочей поверхности, пример которого по-
казан на рис.3.23.
Рис.3.23. Микровыкрашиванио (хб) конической
поверхности наружного кольца упорного под-
шипника В263813Б1 (наработка агрегата 2000
часов в составе двигателя)
Длительное время разрушение конической поверхности наружного
сольца подшипника наклонной шайбы, как и разрушение поверхностей
ферических головок плунжеров, связывалось с явлением "обгона",
х.е. с различием окружных скоростей плунжера и поверхности наруж-
,иго кольца. Для изменения обгона использовалось смещение оси
подшипника наклонной шайбы по отношению к оси ротора в сторону
зоны нагнетания или в сторону зоны всасывания до 1,2 мм. При этом
наблюдались различные формы разрушения рабочей поверхности наруж-
176
нс.3.24. примеры разрушения рабочей поверхности наружного кольца упорного, подшипника наклонной шайбы
л?рогато/. « - локальная выработка в районе контакта плунжеров с шайбой; О , 5 - ’’серпы'*, образован-
ные ^тун'кора^и на конической поверхности наружного кольца
него кольца подшипника - от повышенного износа, достигающего
0,1-0,15 мм, до образования локальной выработки и появления
"серпов’*.
На рис. 3.24 показаны формы разрушения рабочей поверхности
наружного кольца подшипника наклонной шайбы.
Наряду с показанным выше разрушением конической рабочей по-
верхности упорного подшипника неоднократно наблюдалось усталост-
ное выкрашивание поверхностей беговых дорожек наружного и внут-
ренних колец
и выкрашивание на отдельных шариках (рис. 3.25).
Рис.3.25. Примеры усталостного разрушения сетевой дорожки
ружного кольца IU) и поверхности шарика ( 5) подшипника
рхности
клоннои шайбы
на-
на-
При разработке решений,
уменьшение влияния факторов,
ловок плунжеров и разрушение
направленных на устранение или на
вызывающих разрушение сферических го-
деталей упорного подшипника наклонной
И
айбы, были заменены материалы плунжера - сталь ХВГ на сталь Х12м
и подвижного кольца упорного подшипника - сталь ШХ-15 на сталь
ЭИ-347Ш.
178
инк
износ
дв-
ойная о при работе топливных насосов, имеющих плунжеры и де-
тали упорных подшипников, выполненные из новых материалов, неод-
нократно наблюдались случаи разрушения, аналогичные вышепока-
зэнным.
Для устранения дефектов были вынуждены изменить конструкцию
плунжеров и конструкцию самого насоса. Были созданы насосы,
щие плунжеры с подпятниками и наклонные шайбы без упорных
шинников.
Однако в новых авиационных насооах появился повышенный
сферического соединения пары плунжер - подпятник, т.е. один
ект сменился другим.
С увеличением ресурса агрегатов изнооы сферического соедине-
ния растут (ом. рис.3.26), и зазор в соединении может достигать
величин 0,5-1,0 мм. Плунжер с подпятником не восстанавливается,
поэтому при ремонте агрегатов вое плунжеры бракуются и заменяют-
ся новыми.
имею-
ПОД—
LH
Рис.3.26. Изменение осевого зазора пары плун-
жер - подпятник в зависимости от времени экс-
плуатации агрегата (HP-30, НР-ЗОАР)
Анализ состояния плунжеров о подпятниками в гидромашинах об-
щепромышленного назначения производства зарубежных фирм, например
фирмы " Vlckezs ”, показывает, что повышенный изноо сферическо-
го соединения пары плунжер - подпятник является основным дефектом
179
В практике зарубежного авиационного агрегатостроения имели
место аналогичные дефекты, например, разрушение поршней и поршне-
вых уплотнительных колец на топливных насосах системы регулирова-
ния створок реактивного сопла двигателей фирмы Пратт-Уитни /17/.
Повышенные износы наблюдаются на рабочих поверхностях паль-
цев наклонной
п
айбы, при помощи которых она крепится в корпусе
насоса. Наибольшему износу подвергается палец, расположенный на
стороне нагнетания. При эксплуатации агрегатов имеются случаи
полного разрушения пальцев наклонной
айбы. На рис.3.27 показан
вид разрушения пальца топливного насоса.
и
Рис.3.27. Разрушение
1 пальца наклонной
айбы агрегата НД-55
Неоднократно наблюдались повышенные износы деталей, непо-
средственно связанных о наклонной
айбой насоса - штока серво-
180
поршня, штифта серьги сервопоршня и др. Достаточно часто встре-
чающимся дефектом роторов авиационных гидромашин является разру-
шение опор - подшипников качения.
При этом отмечается выкрашивание поверхности тел качения -
шариков или роликов и разрушение поверхностей беговых дорожек на
ружного и внутреннего колец. Такие дефекты имеют место в агрега-
тах НП-72М, НП-43, НР-ЗОКУ/КП и др.
На рис.3.28 показаны данные по отбраковке деталей авиацион-
ных топливных насосов по причине повышенного износа, зарегистри-
рованные на ремонтном предприятии. Из рисунка следует, что при
эксплуатации насосов имели место постоянно появляющиеся дефекты,
которые не устранялись при доводке и совершенствовании агрегатов
Рис.3.28. Данные по отбраковке деталей топливных насо-
сов HP-54, НР-54Ф и НР-54Ф2: 1 - палец наклонной шай-
бы; 2 - рессора; 3 - шток сервопоршня; 4 - сепаратор
При анализе причин появления дефектов и разрушений элемен-
тов и деталей авиационных гидромашин неоднократно обращались к
металлургическому анализу и к оценке качества технологических
процессов изготовления. В большинстве случаев было установлено
отсутствие дефектов металлургического и технологического проис-
хождения в местах выкрашивания поверхностей сферических головок
плунжеров, на участках выкрашивания тел качения и беговых доро-
жек подшипников.
В технических заключениях неоднократно подчер-
181
кивалооь, что выкрашивание и разрушение деталей наоооов имело
явно выраженный уоталостный характер.
Однако уоталоотные проявления в материалах возможны только
при действии динамических нагрузок и их нельзя объяснить только
отатичеокими воздействиями.
Вторую группу дефектов составляют эрозионные разрушения,
связанные в определенной мере о кавитационными явлениями в кана-
лах гидромашин. Эрозионному разрушению подвергаются в основном
бронзовые детали гидромашин. Если блок цилиндров или ротор выпол-
нены из бронзы, то эрозионное "вымывание" наблюдается на стенках
отверстий рабочих цилиндров в виде язвин или раковин или
дит разрушение кромок отверотий цилиндров, выходящих на рабочий
торец блока. Примеры эрозионного разрушения блока цилиндров авиа-
ционных топливных наоооов показаны на рио.3.29.
Эрозионные разрушения блока цилиндров неоднократно отмеча-
лись при летной эксплуатации топливных агрегатов: ПН-15Б, ПН-28Б,
происхо-
Если блок гидромашины стальной, а распределительный золотник
ротора - бронзовый, то эрозионному разрушению подвергается пос-
ледний. Эрозионное разрушение наблюдается в ооновном на перемыч-
ках золотника в районах НМГ и ШГ и имеет вид либо одной большой
язвины или множества малых и больших язвин. В ряде случаев эрози-
онное разрушение полностью "копировало" форму отверстия цилиндра,
оставляя на поверхности золотника овоеобразный отпечаток. Практи-
ка экоплуатации и доводки авиационных топливных агрегатов показы-
вает, что интенсивность эрозионного разрушения деталей гидрома-
шин зависит от рабочего давления и чаототы вращения ротора и рас-
тет о их увеличением. Одновременно отмечается влияние ресурса ра-
боты агрегата на увеличение интенсивности эрозионного разрушения.
На рис. 3.30 и 3.31 представлены образцы распределительных
золотников топливных наоооов, имеющие эрозионное разрушение -
"вымывание".
Анализ состояния районов эрозионного "вымывания" в топливных
наоооах показывает, что разрушения такого типа возможны только
при наличии ударных бросков расхода, сопровождающих быстропроте-
кающие динамические процессы.
lilts
182
Л!
Рис. 3.29. Эрозионное разрушение, блока ци-
линдров топливных насосов: а , О - ротор
насоса НР-ЗОАР; о - ротор насоса НР-ЗОКУ/КП
183
Рис.3»30. Эрозионное разрушение торцевого распределительного золот-
ника топливного насоса НС-3048М ( л = 4000 об/мин, А =21,0 МПа,
Р1 = 0,3 МПа): а - район НМТ; 5 - район ВМТ
Рис.3.31. Эрозионное разрушение торцевого распределительного золот-
ника топливного агрегата РПП0-30 ( /2 = 4000 сб/мин, А = 3,3 МПа,
= 0,6 МПа)	z
184
Таким образом, характер основных дефектов и взносов авиаци-
онных аксиально-плунжерных и аксиально-поршне вых гидромашин под-
тверждает наличие быстропротекакщих динамических процессов при
их работе.
3.3.	Экспериментальное исследование нагрузок
в быстроходных объемных гидромашинах
Наличие значительных дефектов и изнсссв, появляющихся при
эксплуатации авиационных объемных гидромашин, вызывает необходи-
мость определения и учета реальных нагрузок, действующих на эле-
менты этих агрегатов. Однако до настоящего времени такие данные
практически отсутствуют в технической литературе. Поэтому большой
интерес представляют материалы экспериментальных работ, выполнен-
ные в 70-е годы в Пермском агрегатном конструкторском бюро*, по
определению усилий, действующих на плунжеры топливного насоса
НР-14Б. Для исследований были специально препарированы ротор на-
соса и упорный подшипник наклонной шайбы. На роторе агрегата, в
области плунжерного отверстия выполнены две фрезеровки, одна в
районе нижней части цилиндра, а другая - в районе переднего тор-
ца, там, где плунжер выходит иэ отверстия цилиндра. Фрезеровки
предназначены для уменьшения толщины стенки цилиндра до 2,5 мм.
В районах фрезеровок на стенку цилиндра наклеены тензодатчики,
проводники от которых через полую шлицевую рессору выведены на
ртутный токосъемник.
На неподвижном кольце упорного подшипника выполнено специ-
альное занижение глубиной 5 мм, в котором приклеен тензодатчик.
За счет этого занижения на неподвижном кольце образована тонко-
стенная балочка, которая прогибается при прохождении по ней шари-
ка, передающего усилие со стороны плунжера. Проводники от тензо-
датчика выведены через специальное сверление в пальце наклон-
ной шайбы.
Размещение тензодатчиков на роторе и на наклонной шайбе пре-
парированного насоса показано на рис.3.32.
^Материалы любезно предоставлены автору руководством Перм-
ского /агрегатного конструкторского бюро.
185
Рис.3.32. Препарированный топливный
насос НР-14Б: / - неподвижное коль-
цо подшипника наклонной шайбы; 2 -
плунжер; J - верхний тензодатчик;
4 - ротор (блок цилиндров;; 5 - ниж-
ний тензодатчик; о - распределитель-
ный золотник; 7 - полая шлицевая рес-
сора; 8 - электрические проводники;
у - подвижное кольцо подшипника на-
клонной шайбы; 10 - тензодатчик не-
подвижного кольца; // - электричес-
кие проводники
Исследования проведены при частоте вращения ротора /2 =
- 2000 и 4260 об/мин, при каждом значении давления на стороне на-
гнетания Р% = 2,0; 4,0; 6,0; 8,0; 10,0 МПа. Все режимы выполня-
лись при двух углах наклона шайбы:	= 5 и 15°,
На рис.3.33 показан образец осциллограммы, полученной при
проведении экспериментального исследования. Анализ осциллограммы
позволяет отметить следующее.
Нижний тензодатчик (кр. 2 ) регистрирует изменение деформации
стенки цилиндра насоса под действием рабочего давления. Поэтому
кривая, полученная этим тензодатчиком, показывает изменение давле-
186
ния в полости цилиндра. При переходе цилиндра из зоны всасывания
в зону нагнетания происходит ударное повышение давления, причем
пиковое значение значительно превосходит среднее. После пика в зо-
не нагнетания наблюдаются колебания давления с плунжерной часто-
той. Характер кривой для зоны нагнетания точно соответствует инди-
каторной диаграмме, сдеформированной по горизонтальной оси, при
наличии высокочастотного демпфирования. При переходе цилиндра из
зоны нагнетания в зону всасывания давление в его полости мгновенно
снижается, практически до нулевого значения. Затем возрастает до
некоторой величины. В зоне всасывания отмечаются колебания давле-
ния с плунжерной частотой. Так как давление одновременно передает-
ся на торец плунжера, то можно утверждать, что усилие, действующее
на плунжер со стороны цилиндра, изменяется аналогично.
Рис.3.33. Осциллограмма, полученная при помощи
тензодатчиков: / , 2 - изменение деформации отен-
ки цилиндра в районе вылета плунжера (верхний
тензодатчик) и в нижней части цилиндра (нижний
тензодатчик); 3 - изменение деформации упругой
баночки на неподвижном кольце упорного подшипни-
ка наклонной шайбы
Верхний тензодатчик (см. рис.3.33, кр./ ) показывает измене-
ние деформации стенки цилицдра насоса под действием бокового уси-
лия плунжера. При переходе цилиндра из зоны всасывания в зону на-
187
гнетания это усилив ударным образом возрастает, достигает макси-
мального значения, а затем снижается. В конце зоны нагнетания бо-
ковое усилие плунжера несколько увеличивается. Характер изменения
бокового усилия плунжера показывает, что ударное повышение давле-
ния в полости цилиндра воспринимается не только его стенками, но
и самим плунжером. Снижение бокового усилия плунжера в зоне нагне-
чтания свидетельствует о его самоцентрировании в отверстии ци-
линдра под действием высокого давления.
При выходе цилиндра из зоны нагнетания наблюдается мгновен-
ное падение бокового усилия плунжера. Такое явление возможно
только при отрыве плунжера от наклонной шайбы. Далее в зоне вса-
сывания боковое уоилие плунжера плавно нарастает, достигая значе-
ния, близкого к величине усилия на стороне нагнетания.
Таким образом, при работе насоса усилия, действующие на плун-
жер, имеют явно выраженный динамический характер и определяются
изменением давления в полости цилиндра.
Сравнение полученных значений усилий, действующих на плун-
жер, с величиной, определяемой статическим давлением, показывает,
что значения реальных усилий на 20-40 % превышают статические.
Кривая изменения усилия, передающегося со стороны плунжерной
группы на наклонную шайбу, характеризуется наличием колебаний с
плунжерной частотой. Последнее подтверждает факт передачи пульса-
ции давления из полости цилиндра на наклонную шайбу и далее на
корпус насоса.
Несмотря на то, что при эксперименте было допущено высокочас-
тотное демпфирование как за счет организации измерения, так и за
счет применения достаточно низкочастотной измерительной аппарату-
ры (частота f до 1000 Гц), экспериментальные данные достаточно
полно отражают реальные процессы, происходящие при работе быстро-
ходной гидрома
пг,
:ны.
Рассмотренные материалы прекрасно дополняются данными, полу-
ченными при измерении вибрации на отдельных элементах работающего
насоса и при измерении генерируемого им шума.
Наиболее интересной можно считать работу X.Shindo, E.KojimQ
и M'ShlRClda	/83/, в которой представлены результаты измерения
вибрации на наклонной шайбе (4 точки), на пальцах наклонной шайбы
188
(6 точек), на механизме управления наклонной шайбой (4 точки) и
на задней крышке корпуса насоса (2 точки).
На рис.3.34 показаны спектрограммы виброускорений, получен-
ные при помощи датчиков, установленных на наклонной игайбе (точки
А и D , и датчика, установленного в непосредственной близости
от наклонной шайбы (точка М ).
Анализируя показанные спектрограммы, можно убедиться в том,
что на наклонную шайбу со стороны плунжеров передается достаточно
189
сложный сигнал, в составе спектра которого наблюдается до двух
десятков гармоник
в диапазоне от основной плунжерной
частоты
У/ = 220 Гц до частоты / = 5000 Гц.
Несмотря на то, что в работе отсутствует спектрограмма пуль-
сации давления на стороне нагнетания насоса, все вибродатчики на
наклонной шайбе показывают примерно одинаковый состав спектра
виброускорений. Очевидно такой же состав должен иметь и спектр
пульсации давления.
Сравнивая спектрограммы виброускорений, замеренных датчика-
ми, установленными на наклонной шайбе, можно отметить резкое уве-
личение амплитуд гармоник в диапазоне от основной частоты до час-
тоты около 2000 Гц для датчика, расположенного в точке D , соот-
ветствующей нижней части наклонной шайбы. Такое положение свиде-
тельствует о том, что на нижней части наклонной шайбы имеет место
максимальная по амплитуде вибрация.
Более того, если в составе спектра виброускорения, получен-
ного датчиком в точке А , максимальной по амплитуде является шес-
тая гармоника, то в спектрограмме виброускорения датчика в точ-
ке D максимальной до амплитуде является уже седьмая гармоника,
имеющая частоту f ~ 1540 Гц. Аналогичная картина наблюдается и
в составе спектра виброускорений датчика М .
Возбуждение седьмой гармоники в составе спектра виброускоре-
ний показывает, что её частота является резонансной для наклонной
шайбы насоса и соответствует частоте её собственных колебаний.
Очень интересная картина наблюдается в составе спектра виброуско-
рений, замеренных датчиками, установленными на пальцах наклонной
шайбы (рис.3.35).
Рис.3.35. Спектрограмма виброускорений для датчи-
ка, установленного на пальце наклонной шайбы в
точке Е (зона нагнетания)
190
В диапазоне от основной' частоты до частоты около 3000 Гц
иксируется примерно такой же состав спектра» как и для точки
наклонной
н
айбы. Однако для частот выше 3000 Гц наблюдается рез-
кое увеличение амплитуд всех гармоник. При этом семнадцатая гар-
моника С/ - 3740 Гц) приобретает наибольшую амплитуду. Возбуж-
дение указанной гармоники свидетельствует о том, что такая часто-
та является резонансной для пальцев наклонной шайбы.
На рис.3.36 показана спектрограмма виброускорений, получен-
ная датчиком, установленным на задней крышке насоса.
Рис.3.36.Спектрограмма виброускорений для датчи-
ка, установленного на задней крышке насоса в
точке Д
По своему виду эта спектрограмма отличается от всех выше-
рассмотренных. В её составе имеются все вышеотмеченные гармони-
ки, но максимальной амплитудой обладает десятая гармоника, соот-
ветствующая частоте 2200 Гц.
Возбуждение указанной гармоники показывает, что её частота
является резонансной для задней крышки насоса.
Таким образом, во всех рассмотренных случаях полигармони-
ческое нагружение элементов работающего насоса сопровождается
возбуждением их собственных частот колебаний и появлением резо-
наноных условий работы.
В работе К. У от аисhl и Т. У а та то to /90/ приведены
некоторые материалы по измерению пульсации давления, виброуско-
рений и шума работающего насоса.
191
На рис. 3.37 показана спектрограмма пульсации давления на сто-
роне нагнетания испытанного насоса. Из рисунка следует, что в со-
ставе спектра пульсации давления в диапазоне от основной плунжер-
ной частоты 180 Их до частоты около 3000 Их наблюдается шестнад-
цать плунжерных гармоник. При этом наибольшими амплитудами облада-
ют первая, вторая и седьмая гармоники.
Рис.3.37. Спектрограмма пульса-
ции давления на нагнетании плун-
жерного насоса
Рис.3.38. Спектрограмма вибро-
ускорений для наклонной шайбы
насоса

На рис. 3.38 показана спектрограмма виброускорений для наклон-
ной шайбы насоса. По своему виду спектрограмма аналогична спектро-
граммам, рассмотренным выше. В её составе присутствует множество
гармоник, имеющих частоту от основной плунжерной до 2000 Гц.
Наибольшей амплитудой обладает девятая гармоника, имеющая час-
тоту 1620 Их. Очевидно эта частота равна частоте собственных коле-
баний наклонной шайбы и соответствует резонансным условиям её
работы.
Следует отметить близость собственных частот для наклонных
двух достаточно близких по конструкции насосов.
На рис. 3.40 показаны спектрограмма виброускорений корпуса на-
и спектрограмма шума, излучаемого корпусом.
Сравнение спектрограмм виброускорений для наклонной шайбы (см.
3.38) и для корпуса насоса показывает, что при передаче уси-
шайб
coca
рис.
лий со стороны плунжеров к наклонной шайбе и далее к корпусу насо-
са происходит» с одной стороны, значительное их ослабление, а с
192
другой - изменяется распределение амплитуд гармоник. Однако макси-
мальное значение амплитуды сохраняется доя девятой гармоники.
Сравнение между собой спектрограммы шума, излучаемого насосом, и
спектрограммы виброускорений его корпуса свидетельствует об их
достаточном подобии.
Рис.3.39. Спектрограммы: а - шума, излучаемого насосом; 5 -
виброускорений его корпуса
О 1,0 2р
В работе	и R.A.H&ZOn представлены дан-
ные по изучению шума, генерируемого объемными насосами. На
рис.3.40 показаны спектрограмма пульсации давления на стороне
нагнетания и спектрограмма уровня звукового давления для плун-
жерного насоса, а на рис.3.41 - аналогичные спектрограммы для
шестеренного насоса с внешним зацеплением.
Анализ представленных спектрограмм показывает, что как для
плунжерного, так и доя шестеренного насосов в составе спектра
пульсации давления присутствует около двух десятков гармоник с
частотой, кратной основной частоте. При передаче усилий со сторо-
ны рабочих органов гидромашин на корпус агрегата и при преобразо-
вании их в излучаемый шум сохраняется общая закономерность изме-
нения амплитуд по крайней мере для первых трех-четырех гармоник.
Дня более высоких гармоник наблюдается значительное измене-
ние закономерности амплитуд и резкое выделение амплитуд г —моник,
попадающих в резонансные условия.
193
Рис. 3.40» Спектрограммы: Q - пульсации
давления на стороне нагнетания; о -
уровня звукового давления для плунжер-
ного насоса ( Z = 9; л = 1680 об/мин;
Pl - 27,5 МПа)
Таким образом, экспериментальные данные убедительно доказы-
вают, что основной причиной пульсации давления и расхода на сто-
роне нагнетания, причиной вибрации узлов и деталей гидромашины,
излучаемого шума является её рабочий процесс.
Спектр шума гидромашины и спектр виброускорений её деталей
и корпуса определяются теми же гармониками, которые входят в со-
став спектра пульсации давления на стороне нагнетания.
194
170 ------------------------------------------
0 1ft а 2ft 3ft
Рис.3.41. Спектрограммы: Q - пульсации
давления на стороне нагнетания; О -
уровня звукового давления для шестерен-
ного насоса (Ж « 8: п. = 2500 об/мин;
17,2 .МПа)
Однако в составе спектра шума
рений отмечается перераспределение
вызванное резонансным возбуждением
и в составе спектра виброуско-
по величине амплитуд гармоник,
отдельных деталей и наложением
сигналов со стороны других источников колебаний: подшипников, зуб-
чатых и в
н
лицевых соединений, кавитации.
3.4.	Динамическая нагруженность быстроходных
объемных гидромашин
В результате теоретического и экспериментального исследований
установлено, что давление на стороне нагнетания работающего объем-
ного насоса является пульсирующей величиной, в составе
которой
присутствуют как постоянная, так и переменная составляющие» В ка-
честве постоянной составляющей выступает среднее давление на сто-
195
роне нагнетания Рцср » а в качестве переменной - динамическая
составляющая aP&jh » т.е*
Pitt)-Ргср* .	(3.140)	;
Давление р2(1) определяет усилие, действующее на элементы рабо- |
чего органа гидромашины:	j
FpdD-Cp-p^t),
где Ср
- коз
мн
ициент пропорциональности. Это усилие также можно
V V
Ж Л
представить как сумму постоянной и переменной составляющих:
Ppi (i) - Fpcp
Если учесть, что в составе спектра динамической составляющей
давления помимо основной присутствуют высокочастотные гармоники,
с частотой, кратной основной частоте:
п
*Рам-^ДРп^(Ш)1*<рп),	(3.I4I)
где АРд - амплитуда л -й гармоники; - фаза для Л -й гармо-
ни, то усилие, действующее на элементы рабочего органа, может
быть представлено в виде
п
Fpi(t) = Fpcp★ Ср ^лрп-Sin(na)t + (?„).	(3.142)
При воздействии усилия Рр[(£) на детали рабочего органа
гидромашины: плунжер с подпятником, поршень и шатун, пластинку и
т.д., наибольшие осложнения вызывает его динамическая составляю-
щая, имеющая волновой, ударный характер. Эта составляющая возбуж-
дает в теле детали рабочего органа ударную волну, на фронте кото-
рой переносятся приращения скорости материала и напря-
жения Д б?/ .
Для материала рабочего органа гидромашины, как для упругой
среды, справедливо акустическое соотношение /6/
196

(3.143)
где - скорость звука для материала; - плотность материа-
ла; - величина, аналогичная расходу,	;
5д - площадь поперечного сечения детали.
Q * рм
Множитель —является импедансом - акустическим со-
противлением для волновода, каким служит рассматриваемая деталь.
В районе контакта сфера и плоскости, цилиндра и плоскости
или сфер малого и большого диаметров при площади контакта
-* 0, импеданс приобретает очень большие значения и становится
акустической неоднородностью. В зоне акустической неоднородности
происходит отражение ударной волны как от жесткой преграды п со-
ответствующее увеличение напряжений Д 0^ , приводящее к накоп-
лению усталости и, как следствие, к разрушению контактирующих по-
верхностей. Этот процесс усугубляется тем, что в спектре динами-
ческой составляющей содержатся высокочастотные гармоники.
Таким образом, в деталях рабочего органа объемных гидрома-
шин, имеющих указанные выше акустические неоднородности, при воз-
действии динамической составляющей усилия возникают очаги повы-
шенных напряжений.
Помимо этого в зоне акустической неоднородности происходит
разрыв пленки жидкости в зазоре и нарушаются условия гидродинами-
ческого режима работы соединения.
Наиболее сложное положение наблюдается для пластинок шибер-
ного насоса. Разрыв тончайшей пленки жидкости в районе контакта
пластинки и статора сопровождается локальным соприкосновением ма-
териалов этих деталей и их схватыванием.
Определенную неприятность представляет нагружение пластинки
динамической составляющей усилия, вызывающее
ее перекладку в па-
зу ротора и, как следствие, разрыв жидкостной пленки в зоне кон-
такта со статором.
Усилия Fpi (t) передаются на все узлы и детали гидромашины
и прежде всего на её ротор.
197
Как отмечалось, ротор гидромашины можно рассматривать как
вращающуюся балку, имеющую шарнирные_ опоры по концам, нагрузку
которой составляют главный вектор (поперечное усилие), из-
гибающий момент 7с и осевое усилие • Главный вектор, глав-
ный момент и осевое усилие являются функциями Fpi(t) и содер-
жат как пастаяняые, так и переменные составляющие, т.е.
£ = fiCniot);	(3.144)
£ = ТКСр *	;	(3.145)
Foe"3* Foeср+ FqcCncvt) f	(3.146)
zep , ^осф - постоянные составляющие; l^Cnevt) ,
Fqc (nevi) - переменные составляющие.

Переменные составляющие главного вектора, главного момента
и осевого усилия действуют на вращающуюся балку-ротор как возмуща-
ющие факторы, вызывая вынужденные колебания. При этом имеется ве-
роятность близости частоты собственных колебаний ротора гидромаши-
ны и частоты возмущающего усилия или момента ввиду их политармони-
ческого состава.
Переменные составляющие усилий и моментов, действующие на
вращающуюся балку-ротор, определяют динамический характер нагру-
зок на её опоры - подшипники.
Присутствие высокочастотных составляющих в нагрузке опор ро-
тора обусловливает нежелательность, а в ряде случаев и невозмож-
ность применения подшипников качения, весьма чувствительных к ди-
намическим нагрузкам.
Широкое применение подшипников скольжения в объемных гидрома-
шинах в нашей стране и за рубежом как раз и связано со стремлени-
ем уменьшить отрицательное воздействие динамических нагрузок.
Одновременно с этим переменная составляющая осевого усилия
воздействует непосредственно на ротор - блок цилиндров гидромаши-
ны, вызывая его продольные колебания. При этом также возможен
разрыв гидравлической пленки в зазоре между вращающейся и непод-
вижной деталями, например между блоком цилиндров и торцевым рас-
пре дели тельным золотником.
198

Следующим элементом объемной гидромашины, непосредотвенно
воспринимающим усилия Fpi (t) со стероны рабочего органа, яв-
ляется упорный узел (наклонная шайба, люлька блока цилиндров и
кольцо статора). Упорный узел насоса можно в общем случае рас-
сматривать как криволинейную статически определимую или статичес-
ки _не определимую балку с опорами, нагруженную системой усилий
Fpl (t) или их равнодействующей Fp^(i)
За счет действия переменных составляющих усилий на упорном
узле-балке возникают вынужденные изгибные колебания, и при бли-
зости частот вынужденных и собственных колебаний появляются ре-
зонансные условия.
Как и на роторе гидромашины, переменные составляющие усилий
упорного узла определяют динамический характер нагрузки на его
опорах. В предыдущем разделе показано, что под действием динами-
ческих нагрузок со стороны рабочего органа могут возбуждаться и
попадать в резонансные условия и другие
пальцы наклонной шайбы,
так далее.
Таким образом, при
машин следует учитывать
процесса, так и динамические характеристики основных узлов и
элементов агрегата.
элементы гидромашины:
участки корпуса, задняя крышка насоса и
и
разработке быстроходных объемных гидро -
как особенности их реального рабочего
4. НЕКОТОРЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПОВЫШЕНИЯ РЕСУРСА
И НАДЕЖНОСТИ АВИАЦИОННЫХ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОМАШИН
Как отмечалось выше, при создании современных боевых и граж-
данских самолетов для улучшения динамических характеристик систем
управления и для уменьшения геометрических размеров и массы агре-
гатов приходится форсировать гидравлические насосы по давлению.
В настоящее время проходят опытную доводку гидравлические системы
и насосы с рабочим давлением =35,0 МПа, а на очереди - сис-
темы с рабочим давлением =56 МПа и выше. По этим же причи-
нам значительно увеличено рабочее давление в системах механизации
двигателя, работающих на керосине.
199
В системах топливоподачи основного и форсажного контуров
двигателя сохраняется умеренный уровень рабочего давления до
Pz =10,0 МПа. Однако наблюдается значительное увеличение рас-
хода топлива - до (20.. .25)*Ю3 кг/ч. Для обеспечения минималь-
ных размеров и массы топливные насосы приходится форсировать по
частоте вращения до п ~ 6000...10000 об/мин и более.
При форсировании объемных гидромашин по давлению и по часто-
те вращения ротора увеличивается интенсивность динамических про-
цессов на всасывании и на нагнетании и, естественно, возрастает
уровень динамических нагрузок, действующих на их детали и узлы.
Дня обеспечения работоспособности и надежности форсирован-
ных объемных гидромашин необходимо снижать динамические нагрузки.
Кроме того, анализ статической и динамической нагруженности
элементов существующих авиационных гидромашин, наличие дефектов
и износов при их эксплуатации свидетельствуют о нерешенности мно-
гих проблем надежности указанных агрегатов.
Для решения таких проблем требуются: определенный пересмотр
оценок совершенства конструкции качающего узла насоса и выбор ре-
шений, обеспечивающих уменьшение динамических нагрузок или мень-
шую чувствительность конструкции агрегата к действию таких на-
грузок.
В связи с этим необходимы разработка новых технических тре-
бований к гидромашинам и определение новых видов их испытаний,
обеспечивающих объективную оценку собственного вклада гидроагре-
гата в динамические процессы. При этом следует учитывать новые
подходы к оценке влияния гидравлической системы объекта, работа-
ющей совместно с насосом.
4.1. Методы оценки ресурса и надежности
авиационных гидромашин
Для оценки ресурса и надежности авиационных гидромашин на
стадии опытного производства проводятся различного вида испыта-
ния, включающие экспериментальную доводку качающего узла, про-
верку его выходных (функциональных) характеристик и параметров
и испытания на первоначальный ресурс, на двойной или тройной
первоначальный ресурс.
200
В числе последних предусмотрены как длительные, так и уско-
ренные виды испытаний.
Финишными являются государственные стендовые испытания гид-
ромашин в составе двигателя или в составе летательного аппарата.
В серийном производстве проводятся приемно-сдаточные и пери-
одические испытания, которые могут быть как длительными, так и
ускоренными.
Для большинства ресурсных испытаний гидромашин характерно
комплексное воздействие внешних возмущающих факторов, в числе
которых:
-	изменение частоты вращения ротора;
-	изменение давления на стороне нагнетания;
-	изменение давления на стороне всасывания;
- изменение
температуры
рабочей жидкости;
- изменение
температуры и давления окружающей среды;
- изменение
вибраций на
ланцах крепления агрегатов;
-	введение воздуха в отдельные полости агрегатов.
В ряде случаев при испытании гидромашин учитывается эксплуа-
тационный цикл работы летательного аппарата.
Для этого определяется время работы силовой установки на от-
дельных участках типового полета летательного аппарата: запуска,
руления, разбега, набора высоты, горизонтального полета, снижения,
посадки, заруливания на стоянку и остановки.
Для каждого участка типового полета устанавливается режим
работы гидроагрегата: давление на всасывании и на нагнетании, час-
тота вращения ротора, температура рабочей жидкости и другие пара-
метры.
При ресурсных испытаниях обеспечивается
ческих и динамических характеристик объекта,
лены гидрома
игл
аы, а в наиболее ответственных
моделирование стати-
на котором установ-
случаях на экспери-
ментальных стендах применяются напорные трубопроводы гидросистемы
объекта.
Однако полное моделирование гидравлической системы объекта в
большинстве случаев отсутствует.
В опытном и в серийном производстве чаще всего используют
стенды с замкнутой кольцевой гидросистемой, динамические характе-
201
ристики которой не соответствуют реальным характеристикам гидро-
системы объекта*
При испытаниях не контролируется состав рабочей жидкости,
являющейся в большинстве случаев двухфазной средой, и не опреде-
ляются её упругие свойства - скорость звука или модуль упругости.
Не обеспечивается адекватность упругих свойств жидкости при Испы-
тании гидроагрегата на стенде и при его работе на объекте.
До последнего времени при ресурсных испытаниях не контроли-
руются пульсации давления или расхода на всасывании и на нагнета-
нии гидромашины: не оценивается уровень пульсаций и не определя-
ется их спектральный состав.
В результате отмеченных особенностей не контролируется и в
большинстве случаев не обеспечивается реальная нагрузка гидрома-
шины.
Примером такого положения может служить применение некоторы-
ми фирмами при ресурсных испытаниях пульсаторов давления, генери-
рующих плунжерную гармонику с различной амплитудой, невзирая на
то, что на стороне нагнетания насоса автоматически генерируется
такая же гармоника. В результате в гидросистему испытательного
стенда оказываются одновременно включенными два различных источ-
ника пульсирующего давления и расхода, что только усложняет дина-
мическое нагружение гидромашины, но не гарантирует максимальных
нагруз ок.
Другим примером могут служить официальные методики ускорен-
ных испытаний, изданные в последнее время. Одна из них посвящена
определению режимов ускоренных ресурсных испытаний авиационных
гидравлических насосов /39/, а другая - определению режимов уско-
ренных испытаний плунжерных насосов топливных систем /50/. Обе
методики содержат много общего и имеют одинаковые недостатки.
Для обеспечения ускорения испытаний методики рекомендуют уве-
личенные стационарные значения: частоты вращения ротора, давления
нагнетания, температуры рабочей жидкости и температуры окружающей
Однако при этом предельное значение частоты вращения ротора
устанавливается из условий обеспечения бескавитационной работы на-
соса, прижима подпятников плунжеров к поверхности наклонной шайбы
и блок^ цилиндров к распределительному золотнику.
202
Предельное значение давления нагнетания устанавливается из
условия обеспечения усталостной прочности деталей агрегата.
Обе методики в качестве основного рассматривают цикл нагру-
жения агрегата, соответствующий типовому полетному циклу, или
часовой цикл загрузки насоса по расходу, по частоте вращения ро-
тора, по температуре окружающей среды и рабочей жидкости.
По результатам ускоренных ресурсных испытаний рассматрива-
ются:
-	износ поверхностей деталей;
-	накопление усталостных повреждений;
-	накопление остаточных деформаций;
-	старение материалов;
-	изменение характеристик пружин и т.д.
И при этом совершенно не учитывается пульсирующий характер
изменения расхода и давления на всасывании и на нагнетании агре-
гата, а также спектральный состав пульсации давления.
4.2. Новые требования к быстроходным авиационным
гидромашинам и новые виды их испытаний
Основными требованиями, предъявляемыми к быстроходным авиа-
ционным гидромашинам, являются требования обеспечения заданных
эксплуатационных характеристик и параметров, к числу которых
относятся:
-	производительность (расход) или диапазон изменения произ-
водительности;
-	рабочее давление;
-	частота вращения ротора;
-	работоспособность на определенном виде рабочей жидкости;
-	минимальное давление на входе;
-	температура рабочей жидкости и температура окружаю-
щей среды;
-	коэффициент полезного действия и т.д.
ряде случаев к этим требованиям могут добавляться до-
полнительные.
203
Интенсивное форсирование авиационных гидромашин по давлению
или по расходу и частоте вращения ротора, отмеченное выше, выдви-
нуло ряд новых требований, в числе которых требование ограничения
пульсации давления на стороне нагнетания агрегата.
Следует отметить, что до последнего времени среди разработ-
чиков авиационных объемных гидромашин отсутствует единое мнение
о величине допустимого размаха пульсации. Военный стандарт США и
мевдунароный стандарт по насосам авиационных гидравлических сис-
тем /73/ устанавливают допустимое значение размаха пульсации на
стороне нагнетания - +10 % от номинального давления - и значение
пикового давления при перерегулировании - до 135 % от рабочего
давления. Анализ, выполненный на ряде агрегатных фирм США, зани-
мающихся разработкой насосов высокого давления, показал, что для
агрегатов с давлением р% =56,0 МПа значение размаха пульсации
должно быть уменьшено до ±6,0 % (7,0 МПа), а значение пикового
давления до ПО % (61,6 МПа).
В результате длительных поисковых работ установлено, что ос-
новным элементом объемного насоса, ответственным за пульсацию дав-
ления и расхода как на стороне нагнетания, так и на стороне всасы-
вания, является его фазораопределение. Последнее, как известно,
определяется размерами перемычек в распределительном золотнике в
районах НМГ и ВМТ. Ниже будет показано, что при определенных раз-
мерах перемычек распределительного золотника и при специальном

илировании входных кромок напорного и
всасывающего окон мож-
но добиться значительного снижения размаха пульсации давления.
По нашим данным, на стороне нагнетания объемного насоса вполне
осуществимо снижение размаха пульсации давления до ( ДР% )£
6 (0,1-0,15) рЯ£р .
При специальном профилировании входной кромки напорного окна
золотника (применяется дросселирующая канавка прямоугольного сече-
ния) обеспечивается существенное уменьшение амплитуд высокочастот-
ных гармоник спектра пульсации. Последнее очень важно для уменьше-
ния динамической нагруженности деталей и узлов гцдромашины. Дейст-
вительно, согласно последним исследованиям в области динамического
нагружения металлоконструкций при наличии в нагрузке наряду с ос-
новной второй или даже третьей гармоник наблюдается значительное
204
снижение предела усталости материала /12,49,58/. Поэтому обеспе-
чение повышенного ресурса быстроходного объемного насоса невоз-
можно без устранения высокочастотных гармоник или без значитель-
ного уменьшения их амплитуд. По нашим данным, на стороне нагнета-
ния быстроходного объемного насоса возможно снижение амплитуд
высших гармоник спектра пульсации давления по отношению к ампли-
туде основной гармоники не менее чем на 10-15 дБ.
Пульсация давления и расхода на стороне всасывания быстро-
ходного объемного насоса до настоящего времени является мало изу-
ченным процессом.Не случайно, что в существующей нормативно-тех-
нической документации - методиках на испытания, стандартах, вклю-
чая и международные - вообще отсутствует упоминание об этих пуль-
сациях. В процессе поисковых работ нами было установлено, что для
работающего объемного насоса на стороне всасывания самым неприят-
ным моментом является не величина среднего давления, а близость
к нулю нижней границы размаха пульсации давления с ростом давле-
ния нагнетания (см. рис.2.15). При наличии последнего на стороне
всасывания объемного насоса развиваются кавитационные явления,
сопровождаемые интенсивной эрозией блока цилиндров или распреде-
лительного золотника. Для устранения этих явлений необходимо за
счет специального профилирования входной кромки всасывающего окна
распределительного золотника "приподнять” нижнюю границу размаха
пульсации давления и обеспечить минимальное значение мгновенного
давления ( Др^ >	0,1 МПа. При этом одновременно уменьша-
ется размах пульсации давления. По мере накопления эксперименталь-
ных данных для определенных типов объемных насосов можно будет
ввести ограничение по размаху пульсации давления на стороне всасы-
вания: Др, 4 (Драпах 
Таким образом, в результате поисковых работ определены новые
требования к быстроходным объемным насосам, которые для условий
максимально нагруженного режима устанавливают на стороне нагне-
тания:
-	размах пульсации давления ( Др^ ^тах^	Рмр ;
-	снижение амплитуд высших гармоник спектра пульсации давле-
ния по отношению к амплитуде основной гармоники не менее чем на
10-15 дБ;
205
на стороне всасывания:
-	допустимое значение минимального давления (Pt )т[П >
>0,1 МПа;
-	размах пульсации давления (	•
4.3.	Конструктивные решения для снижения
динамических нагрузок в объемных гидромашинах
Взаимозависимость реального рабочего процесса быстроходной
объемной гидромашины и её конструкции до настоящего времени оста-
ется малоизученной. Чаще всего наблюдается явно выраженное влия-
ние на конструкцию насоса или гидромотора персонального представ-
ления о рабочем процессе разработчика гидромашины.
Рассмотрим, как влияет конструктивное оформление важнейших
элементов гидромашины - распределительного золотника и рабочего
цилиндра - на её рабочий процесс и оценим возможности уменьшения
динамических нагрузок за счет конструкции указанных элементов.
До настоящего времени в авиационных топливных плунжерных на-
сосах применяется нулевое фазораспределение. При этом размеры,
определяющие положение отсечных окон распределительного золотни-
ка, задаются с высокой точностью: до +0,05 мм (рис.4.1,Q ).
Расчет поля допусков размеров золотника и ротора при условии
их соосного расположения и при условии расположения вертикальной
оси золотника в плоскости, проходящей через мертвые точки меха-
низма насоса, показывает, что при нахождении рабочего цилиндра в
НМГ и в ШГ возможно как минимальное перекрытие отверстия цилинд-
ра, так и его открытие. Иначе говоря, существующая система разме-
ров допускает открытие отверстия цилиндра со стороны зоны всасы-
вания при его нахождении в мертвых точках, что вызывает мгновен-
ный бросок жидкости через разгрузочные отверстия золотника из зо-
ны нагнетания, сопровождающийся увеличением пульсации давления и
активизацией эрозионных явлений.
Механическое и эрозионное разрушения элементов авиационных
топливных насосов, примеры которых показаны в предыдущей главе,
в большинстве случаев связаны с нулевым фазораспределением.
206

В процессе поисковых исследований была разработана и доведе-
на специальная конструкция торцевого распределительного золотника
быстроходного топливного плунжерного насоса (рис.4.1, ff).
Опытный золотник обеспечивает положительное перекрытие отвер-
стия цилиндра при его нахождении на перемычках золотника в районах
НИГ и ВМГ. Входные кромки напорного и всасывающего окон золотника
специально спрофилированы - выполнены в виде дроссельной канавки
прямоугольного сечения определенной глубины. Размеры и профиль ка-
навки в районе НМТ выбирались с учетом наибольшей подрезки
туд высокочастотных гармоник спектра пульсации давления на
нагнетания. При определении размеров дроссельной канавки в
ШГ учитывали возможность подъема минимального давления на
всасывания и обеспечение условия	0,1
Доводка опытных распределительных золотников и их испытания
ампли-
ст ороне
районе
стороне
выполнены на топливных насосах:
- НР-35-М и НД-55Ф, име:
ни;
(их по семь плунжеров и работающих
при давлениях до р2 = 10.. .14 МПа;
-	НС-3048, имеющем семь плунжеров и работающем при давле-
нии р2 = 21,0 МПа;
-	НР-ЗОКУ/КП, имеющем девять плунжеров и работающем при дав-
лении до pz = 10,0 МПа.
Все агрегаты прошли испытания на безмоторных стендах, а насос
НД-55Ф испытан совместно с двигателем.
° 1	3	5	7	9 Р*9МПа
Рис. 4.2. Изменение размаха пульсации давления
на стороне нагнетания насоса НР-35М с серийным
(ко. 1 } и опытным (ко. 2 ) золотником
208
:i и
Установлено, что у топливного насоса с опытным распредели-
тельным золотником на стороне нагнетания размах пульсации давле-
ния в два, два с половиной раза меньше, чем у агрегата, имеющего
серийный золотник о нулевым перекрытием. На рис. 4.2 показано из-
менение относительного размаха пульсации давления на стороне на-
гнетания	— в зависимости от среднего значения
давления на выходе из насоса НР-35М с опытным и с серийным
распределительным золотниками при его работе в условиях безмотор-
ного стенда.
На рис. 2.10 показано изменение размаха пульсации давления
на стороне нагнетания насоса НД-55Ф с серийным (кривая 1 ) и
опытным (кривая 3 ) распределительными золотниками при его рабо-
те в составе двигателя. Данные рисунка убедительно доказывают,
что опытный распределительный золотник обеспечивает уменьшение
размаха пульсации давления на стороне нагнетания примерно в два
При работе воех перечисленных топливных насосов с опытными
распределительными золотниками на стороне нагнетания отмечается
значительное уменьшение амплитуд высокочастотных гармоник спектра
пульсации давления.
На рис. 4.3 показаны спектры пульсации давления на стороне
нагнетания топливных насосов НР-35М и НР-ЗОКУ/КП при их работе
с серийным распределительным золотником, обеспечивающим нулевое
перекрытие, и с опытным золотником в условиях безмоторного стенда.
На рис. 4.4 показано изменение спектра пульсации давления на
стороне нагнетания топливного насоса ЦД-55Ф при его работе с се-
рийным и с опытным распределительными золотниками в составе авиа-
ционного двигателя.
Из представленных данных следует, что при работе топливного
плунжерного насоса с опытным золотником в составе авиационного
двигателя наблюдается полная подрезка амплитуд с пятой гармоники
и выше в составе спектра пульсации давления на стороне нагнетания,
что характеризует эффективность разработанной конструкции распре-
делительного золотника.
ihi
ь_. J- • _J
209
Рис.4.3. Спектр пульсации давления на
стороне нагнетания топливных плунжер- <
ных насосов НР-35М ( б ) и НР-ЗОКУ-КП Си)
с серийным (кр. / ) и опытным (ко. 2} зо-
лотником
ективность опытного распределительного золотника в зоне
нагнетания подтверждается результатами тензометрирования корпуса
насоса НД-55Ф в районе пальца наклонной шайбы. На рис. 4.5 показа-
ны динамические составляющие напряжения на корпусе насоса при его
работе с серийным и опытным распределительными золотниками в со-
ставе двигателя. Из рисунка следует, что при работе насоса с опыт-
ным распределительным золотником обеспечивается уменьшение динами-
ческих составляющих напряжения на корпусе в районе пальца наклон-
ной шайбы примерно в I,5-2,0 £аза. Таким образом, данные, получен-
ные датчиками давления, подтверждаются непосредственным измерением
напряжений на корпусе агрегата.
210
Рис.4.4. Спектр пульсации давления на
стороне нагнетания топливного плунжер-
ного насоса НД755Ф при его работе с
серийным (кр. 1 ) и опытным (кр. 2 )
распределительным золотником в составе
двигателя на режимах п zr - 76 % { Q )
и - 98 % ( о )
На рис.4.6 показано изменение размаха пульсации давления
на стороне всасывания топливных плунжерных насосов НР-35М и
HP-3ОКУ/КП при их работе с серийными и опытными распредели-
тельными золотниками в условиях безмоторного отенда.
211
<3, т/мм1
2,5—
2,0—
1Д —
OJS
0,7	0,3 O,s n2T
Рис. 4.5. Изменение динамических состав-
ляющих напряжения в районе пальца на-
клонной шайбы насоса НД-55Ф при его ра-
боте с серийным (кр. / ) и опытным
(кр. 2 ) распределительным золотником
На рис. 4.7 показано изменение размаха пульсации давления
на стороне всасывания топливного плунжерного насоса высокого дав-
ления - НС-3048М при его работе с распределительным золотником,
имеющим в районе ВМТ размеры перемычки, близкие к нулевому пере-
крытия, и с опытным распределительным золотником в условиях без-
моторного стенда.
Из рисунков следует, что во всех случаях применения опытного
распределительного золотника, имеющего специальное профилирова-
ние входной кромки всасывающего окна и обеспечивающего положи-
тельное перекрытие в районе ВМГ, на стороне всасывания агрегатов
снижается размах пульсации давления в зоне высоких давлений на-
гнетания. Одновременно у всех испытанных агрегатов при их работе
с опытными золотниками наблюдалось повышение минимального давле-
ния на всасывании до Pjrmn Ъ 0,05-0,25 МПа.
212
Q4
0,2
Рис. 4.6. Изменение размаха пульсации давления
на всасывании топливных плунжерных насосов
ЙР-35М ( Q ) и НР-ЗОКУ/КП ( и ) при их работе
с серийным (кр. / ) и опытным (кр. Z ) распре-
делительным золотником
Спектр пульсации давления на всасывании насоса НС-3048М при
его работе с указанными выше распределительными золотниками пока-
зан на рис.4.8, из которого следует, что при работе агрегата с
опытным распределительным золотником в зоне высоких давлений на-
гнетания наблюдается снижение амплитуд высокочастотных гармоник
спектра, начиная со второй гармоники, на 8-10 дБ.
213
Рис. 4.7. Изменение размаха пульсации давления
на всасывании топливного плунжерного насоса
НС-3048М при работе его с распределительным
золотником, обеспечивающим нулевое перекрытие
в районе ВМТ (кр. / ) и с опытным распредели-
тельным золотником (кр. 2 )
Несмотря на то, что исследования
динамических процессов на
стороне всасывания объемных гидромашин ещё не закончены, на осно-
вании представленных материалов можно утверждать, что за счет
применения разработанных распределительных золотников можно обес-
печить более благоприятные условия на всасывании быстроходных
объемных гидромашин.
До последнего времени при оценке влияния размеров цилиндра
гидромаптины на её рабочий процесс учитывался только объем цилинд-
ра, а точнее -"мертвый" объем, не принимающий непосредственного
участия в вытеснении жидкости. Этот объем рассматривался как ис-
точник объемных потерь за счет сжатия среды и поэтому считался
"вредным пространством"
Для улучшения качества работы
насо са
стремились уменьшать мертвый объем, главным образом, за счет
применения закрытых плунжеров.
14
Рис. 4.8. Спектр пульсации давления на
всасывании топливного плунжерного насо-
са НС-3048М при давлении нагнетания е
р- = 20 МПа ( а ) и = 16 МПа (5):
1 - агрегат с золотником, обеспечиваю-
щим нулевое перекрытие в районе ВМГ;
- агрегат с опытным распределительным
золотником
Согласно новым представлениям столбик
жидкости
в полости
цилиндра работает как динамическая система
с распределенными па-
раметрами, для которой основное влияние на переходный процесс
оказывает не объем, а длина £& . Действительно, длина столбика
жидкости определяет частоту его
собственных колебаний:
С этой точки зрения при применении закрытых плунжеров резко воз-
растает частота собственных колебаний столбика жидкости в цилинд-
ре гидромашины, что в общем увеличивает частоту
IIU
яамической на-
215
грузки, действующей на элементы и детали агрегата, и способству-
ет снижению предела усталости их материалов. Интенсивность пере-
ходного процесса в цилиндре гидромашины определяется величиной
броска расхода жидкости, что подтверждено анализом индикаторной
диаграммы во второй главе. Величина броска расхода зависит толь-
ко от площади отверстия цилиндра и разности давлений на этом
отверстии и не зависит ни от объема цилиндра, ни от дайны его
канала.
Для оценки этого положения были проведены сравнительные ис-
пытания двух насосов: с полыми плунжерами (НР-35М) и с заглушен-
ными плунжерами (HP-35M3). Оба насоса имели серийный распредели-
тельный золотник с нулевым перекрытием.
Таблица 4.1
Размеры каналов рабочих цилиндров
Параме тры
насосов
4г/77ОГ Кг/Л/Л
см
кГц
_________________ Насос НР-35М	Насос HP-35M3
£ = 1,33 даЗ/с,
fa = 10,6°	8,5	6,94	3,23	3,55	1,99
£ = 1,0 дм3/с,
fa	= 8°	8,31	7,31	3,3	3,36	2,18
= 0,66 дм3/с,
fa	= 5,26°	8,1	7,33	3,4	3,15	2,38
7,746
8,184
8,73
Размеры каналов рабочих цилиндров
насосов
представлены в
табл.4.1, из которой следует, что в насосе с заглушенными плунже-
рами обеспечено уменьшение максимальной длины канала рабочего ци-
линдра примерно в два с половиной раза.
В табл. 4.2 представлены значения размаха пульсации давле-
ния, замеренные на стороне нагнетания насосов при помощи индук-
тивных датчиков давления.
На рис. 4.9 показаны спектры пульсации давления на стороне
нагнетания испытанных насосов.
216
Таблица 4.2
Значения размаха пульоации давления
на стороне нагнетания, МПа
= 1,33 да3/о
НР-35М	1,0	1,4
HP-35M3	1,0	1,2
1,1	0,7
1,0	0,7
0,4
0,3
0,2
0,1
=1,0 да^/с
НР-35М 0,8	1,0
HP-35M3
1,0	1,0	0,8	0,7
0,9	0,8	0,4
0,4	0,3
0,2	0,1
0,2
0,1
£ =0,66 да3/с
НР-35М	0,8	1,0
HP-35M3	1,0	1,2
1,0	1,2	0,8	0,6
1,2	1,2	0,8	0,6
0,4	0,4	0,2
0,6	0,4	0,4
Анализ данных табл.4.2 и опектра пульсации давления показыва-
ет, что уменьшение дайны канала рабочего цилиндра более чем в два
раза в районе НМТ практически не влияет на величину размаха пуль-
сации давления на стороне нагнетания насоса и очень мало влияет
на состав спектра пульсации.
В табл.4.3 приведены значения размаха пульсации давления, за-
меренные на отороне всасывания насосов.
На рис. 4.10 показаны спектры пульсации давления на стороне вса-
сывания испытанных насосов.
Анализ данных табл. 4.3 и спектра пульсации давления показыва-
ет, что при уменьшении дайны канала рабочего цилиндра несколько
снижается размах пульсации давления на стороне всасывания и умень-
шаются амплитуды первых четырех гармоник спектра. Однако отмеченный
эффект незначителен, так как для насоса с заглушенными плунжерами
при его работе с серийным распределительным золотником сохраняется
тенденция к снижению минимального давления и а всасывании до нулево-
217
го значения с увеличением давления нагнетания, т.е. сохраняется
локальная динамическая кавитация
-20
‘30
-50
Рис.4.9
Спектр пульсации давления на сто-
роне нагнетания плунжерного насоса с полы-
ми (кр. 1 ) и с заглушенными (кр. 2 ) плун^
мерами при расходах жидкости й = 1,33 дат
( а 1 и $ = 0,66 дмз/с т( )
Значения рахмаха пульсации давления
на стороне всасывания, МПа
Таблица 4.3
Насос	I	Др/ при р% (МПа) J 10 | 9|8|7|б|5|4|з^2
НР-35М HP-35M3	£ = 1,33 да^/с 0,53	0,45	0,48	0,38	0,38	0,32 0,33	0,31 0,33	0,30	0,30	0,26	0,25	0,18 0,18	0,13	0,11
218
Окончание табл.4.3
Насос
ДД, при (МПа)
10	| 9 | 8 | 7 [ 6 I 5 |	4 | 3 |	2
Q =1,0 дм5/с
IIP-35M	0,49	0,43	0,44	0,40	0,35	0,32	0,30	0,25	0,14
HP-35M3	-	-	-	0,22	0,28	0,23	0,19	0,19	0,14
=0,66 даЗ/с
НР-35М	0,60	0,55	0,45	0,45	0,40	0,34	0,32	0,22	0,04
HP-35M3	0,40	0,36	0,36	0,36	0,26	0,26	0,24	0,19	0,14
Рис.4.10. Спектр пульсации давления на
стороне всасывания плунжерного насоса
с полыми (кр. / ) и заглушенными плунже-
рами (кр. 2 ) при расходах жидкости CL =
= 1,33 дмз/с \Q) и 9 - 0» 66 дмз/с (/Г)
Вместе с тем, применение в быстроходных насосах закрытых
плунжеров и связанное с этим уменьшение длины канала рабочего ци-
линдра вызывает резкое сокращение времени переходного процесса в
цилиндре в районах НМТ и ВМГ и значительно затрудняет, или пол-
219

ностью исключает, использование конструктивных решений дан ’'рас-
тягивания" переходного процесса по времени.
Таким образом установлено, что уменьшение длины канала рабо-
чего цилиндра за счет применения закрытых плунжеров не вызывает
существенного изменения размаха пульсации давления на стороне
нагнетания быстроходного насоса и не уменьшает этот размах. Поэ-
тому применение закрытых плунжеров, сложных по конструкции и не-
технологических, является нецелесообразным.
Применение закрытых плунжеров возможно только дая агрегатов,
рассчитанных на малый ресурс.
К вопросам взаимозависимости конструкции объемной гидромаши-
ны и её рабочего процесса можно отнести и решение фирмы "Ситроен"
/36/, которая для уменьшения пульсации давления на стороне нагне-
тания насоса предложила ввести дополнительный угол $ перекоса
оси цапф наклонной шайбы в горизонтальной плоскости, проходящей
через ось ротора. Решение фирмы "Ситроен" широко применяется в
гидравлических агрегатах зарубежного производства и в ряде оте-
чественных агрегатов.
При наличии утла перекоса S наклонной шайбы ось мертвых
точек механизма насоса поворачивается вокруг оси ротора в сторо-
ну, противоположную его вращению, на угол по отношению к
вертикальной плоскости, с которой совпадает вертикальная ось
распределительного золотника. За счет поворота оси НМТ смещается
в зону окна всасывания, а ВМТ - в эону напорного окна. Проходя
НМТ, плунжер гидромашины приобретает ход и скорость, направлен-
ные на вытеснение жидкости из рабочего цилиндра до сообщения его
с напорным окном. После отсечки окна всасывания плунжер продолжа-
ет движение при полностью перекрытом отверстии цилиндра и сжимает
жидкость, находящуюся в его полости, до давления рс . В момент
вскрытия цилиндра напорным окном распределительного золотника пе-
репад давлений на его отверстии &Р~Р%~Рс достигает минималь-
ной величины, что уменьшает величину динамического броска расхода
жидкости и соответственно размаха пульсации давления.
Авторы рассматриваемого решения не учитывали всех особенно-
стей динамического процесса на стороне всасывания гидромашины и
полагали, что там всё протекает без последствий. Однако практика
показала, что зто не так. При прохождении ВМГ плунжер гидромашины
220
начинает двигаться в сторону увеличения объема рабочего цилиндра,
а последний, будучи связан с напорным окном распределительного
золотника, интенсивно заполняется сжатей жидкостью.
К моменту отсечки напорного окна золотника рабочий цилиндр
имеет увеличенный объем, который не поддается полней деформации
за счет движения плунжера.
При вскрытии цилиндра всасываю-
щим окном распределительного золот-
ника на его отверстии возникает зна-
чительный перепад давлений др =
= Рс -Р< , определяющий большее
значение динамического броска рас-
хода и соответственно размаха пуль-
сации давления на стороне всасывания.
Анализ кинематики насоса, в ко-
тором использовано решение фирмы
"Ситроен", показывает, что удовлет-
ворительная работа агрегата возмож-
на только при больших углах наклона
его шайбы Yu max , при ко-
торых влияние угла перекоса $ не-
значительно.
С уменьшением угла наклона шай-
бы влияниб утла % усиливает-
ся, так как при этом увеличивается
угол поворота оси мертвых точек (р* .
При малых углах наклона шайбы
вит
Рис. 4. II. Положение оси
мертвых точек механизма ак-
сиально-плунжерного насоса
при о > и: / — окно вса-
сывания распределительного
золотника; 2 - ось мертвых
тикальная плоскость меха-
низма насоса; - окно на-
гнетания распределительного
золотника; 5 - ось мертвых
точек при	—* О
l	—- и; ~ - у ’ а ось МбРтвых
точек перпендикулярна вертикальной
оси распределительного золотника
(рис.4.11).
В этом случае рабочий цилиндр проходит районы верхней и ниж-
ней перемычек распределительного золотника при максимальной ско-
рости плунжера. За счет чего в цилиндре, находящемся в районе
верхней перемычки золотника, происходит ударное сжатие жидкости,
а в рабочем цилиндре, находящемся в районе нижней перемычки -
221
ударное растяжение жидкости, сопровождаемое разрывом сплош-
ности и падением давления до	—*- 0.
Если учесть, что авиационные гидравлические насосы большую
часть ресурса работают при	О’ то применение решения фирмы
”Ситроен" а авиационных агрегатах нежелательно.
4.4.	Особенности совместной работы быстроходного объемного
насоса и трубопроводов гидравлической системы

Оценка динамических явлений на нагнетании и на всасывании
быстроходного объемного насоса в системе летательного аппарата
является достаточно сложной. Как следует из материалов, рассмот-
ренных в предыдущих разделах, пульсация давления и расхода насо-
са зависят от его собственнх характеристик (конструкции гидрома-
шины, числа рабочих органов, особенностей фазораспределения), от
параметров, определяющих режим работы агрегата (частоты вращения
ротора, давления нагнетания, давления всасывания, параметра регу-
лирования и других). Кроме того, имеются данные о существовании
в напорных и во всасывающих трубопроводах гидравлических систем
стоячих волн /62,67,68,69/, которые еще больше усложняют динами-
ческие процессы в районе насоса.
Гидравлическая система управления современного летательного
аппарата представляет собой сложный разветвленный трубопровод
большой протяженности (более 100 метров), в который включены аг-
регаты, обладающие различными динамическими характеристиками. На-
сосы в таких системах - быстроходные гидромашины, частота враще-
ния ротора которых находится в пределах п = 2000...4000 об/мин,
поэтому основная гармоника является достаточно высокочастотной:
/ = 240...500 Гц. Рабочая жидкость гидросистем управления АМГ-10
представляет собой смесь авиационного керосина с загустителями.
Топливная система авиационного двигателя и система его меха-
низации (управления) - также сложные разветвленные трубопроводы,
имеющие небольшую протяженность - от 1,5 до 5,0 метров. Рабочая
среда этих систем - авиационный керосин, маловязкая, легкокипящая
жидкость, что еще больше усложняет особенности совместной работы
насоса и трубопровода.
;• im
222
f.
f.
f.
Наиболее полно исследованы динамические процессы в напорном
трубопроводе гидросистем управления и дана оценка их влияния на
работу насоса К.А.Колесниченко /15/ и Л.Н.Хохловым /51/.
Оба исследователя изучали пульсацию давления на стороне на-
гнетания насоса. В качестве напорного трубопровода применялись
стальные трубы, имеющие внутренний диаметр d = 8... 10 мм, и тако-
го же диаметра резино-металлические рукава высокого давления. Гра-
ничные условия на конце напорного трубопровода обеспечивались
фильтром, корпус которого являлся емкостью. Иначе говоря, испыты-
валась динамическая система "насос - труба - емкость".
При многочисленных экспериментах в напорном трубопроводе наб-
людалась стоячая волна размаха пульсации давления, определяемая
основной плунжерной гармоникой и имеющая фиксированные по дайне
трубы максимумы - пучности - и минимумы - узлы. При попадании пуч-
ности волны в район насоса появлялся резонано, при котором размах
пульсации давления в зоне нагнетания увеличивался более чем в
3-3,5 раза.
В составе спектра пульсации давления на стороне нагнетания
насоса неоднократно наблюдались вторая, третья и более высокочас-
тотные гармоники.
Для изучения особенностей динамических процессов в топливных
трубопроводах двигателя и дая оценки их влияния на работающий на-
сос были проведены специальные испытания, во время которых при по-
мощи высокочастотных датчиков и высокочастотной измерительной ап-
паратуры определялись размах и спектр пульсации давления как на
выходе из насоса, так и в различных точках по дайне трубопровода.
Исследования проводились на стальных трубопроводах, имеющих
внутренний диаметр d = 10, 12 и 16 мм
9,0 м, а также на металлорукавах, фторопластовых рукавах и на ре-
зино-металлических рукавах.
Расстояние между точками стального трубопровода, в которых
:змерялось давление, составляло 80-100 мм.
Для оценки распределения пульсации давления по дайне гибкого
трубопровода и его влияния на работу насоса были испытаны фторо-
пластовые рукава и металлорукава, состоящие из нескольких секций.
Секции соединялись друг с другом и с насосом при помощи переходни-
ков, на которых размещались датчики давления.
f.
f.
f.
f.
f.
223
о ai 0.2	0.3 4* OS 0.6	0.7 Q8 0.9 X*
1 2 3 4 S 6 7 8 9 io ft 12 is п & К 17 9	19 20
Рис.4.12. Изменение размаха
стального трубопровода (
пульсации давления по длине
иирилидеь \ •* = 12 ММ, £ = 2,24 М, раСХОД
топлива £ =1,33 даэ/с)
Рис.4.13. Изменение размаха пульсации давления по длине металио-
рукава ( d = Ю мм, в = 1,867 м, расход топлива - 1,33 дм3/с)
224
f.
В качестве нагрузки рта конце трубопровода использовались
дроссельные краны, острой рэмочные дроссельные диафрагмы и ем-
кость в виде расширения трубы.
На рис.4.12 показано^ изменение размаха пульсации давления
по дайне напорного трубопровода с дроссельной нагрузкой на конце,
а на рис.4.13 - изменение размаха пульсации давления по дайне ме-
талл орукава с емкостной нагрузкой.
На рисунках по оси ординат указаны значения относительного
размаха пульсации давления, определяемого соотношением
Ар*=
*р<
где др^ - размах пульсации давления, замеренный на выходе из
насоса в сечении № I; лре - размах пульсации давления, замерен-
ный в 4 -м сечении трубопровода, а по оси абсцисс - значения от-
носительного расстояния 4 -гс сечения от насоса:
 V
где - расстояние от насоса до 4 -го сечения трубопровода
(для плунжерного насоса - от нерабочего терца распределительного
золотника); £ - полная дайна трубопровода от насоса дс рабочего
сечения нагрузочного дроссельного крана.
На дополнительной оси абсцисс отмечено расположение и указа-
ны номера контрольных сечений, в которых устанавливались датчики.
Из рисунков следует, что по дайне напорного трубопровода на-
соса, как для стальной трубы, так и для металлорукава, наблюдают-
ся стоячие волны размаха пульсации давления. На конце трубопрово-
да в районе дросселя располагается максимум стоячей волны, а в
районе емкости - минимум. Особенностью стоячей волны в напорном
трубопроводе является рост размаха пульсации во всех сечениях
трубы, включая пучности и узлы, с увеличением давления нагнетания.
На выходном
и
туцере насоса размах пульсации зависит от дайны вол-
ны Я , от дайны напорного трубопровода и от вида нагрузки на его
конце.
225
-20
-30
О 01 02 03 Q4 05 Об 02 08 Q9 х*
2 5 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 № К №17 №	19 20
-W
Рис.4.14. Изменение амплитуд первых семи гармоник спект-
ра пульсации давления по длине стального трубопровода
(d = 12 мм, S = 2,24 м, расход топлива О - 1,33 дмз/с,
р, = 10,0 МПа)
226
Рис. 4.15. Изменение амплитуд первых семи гармоник спект-
ра пульсации давления по дайне стального трубопровода
I О' = 21 мм, С = 2,83 м, расход £ = 0,865Г дм3/с, А =
= 6,0 МПа, минеральное масло "Веретенное")
На рис.4.14 и 4.15 показано изменение амплитуд гармоник спект-
ра пульсации давления по длине стального напорного трубопровода
зля авиационного керосина и для минерального масла,
В первом случае на конце трубопровода в качестве нагрузки при-
ленен дроссельный кран, а во втором - емкость в виде расширения
грубопровода.
Анализ графических зависимостей, представленных на рис.4.14,
доказывает, что в топливном трубопроводе наблюдаются стоячие волны
ю длине трубы для первых четырех гармок
к спектра, которые
соот-
ветствуют диапазону частот f = 560...2300 Гц.
Для масляного трубопровода (см. рис. 4.15) зафиксированы стоя-
чие волны для всех семи гармоник, которые соответствуют диапазону
частот f = 100...800 Гц.
В обоих случаях в районе выходного штуцера насоса может рас-
полагаться как максимум стоячей волны, так и минимум, или любое
промежуточное значение волны.
Анализ опытных данных, полученных при испытаниях коротких
топливных и масляных трубопроводов, имеющих длину £ < 5,0 м, и
данных для более длинных трубопроводов показывает практически
полное отсутствие затухания, что свидетельствует о весьма малом
влиянии распределенного трения на характер динамических процессов
в трубах.
Интересно отметить, что аналогичные данные были получены
К. А. Колесниченко и Me CandUsh и Edge /62/ при испытании
гидравлических трубопроводов.
В таких условиях на характер динамических процессов в трубах
наибольшее влияние должна оказывать отражающая способность элемен-
та, установленного в конце трубопровода.
На рис.4.16 показано изменение спектра пульсации давления на
стороне нагнетания трех разных по конструкции аксиально-плунжерных
насосов: с коническим расположением цилиндров - НР-ЗОКУ/КП, чисто
аксиального с самоустанавливающимся блоком цилиндров с опорой на
валу - НП-96, и чисто аксиального с самоустанавливающимся блоком
цилиндров с опорой на корпусе - АПН.
Насосы имеют по девять рабочих цилиндров.
Все они испытаны при
одной и той же частоте вращения ротора п = 4000 об/мин (о) =
228
= 419 рад/с), поэтому имеют одну и ту же частоту основной плунжер
ной гармоники и одинаковые частоты других более высоких гармоник.
а
Рис.4.16. Спектр пульсации давления на на-
гнетании аксиально-плунжерных насосов:
НР-ЗОКУ/КП, Л = 10,0 МПа (£); НП-96,
Pi = 21,0 МПа (/) и АПН, = 21,0 МПа
{S). а) = 419 рад/с; 1 - труба / =
=: 1,66 м с дросселем на конце; Z - труба
с = 1,15 м с дросселем на конце; 3 -
труба I = 1,68 м с расширением на конце
229
Каждый из насосов испытан с тремя вариантами стального напор-
лого трубопровода:
-	труба d = 16 мм длиной 1,66 м с нагрузкой на конце в ви-
де дроссельного крана;
-	труба d = 16 мм дайной 1,15 мм с такой же нагрузкой;
-	труба d = 16 мм дайной 1,68 мм с емкостной нагрузкой на
конце.
Анализ спектрограмм, представленных на рис.4.16, показывает,
что с уменьшением дайны трубопровода увеличиваются амплитуды пер-
вой гармоники, увеличиваются или сохраняются неизменными амплиту-
ды второй, третьей, четвертой и более высокочастотных гармоник.
Изменение вида нагрузки на конце трубопровода при одинаковой его
длине (1-й и 3-Й варианты) вызывает увеличение амплитуд практичес-
ки всех гармоник спектра. Всё зто подтверждает положение о глав-
ном влиянии условий отражения на конце трубы на характер пульса-
ции давления на выходе из насоса.
Аналогичные данные получены и другими исследователями /15,
62,67,68,69/.
Некоторые осложнения возникают при оценке влияния проходно-
го сечения напорного трубопровода на характер изменения пульсации
давления на стороне нагнетания насоса. Если предположить, что
насос генерирует определенную пульсацию расхода, то при отсутст-
вии отраженной волны размах пульсации давления связан с пульсаци-
ей расхода соотношением
где
2640)? *
- характеристический импеданс трубы при отсут-

ствии затухания.
Из этого следует,
что при уменьшении внутреннего диаметра
трубы действительная часть импеданса увеличивается, вызывая соот-
ветствующий рост размаха пульсации давления. На рис. 4.17 показано
изменение импеданса напорного трубопровода и амплитуд первых
трех гармоник спектра пульсации давления в зависимости от внутрен-
него диаметра трубопровода, полученное при испытании насоса /67/.
230
Анализ представленных
зависимостей показывает,
что, действительно, при
уменьшении диаметра трубо-
провода наблюдается увели-
чение амплитуд гармоник
спектра пульсации давления.
Однако это увеличение менее
интенсивно, чем рост дейст-
вительной части импеданса
трубопровода. Следует отме-
тить, что аналогичные дан-
ные получены нами и К. А.
Колесниченко.
Существование рас-
смотренного явления связа-
но, по-видимому, с более
сложной природой взаимодей-
ствия работающего насоса и
напорного трубопровода.
12 /4	16	18 20 22
Рис.4.17. Изменение амплитуд первой
(кр. / ), второй (кр. 2 ), третьей
(кр.3 ) гармоник спектра пульсации
давления и импеданса трубопровода
(кр. 4 ) в зависимости от
внутреннего диаметра трубопровода
Подтверждением последнего могут служить приведенные в главе 2
данные, полученные при испытании топливного насоса НД-55Ф в соста-
ве двигателя. Для более полной оценки взаимодействия насоса и сис-
темы топливоподачи был заменен участок напорного трубопровода меж-
ду насосом и регулятором сопла и форсажа (РСФ): вместо трубы диа-
метром d = 10 мм была установлена труба d = 16 мм такой же
длины, как и первая. На рис.2.10 (кр. 2 ) показана амплитудно-час-
тотная характеристика топливного насоса с трубой d =16 мм.Срав-
нение зависимостей для трубы d = 10 мм и для трубы d
показывает, что только за счет увеличения гроходного
порного трубопровода размах пульсации давления на нагнетании насо-
= 16 мм
сечения на-
са снижается почти вдвое, при сохранении распределительного золот-
ника с нулевым перекрытием. При отсутствии изменения длины трубо-
провода сохранился и резонанс, положение пика которого соответству-
ет положению пика основного варианта трубопровода.
На рис.4.18 представлены спектры пульсации давления на нагне-
тании топливного насоса, а на рис.4.19 - спектры пульсации давлс-
231
ния на входе в РСФ, замеренные при работе насоса с основным тру-
бопроводом и при его работе с трубопроводом d = 16 мм.
Рис.4.18. Спектр пульсации давления на на-
гнетании топливного насоса ВД-55Ф для ре-
жима п2т - 76 % ( а ) и п^т =98? (J):
/ - напорный трубопровод d - 10 мм; Z -
напорный трубопровод d = 16 мм
232
^°=4^*’с9пектр пульоадии давления на вхо-
де в РСФ-55 для режима л2Г = 76% ( о )
2 М8 *1 ~ напорный Трубопро-
вод д = 10 мм; 2 - напорный трубопровод
а = 16 мм
233
Анализ этих зависимостей показывает, что увеличение диаметра
напорного трубопровода вызывает уменьшение амплитуд большинства
гармоник спектра на выходе из насоса, за исключением второй,
третьей и седьмой гармоник на режиме nZT = 76 % и шестой гар-
моники на режиме П2Т - 98 %. В то же время, на входе в РСФ
наблюдается увеличение амплитуд большинства гармоник спектра.
Рис.4.20. Изменение размаха пульсации давления на
нагнетании плунжерного насоса при его работе с
различными вариантами напорного трубопровода: / -
стальная труба d = Ю мм, с = 1,79 м; 2 - метал-
лорукав Ру = 25, d = Ю мм, В = 1,66 м; 3 - ме-
таллорукав Ру = 10, d = 25 мм, В = 1,74 м
Па рис. 4.20 показано изменение размаха пульсации давления
на нагнетании плунжерного насоса при его работе с напорным трубо-
проводом, выполненным из стальной трубы d - ю мм, с трубопро-
водом из металлорукава Ру d = 10 мм и с трубопроводом из
металлорукава Ру = 10, d = 25 мм. Все трубопроводы имеют при-
мерно одинаковую дайну.
234
Из графиков следует, что с увеличением податливости стенок
напорного трубопровода, при прочих одинаковых условиях, растет
размах пульсации давления на нагнетании насоса. Интересно, что
для последнего варианта трубопровода - металлорукава Ру =10,
d = 25 мм, влияние повышенной податливости стенок оказалось бо-
лее
мах
сильным, чем увеличение диаметра проходного сечения, и раз-
пульсации не уменьшился с увеличением d , а, наоборот, уве-
личился.
Данное явление служит хорошим доказательством того, что на-
порный трубопровод, точнее, его часть, непосредственно примыкаю-
щая к насосу, принимает активное участие в динамических процессах
на стороне нагнетания.
Динамические процессы во всасывающем трубопроводе и их влия-
ние на работу быстроходных насосов изучены недостаточно. Имеются
сведения о том, что при работе насоса во всасывающем трубопрово-
де, как и в напорном, существуют стоячие волны размаха пульсации
давления /48,65,66/ с фиксированным по длине расположением макси-
мумов и минимумов. Стоячая волна размаха пульсации давления фик-
сируется относительно сечения трубопровода с учетом граничного
условия, определяемого агрегатом, установленным в этом сечении
трубопровода. Поэтому в зависимости от частоты пульсации, генери-
руемой насосом, и длины всасывающего трубопровода на входном шту-
цере агрегата может устанавливаться любое значение размаха пуль-
сации давления.
Анализ стоячих волн во всасывающем трубопроводе свидетельст-
вует о практически полном отсутствии затухания и о малом влиянии
давления на упругие свойства рабочей жидкости. Несмотря на доста-
точно малое статическое давление во всасывающем трубопроводе и
повышенное объемное содержание свободной газовой фазы в рабочей
среде скорость звука не падает ниже а = 800...900 м/с.
Однако установлено, что с увеличением объемного содержания
свободной газовой фазы, вызванным, например, кавитацией на входе
во всасывающий трубопровод, размахи пульсации давления резко сни-
жаются и уменьшается скорость звука.
Многие вопросы взаимодействия всасывающего трубопровода и
работающего насоса остаются до настоящего времени неясными. Тем
235
не менее, анализ динамических явлений на всасывании насоса пока-
зывает, что всасывающий трубопровод, как и напорный, принимает
активное участие в рабочем процессе гидромашины.
Таким образом, напорный и всасывающий трубопроводы не только
значительно влияют на рабочий процесс насоса и определяют величи-
ну и характер пульсации давления и расхода на всасывании и на на-
гнетании, но и принимают активное участие в рабочем процессе. По-
этому влияние трубопроводов следует учитывать всегда.
В двух случаях необходим особо тщательный учет влияния тру-
бопроводов: при испытании насоса на стендах и при совместной до-
водке насоса и системы трубопроводов в составе двигателя или в
составе летательного аппарата.
В первом случае наиболее сложным моментом является оценка
собственного вклада насоса в динамические процессы на нагнетании
и всасывании и вклада напорного и всасывающего трубопроводов.
Имеются публикации, в которых рассматриваются различные спо-
собы "устранения” влияния напорного трубопровода. Л Widmann
/89/ и D.R.Utvtuh /87/ рекомендуют использовать короткий на-
порный трубопровод дайной 90-170 мм, a S.F. Szeztay - на-
порный трубопровод длиной менее одной двадцатой длины волны, т.е.
£ < 1/20 Л . К.Л.Edge /63,67/ предлагает применять напор-
импедансом. Этот метод исполь-
6335:1983 /61/. Метод основан
эквивалентным генератором пере-
расхода которого зависит только
ний трубопровод с высоким входным
зован в британском стандарте BS
на представлении объемного насоса
менного тока (расхода), амплитуда
от собственного внутреннего комплексного сопротивления. Для опре-
деления комплексного напряжения (пульсации давления) на эквива-
лентном генераторе его необходимо отключить от внешней цепи, что
и достигается увеличением сопротивления напорного трубопровода.
Стандарт требует испытания насоса с 5 вариантами напорного трубо-
провода. Длина трубопроводов выбирается из условия обеспечения
на выходе из трубопровода антирезонанса, т.е. (си>)	=0,
для всех десяти первых гармоник спектра. Один из вариантов -
трубопровод с максимальным внутренним диаметром, четыре других -
с минимальным диаметром, который определяется из условия, чтобы
потери на трение в трубе составляли до 75 % давления нагнетания.
236
Имеются рекомендации по устранению отраженной волны в трубо-
проводе. Л. &гоок и А.А.Неъоп /£$/ для. этой цели предла-
гают применять гибкие рукава высокого давления длиной более 15
метров. В. Link и V. Wong /78/ и Н. Thelssen /8&/ при-
водят данные о возможности устранения отраженной волны в напорном
трубопроводе за счет его согласования с нагрузкой и получения
объективной оценки о пульсации давления на выходе из насоса в та-
ких условиях.
Анализ рассмотренных рекомендаций и результаты эксперимен-
тального исследования показали, что наиболее перспективным явля-
ется метод устранения отраженной волны в напорном трубопроводе
при его согласовании с нагрузкой. Нами была проверена возможность
качественного согласования с нагрузкой топливного и масляного на-
порного трубопроводов. В качестве согласующего устройства исполь-
зовалось расширение трубопровода (играющее роль емкости), имеющее
на входе острокромочную диафрагму - согласующий дроссель. Качест-
во согласования напорного трубопровода проверялось путем измере-
ния и анализа пульсации давления в различных сечениях по длине
трубы. На рис. 4.21 показано изменение атшлитуд гармоник спектра
пульсации давлэния по длине топливного трубопровода, а на
рис.4.22 - по длине масляного трубопровода при их согласовании
с нагрузкой.
Данные, представленные на рисунках, показывают, что качест-
венное согласование напорного трубопровода с нагрузкой можно
обеспечить по первой плунжерной гармонике (топливный трубопро-
вод) или по первой и второй гармоникам одновременно (масляный
трубопровод). Для амплитуд более высокочастотных гармоник в со-
гласованном с нагрузкой трубопроводе наблюдаются стоячие волны.
Таким образом, если насос генерирует широкий спектр пульса-
ции давления на стороне нагнетания, то напорный трубопровод не-
возможно согласовать с нагрузкой по всем гармоникам или по боль-
шинству гармоник.
Тем не менее, напорный трубопровод, согласованный с нагруз-
кой, обеспечивает на выходе из насоса более стабильные условия
для пульсации давления, сохраняет свою активную роль в рабочем
процессе гидромашины и не допускает его излишней деформации.
237
Рис. 4.21. Изменение амплитуд гармоник спектра пульса-
ции давления по дайне стального напорного трубопрово-
да а = 16 мм (расход £ - 1,0 дмз/с, давление ХЪ
= 10,0 МПа, рабочая жидкость - авиационный керосин TC-I)
238
Рис.4.22. Изменение амплитуд гармоник
спектра пульсации давления по длине
стального напорного трубопровода d ~
= 21 мм (расход а = 1,52 даз/с, дав-
ление Рг, =7,0 МПа, рабочая жидкость -
минеральное масло "Веретенное-2”)
В то же время, короткий напорный трубопровод содержит элемен-
ты отраженной волны и повышает уровень пульсации давления на выхо-
де из насоса, а высокоимпедансный трубопровод вызывает запирание
полости насоса и деформирует рабочий процесс, создавая для агрега-
та нереальные условия на нагнетании.
239
При доводке насоса и системы трубопроводов в составе двига-
теля или в составе летательного аппарата решаются задачи по обес-
печению надежной совместной работы указанных элементов. Одновре-
менно в максимальной степени учитываются особенности их работы
в составе того или другого объекта.
Например, согласование напорных трубопроводов насосной уста-
новки с нагрузкой в составе объекта для устранения отраженных волн
нс приемлемо, так как согласующий дроссель приспособления имеет
достаточно высокое гидравлическое сопротивление и возникающий на
дросселе перепад давления дает дополнительную нагрузку на насос,
что нежелательно.
Для устранения динамических явлений в напорных трубопроводах
гидросистем управления летательного аппарата неоднократно приме-
нялись различного вида демпфирующие устройства /52/, являющиеся
комбинацией емкостей и дроссельных элементов. Практическая провер-
ка таких решений показала недостаточную их эффективность.
При обеспечении защиты напорных трубопроводов демпфирующими
устройствами неоднократно наблюдались случаи разрушения насо-
са /51/.
Считая в общем целесообразным применение демпфирующих уст-
ройств для защиты напорного трубопровода насосной установки необ-
ходимо принимать решения, обеспечивающие надежную работу насоса.
Если в гидросистеме объекта недопустимо по каким-либо причи-
нам применение демпфирующих устройств, например в топливной систе-
ме двигателя, то при работе такой гидросистемы следует проверить
наличие резонансов для всех рабочих режимов. При появлении резо-
нанса необходима корректировка длин участков напорного трубопрово-
да для того, чтобы отстроиться от резонансных условий.
Если при наличии резонанса в трубопроводах гидросистемы нель-
зя изменить длину каналов или трубопроводов, т.е. отсутствует воз-
можность отстройки гидросистемы от резонанса, то остается единст-
венное решение - применить в качестве насоса агрегат, способный
работать в условиях повышенных динамических нагрузок, и использо-
вать более прочные трубопроводы, штуцерные соединения и элементы
автоматики.
240
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
I.	Алексеев А.К. Особенности расчета высокочастотных колеба-
ний давления и подачи аксиальных роторно-поршневых насосов// Вест-
ник машиностроения. 1983. № II. С. 22-26.
2.	Алексеев А.К. и др. Исследование и расчет высокочастотных
колебаний давления в гидросистеме с аксиально-поршневым насосом//
Динамика машин. М.: Наука, 1980. С. 15-20.
3.	Артюхов А. В., Ефимов Ю.А., Шорин В.П. Влияние взаимного уг-
лового смещения роторов аксиально-плунжерных насосов на пульсацион-
ное состояние гидросистем// Авиационная промышленность. 1982. № 5.
С. 32-34.
4.	А.с. 561803 СССР, МКИ3 F 04В I/I2. Распределительное уст-
ройство аксиально-поршневого насоса/ В.Ю.Энгель (СССР).
№ 2156480/06; Заявл. 15.07.75; Опубл. 15.06.77. Бюл. гё 22.
5.	Байта Т.М. Расчеты и конструкции самолетных и гидравличес-
ких устройств. М.: Оборонгиз, 1961. 475 с.
6.	Бержерон Л. От гидравлического удара в трубах до разряда в
электрической сети/ Пер. с франц. С.Г.Батюшковой. М.: Машгиз, 1962.
348 с.
7.	Болтянский А.Д. Исследование процессов распределения рабо-
чей жидкости в аксиальных роторно-поршневых насосах, применяемых в
гидроприводах металлорежущих станков: Автореферат дис ... канд.
техн.наук. М., 1971.
8.	Болтянский А.Д., Левотин А.Л. Исследование шумовых характе-
ристик аксиально-поршневого насоса// Пневматика и гидравлика. При-
воды и системы управления. М.: Машиностроение, 1984. Выл. II.
С. 223-229.
9.	Воскобойник М.С., Загребельный В.И., Коржов В.А. Исследова-
ние неисправных состояний аксиально-поршневых насосов постоянной
подачи// Вопросы расчета и контроля гидросистем самолетов граждан-
ской авиации: Тр. Риж. ин-т инженеров граждан, авиации. Рига,
1971. Вып. 206. Об. 3. С. 3-10.
10.	Буль Я.Р., Попов О.Я., Алексеев А.К. и Герасимов В.Г.
Влияние параметров торцового распределителя аксиального роторно-
поршневого насоса на пульсацию давления в напорной магистрали//
Вестник машиностроения. 1977. £ 7. 0. 23-26.
241
II.	Джонсон Г.Т. Конструкция и оценка перспективного высоко-
оборотного топливного насоса дан газотурбинного двигателя: Пер.
СГ-72-589. 1973. 48 с.
12.	Заверюха Г.Р. Усталостная долговечность при полигармони-
ческом процессе нагружения// Вестник машиностроения. 1980. № 5.
С. 9-12.
13.	Зайченко И.З., Мышгевский Л.М. Пластинчатые насосы и гид-
ромоторы. М.: Машиностроение, 1970. 229 с.
14.	Загребельный В. И. Исследование рабочего процесса насосов
с изношенным качающим узлом при помощи индикаторных диаграмм// Воп-
росы расчета и контроля гидросистем самолетов гражданской авиации:
Тр. Риж. ин-та инженеров граждан, авиации. Рига, 1970. Вып. 163.
Сб. 2. С. 3-15.
15.	Колесниченко К.А. Разработка и внедрение метода повышения
ресурса и надежности гидросистем самолетов за счет снижения пульса-
ции давления в напорных магистралях. Киев, 1970.
16.	Кулагин А.В., Демидов Ю.С., Прокофьев В.Н. и Кондаков Л.А.
Основы теории и конструирования объемных передач. М.: Высшая школа,
1968. 399 с.
17.	Новые методы анализа данных по отказам гидронасосов (мате-
риалы фирмы Пратт-Уитни). SAF Рарег , 1983, й 831542.
18.	Орлов Ю.М. Влияние напорного трубопровода на динамические
процессы в объемных гидромашинах// Гидравлические машины, устройст-
ва и системы: Сб.научн.трудов/ МЭИ. М., 1988. С. 89-94.
19.	Орлов Ю.М. Влияние фазораспределения на интенсивность пуль-
сации давления аксиально-плунжерных гидромашин// Гидропривод и гид-
ропневмоавтоматика: Респ.межвед.сб. Киев, 1988. № 24. С. II0-III.
20.	Орлов Ю.М. Динамические процессы на всасывании объемных
гидравлических машин// Надежность гидрогаз овых систем воздушных су-
дов: Сб.научн.трудов/ КНИГА. Киев, 1983. С. 27-31.
21.	Орлов Ю.М. Исследование динамических процессов на стороне
всасывания быстроходного плунжерного насоса// Тез. докл. ХУ Всесо-
юзного совещения по гидравлической автоматике. М.: Наука, 1980.
С. 187-189.
22.	Орлов Ю.М. Исследование особенностей динамических процессов
в напорном трубопроводе с двухфазной смесью// Тез. докл. П Всесоюз.
242
семипара по гидромеханике и тепломассообмену в невесомости/ УНЦ
АН СССР. Пермь, 1981. С. I5I-I53.
23.	Орлов Ю.М. Исследование пульсации давления на стороне
всасывания и на стороне нагнетания плунжерного насоса// Динамика
гидропневматических систем: Сб.научн.трудов/ Челябин.политехи,
ин-т. Челябинск, 1981. Й 267. С. 128-135.
24.	Орлов Ю.М. Исследование рабочего процесса в цилиндрах
плунжерного насоса// Пневматика и гидравлика. Приводы и системы
управления. М.: Машиностроение, 1975. Вып.2. С. 267-278.
25.	Орлов Ю.М. К вопросу о числе плунжеров в роторных плунжер-
ных гидромашинах// Вестник машиностроения. 1984. й 7. С. 16-18.
26.	Орлов Ю.М., Мельников В.Г. Некоторые результаты доводки
фаз ораспре деления плунжерного насоса// Прочностные и гидравличес-
кие характеристики машин и конструкций: Межвуз.сб.научн.трудов/
Перм.политехи.ин-т. Пермь, 1981. С. I6I-.164.
27.	Орлов Ю.М. Некоторые особенности динамических процессов
в полости нагнетания топливных насосов ГТД// Оценка технического
состояния и диагностирование планера и систем воздушных судов
гражданской авиации: Сб.научн.трудов/ КНИГА. Киев, 1984. С.81-36.
28.	Орлов Ю.М. Некоторые особенности динамического нагруже-
ния силовых элементов аксиально-поршневых гидромашин// Гидропривод
и гидропневмоавтоматика: Респ.межвед.сб. Киев, 1986.	£ 22.
С. III-II3.
29.	Орлов Ю.М. Некоторые особенности распространения пульса-
ции давления по длине напорного трубопровода// Тез. докл.ХУ Всесо-
юзного совещания по пневмоавтоматике. Львов, 1985. 4.1. C.II9-I20.
30.	Орлов Ю.М. Некоторые результаты высокочастотного исследо-
вания пульсации давления в объемных гидромашинах с золотниковым
распределением// Матер, междунар. конф, по пневматич. и гидравлич.
устройствам и системам управления "Яблонна-86". М., 1986.С.248-251.
31.	Орлов Ю.М. Неравномерность подачи роторной плунжерной гид-
ромашины и её действительные причины// Динамика пневмогидравличес-
ких систем: Сб.научн.трудов/ Челябин.политехи.ин-т. Челябинск,
1983. С. П9-124.
32.	Орлов Ю.М., Носов А.Н., Багров Н.Н. 0 значении параметра
"удельная подача** в авиационном топливном агрегатостроении// Авиа-
ционная промышленность. 1988.	6. С. 32-33.
243
33.	Орлов ЮЛ., Носов А.Н. Исследование пульсации давления в
топливных трубопроводах ТРД и ТРДФ// Авиационная промышленность.
1981. № 7. 0. 29-30.
34.	Орлов Ю.М., Носов А.Н. К оценке пульсаций давления в насо-
сах объемного типа// Авиационная промышленность. 1986.	7. 0.31-34.
35.	Орлов Ю.М., Носов А.Н. Точность изготовления торцовых рас-
пределительных золотников топливных плунжерных насосов и особенно-
сти их фазораспределения// Авиационная промышленность. 1982.	7.
36.	Орлов Ю.М. Объемные машины с золотниковым распределением:
Учеб.пособие. 2-е издание/ Перм.политехи.ин-т. Пермь,1991. 116 с.
37.	Орлов Ю.М. Определение пульсации давления на стороне на-
гнетания насоса объемного типа// Тез.докл.регионал.конф. "Автомати-
зация производственных процессов средствами гидропневмоавтоматики/
Челябин.политехи.ин-т. Челябинск, 1985. С. 44.
38.	Орлов Ю.М., Юфарев В. А., Кулаков А.Д., Гилев В. А. Экспери-
ментальное исследование рабочего процесса в цилиндрах плунжерного
насоса// Прочностные и гидравлические характеристики машин и конст-
рукций: Об.научн.трудов/ Перм.политехи.ин-т. Пермь, 1974.	153.
С. 156-160.
39.	OCT I 00389-80. Насосы гидравличеокие самолетов (вертоле-
тов). Методика определения режимов ускоренных ресурсных испытаний.
Группа Д19 (СССР)/ Минавиапром. М., 1980.
40.	Попов С.Я. Пульсация давления и эрозия в аксиально-поршне-
вых гидромашинах// Авиационная промышленность. Приложение Л 2.
М., 1970. С. 23-26.
41.	Прокофьев В.Н., Данилов Ю.А., Кондаков Л.А., Луганский
А. С., Целин Ю.А. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод.
М.: Машиностроение, 1969. 495 с.
42.	Прокофьев В.Н., Кондаков Л. А., Никитин Г. А., Скрицкий В.Я.
и Сосонкин В.Л. Машиностроительный гидропривод/ Под ред. В.Н.Про-
кофьева. М.: Машиностроение, 1978. 495 с.
43.	Раздолии М.В. Агрегаты воздушно-реактивных двигателей.
М.: Оборонгиз, 1959. 186 с.
44.	Решетов Л.Н. Конструирование рациональных механизмов. М.:
Машиностроение, 1972. 256 с.
244
45.	Савельев Б.А. Исследование процесса изменения давления
жидкости в аксиально-поршневом насосе// Авиационные двигатели:
Тр.КАИ. Казань, 1969. Выл. ПО. С. I04-II4.
46.	Савельев Б.А. К расчету нестационарного процесса измене-
ния давления жидкости в цилиндрах аксиально-поршневого насоса//
Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах: Сб. научи,
работ. М.: Наука, 1972. С. 150-152.
47.	Сано М., Иски М. Пульсации давления в насосе и их устра-
нение// Эбара дзихо. 1986.	134. С.2-9. Перевод & Р-07491 ВЦП.
48.	Снитко Н.К. Сопротивление материалов: Учеб.пособие для
студентов втузов. Л.: Изд-во Ленинград, ун-та, 1975. 368 с.
49.	Труфяков В.И., Ковальчук В.С. Определение долговечности
при двухчастотном нагружении// Проблемы прочности. 1982.	9.
С. 9-15.
50.	Ускоренные испытания плунжерных насосов топливных сис-
тем: Методика 35-84/ Минавиапром СССР: Введ. I.01.1985. М.,
1984. 18 с.
51.	Хохлов Л.Н. Теоретическое и экспериментальное исследова-
ние влияния эксплуатационных и конструктивных факторов на динами-
ку нагнетающей магистрали гидросистемы самолета АН-12. М., 1971.
'	52. Шорин В.П. Устранение колебаний в авиационных трубопрово-
дах. М.: Машиностроение, 1980. 156 с.
53.	Энгель В.Ю. Влияние геометрии дросселирующих прорезей на
переходные периодические процессы в аксиальных насосах// Изв.вузов.
Горный журнал. 1978. Я 6. С. I08-112.
54.	Энгель В.Ю. Снижение пульсации давления и уровня шума ак-
сиально-поршневых гидромашин// Пневматика и гидравлика. Приводы и
системы управления. М.: Машиностроение, 1984. Bfcni.II. С. 318-323.
55.	Энгель В.Ю. Уровень шума аксиальных гидромашин как функция
процесса коммуникации// Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Респ.
межвед.научн.-техн.сб. Киев, 1983. Вып. 19. С. 91-97.
56.	Ямаути К., Ямамото Т. Шумы, производимые гидравлическими
насосами, и метод контроля за ними// Technical
Review . 1976
57.	Ямаути К. Шумы аксиального поршневого
уменьшения// Юацу Гидзгацр. 1976. № 9. С. 19-26.
насоса и методы их
245
58. Ященко В.К
Зайцев Г.З. Оценка усталостной прочности
сталей при двухчастотном нагружении// Вестник машиностроения.
1986. » I. С. 15-17.
53. uxoch 1. iheoreti&ohe uad experimentslie unter-.ucbu.igen
jn uinam A*c.ussig*ei tsuoersetzungs-etriebe (hydro- Titan- uetrie-
s/Ci / • A?ioS • • • —	— zi^riGxi* I 'i 5 J •
60.	Brangs a. uber die Auelegung von Axielkolbenpumpen mit
sinew ebenen Steuerspiegel: Dies..*- TH- Aachen. 1365-
61.	BS.6335* 1933 British Stsndard. Methods for determining
pressure ripple levels
;enerated in hydraulic fluid power
systems
and components* Bart 1. High impedance method for pumpa. 1983*
62. Discuesion on the psper "The measurement of assessment
of fluid borne pressure rippla generated by positive displscement
pumps” by Edge K. A- and AoCsndlish D. // 5 th International Fluid
lower symposium, deptember 13-15- 1978. I. 53-57-
63.	Adge Л.А., Bowns D.a. methods for characterizing the
fluid borne noise genersted by positive displscement pumps // Ns-
tional Conference on <Luid lower* UBA* 1983- *. 310-317-
64.	Adge h. A., barling 1. Cylinder pressure transients in
oil hydraulic pumps with sliding plate valves // Proceedings of
the mechsnicsl Engineers. 1986. NB1. P.45-54.
65.	Edge K. A., Freitas F. A study of pressure fluotions in
the suction lines of positive displecement pumps // Proceedings
of the Institution of wechsnicsl Bngineers. 1985* Vol.199- NB4.
1.211-217-
66.	*dge K. A*, Freitas 1. Fluid borne noise pressure ripple
in positive displacement pump suction lines // 6 th International
Fluid Power Symposium. April b-10* 1981. 1.205-217-
67-	aage h.A.» wcCsndlish D. The messurement and assessment
of fluid borne pressure ripple generated by positive displacement
pumps // 5 th Internstional Fluid lower Symposium.
Durham.
land. Sept. 13-15- 1978. 1. 12-15 - F2-26.
68* Fielding D., Taylor n., Msrtin k., Foster K. Notes on
the selection of a standard delivery conditiona for the theoreti-
cal prediction and experimental messurement of pressure ripple //
5 th International Fluid lower Symposium, Durham. England. Sept.
13-15. 1978. 1. Fl - 1 * Fl - 12.
246
Grook A., Heron К.A. i'he effect of circuit interactions
on the noise emitted by hydraulic pumps // National Conference
on Fluia lower. GSA. 197b. x.37-48.
70.	helgestad	Foster K. , Banmister r.h. Pressure
transienta in an axial piston hydraulic pump // Proceedings of
the Institution of mechanical Engineers. 1974. Vol. 168. N 17.
P. 189-199.
71.	Hoffman D. ainfluB verschieuener belastungswiderstande
auf Druckschwingungen hinter einer Verdrangermaschine // Glhydra-
ulik und pneumatik. 1976. Vol. 20. ii 1. S.34-36.
72.	130 4391* international Standard. Hydraulic fluid power*
- Pumps, motors and integral transmissions. Parameter definitions
and letter symbols.
73* ISO /ГС 20/ SC 10/ rfG 5- Draft ISO standard related to
variable capacity hydraulic pump.
74.	Kojima , Hagakura H. Characteristics of fluidborne
noise generated by fluid power pump (1st Report, Mechanism of
generation of pressure pulsation in axial piston pump) // Bulle-
tin of JSiMiii. 1962. Vol.25» N 199» P.46-53.
75.	^ojima A. , Shinada bl. Characteristics of fluidborne
noise genersted by fluid power pump (2nd Report, Jressure pulsa-
tion in balanced vane pump) // Bulletin of	1984. Vol. 27.
N 225. P. 475-482.
76.	Kojima , Shinada k. Characteristics of fluidborne
noise generated by fluid power pump (3rd Report, Discharge pres-
sure pulsation of external gear pump) // bulletin of JSbtc;. 1984.
Vol.27. П 232. P.2188-2195.
77.	Kojima B. , Shinada bi. Chsracteristics of fluidborne
noise genersted by fluid power pump (4th Report, Pressure ripple
in hydrostatic power transmission) // Bulletin of JS&B'. 1986.
Vol. 29. N 256. P. 4147-4155.
78.	Link B., «ang Y. borderstrom- und Druekpulsation von
Zahurad- und Kolbenpumpen / Pumpen. Bauelemente der Anlagtechnik
// Vulkan-Verlag. Kssen. 1987. S.259-264
79-	Din S.i., Akers л., Keiger G. pne effect of oil entrap-
ment in an axial piston pump // transaction of the ASMS. .Journal
247
of dynamic Systems, naeaaurement and Control. 1985* Vox. 107»
December. 1.246-251.
80.	^srtin iiu.J. , Taylor R. Optimised port piste timing for
an sxisl piston pump // 5th International Fluid Power Symposium,
September 13-15* 1978. P.B5-51 - B5-66.
81. duller H.W.
Kasaing W., tfurtenberger D. Moglichkeiten
der Gerauschminderung bei Axislkolbenpumpen // Olhydrsulik und
Pneumatik. 1976. Vol. 20. N 1 - S.27-33-
82.	Orlov Yu. Influence of biphsse of working fluid on trsn-
aient processes in lines of s power plsnt // Internstional Sympo-
sium. Hydromechanics snd hest / mses,transfer in microgravity.
USSR, Perm - Moscow. July 6-14. 1991- P-189-
83*	Shiudo K. , Rojims k. , Shinsda Study on the noise ge-
nerating mechanism of swssh piste type axisl piston pumps //
J.Jap. Hydrsuiic snd Pneumstic Soc. 19o7.Vo1.18. N 1 - P.60-68.
84.	Szerlag s.F. Ksting pump fluidborne noise // Society of
Automotive angineers. 1975- P.16.
85.	Taylor R. Computer sided designing of quiet hydrsuiic
pumps // Nstional Conference on Fluid Power, USA, Chicago. Oct.
21-23- 1981- Vol. 35- P. 61-69-
86.	Theiasen H. Volumenstrompulsstion von Kolbenpumpen //
Olhydrsulik und Pneumstik. 1980. Vol. 24. n 8. S.588-591-
87.	Unruh D.R. Outlet pressure ripple messurement of posi-
tive displscement hydraulic pump // Nstionsl Conference on Fluid
Power. USA- 1975* P. 727-758.
88.	Seiger 0. , Akers A. Dynamic anslysis of sxisl piston
pump swsshplste control // Proceeding of the Institution of me-
chsnicsl angineers. 1986. Vol.200. NC1. P.48-58.
89*	W’idmsnn K. Armittelung der Druckpulsstion hydrostati-
scher Verdrangerpumpen // Olhydrsulik und Pneumstik. 1986.
Vol.30. N1 S.48-50, 55, 56.
90.	Yamsuchi K., Yamamoto T. Notes generated by hydraulic
pumps and their control method // Mitsubichi Juko Ciho. 1975-
Vol.12. N 4. P.78-86.
248
СОДЕРЖАНИЕ
Пре	дисловие ............................................ 3
Вве	дение................................................ 5
I.	Устройство и принцип работы некоторых видов авиацион-
ных гидромашин объемного типа. Их параметры и характеристики.. 5
I.I.	Устройство и принцип работы аксиально-поршневой гид-
ромашины, выполненной по схеме с качающейся шайбой............ 6
I.I.I.	Основные кинематические соотношения .............. 8
I.I.2.	Силы, действующие на поршневую группу............ 10
1.1.3.	Аксиально-поршневые гидромашины с двойным несило-
вым карданом................................................. 12
I.I.4.	Аксиально-поршневые гидромашины бескарданного
типа	 16
1.2.	Устройство и принцип работы аксиально-плунжерной
гидромашины, выполненной по схеме с наклонной шайбой......... 19
I.2.I.	Основные кинематические соотношения ............. 22
1.2.2.	Силы, действующие на плунжерную группу .........  23
1.2.3.	Аксиально-плунжерные насосы с с амоу ст анавл и Баю-
щимся блоком цилиндров..................................      26
1.2.4.	Аксиально-плунжерные гидромашины с коническим
расположением цилиндров ..................................... 28
1.3.	Устройство и принцип работы радиально-плунжерной
гидромашины ................................................. 35
1.3.1.	Основные кинематические соотношения.............. 36
1.3.2.	Силы, действующие на плунжерную группу........... 39
1.4.	Устройство и принцип работы пластинчатой гидро-
машины 	 45
1.5.	Параметры объемных гидромашин................. 56
1.6.	Статические характеристики гидромашин......... 64
1.6.1.	Коэффициенты усиления объемных гидромашин ........65
1.6.2.	Статические характеристики насосов и гидро-
моторов 	 66
1.6.3.	Максимальная и минимальная скорости гидромашин ... 70
2.	Рабочий процесс объемных гидромашин с золотниковым
распределением.............................................   71
249
2.1.	Анализ основных направлений в исследовании рабо-
чего процесса объемных гидромашин ..........................
2.2.	Экспериментальное исследование рабочего процесса
быстроходных плунжерных гидромашин..........................
2.2.1.	Экспериментальное определение индикаторной диа-
граммы насоса...............................................
2.2.2.	Экспериментальное исследование пульсации давле-
ния на нагнетании и на всасывании гидромашин ...............
2.3.	Математическая модель рабочего процесса быстроход-
ного плунжерного насоса на стороне нагнетания......
2.3.1.	Граничные условия для зоны нагнетания...........
2.3.2.	Основные геометрические соотношения ............
2.3.3.	Расчет рабочего процесса насоса на стороне на-
гнетания 	......................................
2.4.	Анализ рабочего процесса быстроходного плунжерно-
го насоса .................................................
3.	Силовой анализ быстроходных объемных гидромашин ....
3.1.	Статическая нагруженность объемных гидромашин ....
3.I.I.	Аксиально-поршневые гидромашины, выполненные
по схеме с качающейся шайбой..............................
3.1.2.	Аксиально-плунжерные гидромашины с наклонной
шайбой	................................................
3.1.3.	Радиально-плунжерные гидромашины .........
3.1.4.	Пластинчатые гидромашины .................
3.2.	Основные дефекты и изнбсы гидромашин .............
3.3.	Экспериментальное исследование нагрузок в быстро-
ходных объемных гидромашинах ...............................
3.4.	Динамическая нагруженность быстроходных объемных
гидромашин..................................................
4.	Некоторые проблемы повышения ресурса и надежности
авиационных объемных гидромашин.............................
4.1.	Методы оценки ресурса и надежности авиационных
гидромашин..................................................
4.2.	Новые требования к быстроходным авиационным гидро-
машинам и новые виды их испытаний ..........................
85
101
103
104
117
126
126
137
146
161
174
185
199
200
203
250
4.3.	Конструктивные решения дая снижения динамических
нагрузок в объемных гидромашинах............................ 206
4.4.	Особенности совместной работы быстроходного объем-
ного насоса и трубопроводов гидравлической системы ........  222
Библиографический список............................... 241
251
Ю.М. ОРЛОВ
АВИАЦИОННЫЕ ОБЪЕМНЫЕ ГВДРОМ/Л1ИНЫ
С ЗОЛОТНИКОВЫМ РАСПРВДЕЛЕНИЕМ
Редактор Н.Г.ШЖЕНИНа
Техн.редактор Н.А.ЩЕПИНА
Корректор Н.Ю. НУКУС
Формат 60x84/16. Печать офсетная.
Усд.печ.д. 9,5 п.л. Тираж 200. Заказ № 38.
Пермский государственный технический университет,
ротапринт
Адрес: 614600. Пермь, Комсомольский пр., 29а