Гидро- пневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи - Андреев А.Ф., Богдан Н.В., Барташевич Л.В., Королькевич А.В.

Author: Андреев А.Ф. Богдан Н.В. Барташевич Л.В. Королькевич А.В.
Tags: характеристика машин по способу привода автоматика системы автоматического управления и регулирования интеллектуальная техника технология управления оборудование систем управления техническая кибернетика общее машиностроение машиноведение машиностроение гидропривод пневматика гидроавтоматика пневмоавтоматика
Year: 1987
Similar
Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем
Гидропривод и гидропневмоавтоматика
Атлас конструкций гидромашин и гидропередач
Курсовое и дипломное проектирование по гидроприводу самоходных машин: Учебное пособие
Text
                    ГИДРО -
ПНЕВМО -
АВТОМАТИКА
И ГИДРОПРИВОД
МОБИЛЬНЫХ МАШИН
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРО-
И ПНЕВМОМАШИНЫ
И ПЕРЕДАЧИ
ГИДРО -
ПНЕВМО -
АВТОМАТИКА
И ГИДРОПРИВОД
МОБИЛЬНЫХ МАШИН
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРО-
И ПНЕВМОМАШИНЫ
И ПЕРЕДАЧИ
Под редакцией доктора технических наук,
профессора В. В. Гуськова
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования БССР в качестве
учебного пособия для студентов вузов,
обучающихся по специальностям 0566
«Гидропневмоавтоматика и гидропривод»
и 0513 «Автомобили и тракторы»
Минск „Вышэйшая школа11
1987
ББК 34.447я73
Г 46
УДК 62-8+681.523] (075.8)
Авторы: А. Ф. Андреев, Л. В. Барташевич, Н. В. Богдан, А. В. Ко-
ролькевич, М. И. Мамонов, Е. А. Романчик, Б. В. Сабадах,
Рецензенты: кафедра «Гидравлические машины и гидропневмо-
автоматика» Калужского филиала МВТУ имени Н. Э. Баумана; А. Г. Бург-
виц, д-р техн, наук, проф., зав. кафедрой «Гидропривод и гидропневмо-
автоматика» Челябинского политехнического института
2702000000—152
П-----------------(71—87
М304(03)—87
© Издательство «Вышэйшая школа», 1987
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
Введение
1.	Общие сведения об объемных гид-
ро- и пневмомашинах
1.1.	Основные понятия
1.2.	Классификация объемных гидро-
и пневмомашин
1.3.	Рабочие жидкости в объемных
гидропередачах
1.4.	Термодинамические процессы в
пневмопередачах
1.5.	Требования к рабочему газу
пневмопередач
2.	Рабочий процесс в объемных гидро-
и пневмомашинах
2.1.	Баланс мощности гидромашины
2.2.	Энергетические потери в гидрома-
шине
2.3.	Кавитация рабочей жидкости
2.4.	Влияние сжимаемости рабочей
жидкости на потери энергии в
гидромашинах
2.5.	Рекуперация энергии сжатой ра-
бочей жидкости
2.6.	Подобие роторных гидромашин
2.7.	Коэффициент полезного действия
подобных гидромашин
2.8.	Термодинамические процессы в
идеальной компрессорной ма-
шине
2.9.	Сжатие рабочего тела в реальной
компрессорной машине
2.10.	Рабочий процесс в многоступен-
чатом компрессоре
2.11.	Расчет пневмоприводов
3.	Поршневые возвратно-поступатель-
ные насосы
3.1.	Принципы устройства и работы
3.2.	Законы движения вытеснителей
3.3.	Диаграммы подачи жидкости
3.4.	Особенности работы клапанной
системы распределения жидкости
3.5.	Индикаторные диаграммы
3.6.	Рабочие характеристики насосов
3.7.	Защита насосов от перегрузок
3.8.	Гидравлические преобразователи
и насосы сверхвысоких давлений
3.9.	Область использования возврат-
но-поступательных насосов
5 ' 4. Роторные радиально-поршневые
7 гидромашины
4.1. Общие сведения	84
4.2. Кинематика роторной радиально-
поршневой гидромашины	86
12	4.3. Силы, действующие в роторных
радиально-поршневых гидрома-
16	шинах	87
4.4. Распределение	рабочей	жидкости
23	в радиально-поршневых	гидро-
машинах	89
27	4.5. Определение основных парамет-
ров роторно-поршневых гидро-
29	машин	91
4.6. Типовые конструкции радиально-
поршневых гидромашин	94
5. Аксиально-поршневые гидромашины
31	5.1.	Классификация, особенности ки-
, нематики	100
34	5.2.	Неравномерность подачи насоса
40	и давления	нагнетания	105
5.3. Динамический	анализ гидрома-
шин	106
40	5.4.	Обеспечение устойчивости блока
цилиндров роторных аксиально-
43	поршневых гидромашин	112
46	5.5. Порядок проектирования и расче-
та основных параметров '	116
48	5.6. Направления совершенствования
аксиально-поршневых гидрома-
шин	120
6. Пластинчатые гидромашины
54	6.1. Классификация, принцип дейст-
вия	122
56	6.2. Потери мощности и неравномер-
58	ность подачи пластинчатого на-
соса	126
6.3.	Способы разгрузки пластин	128
6.4.	Выбор основных параметров пла-
стинчатых гидромашин	130
62	6.5. Конструкции пластинчатых гидро- '
70	машин и направления их совер-
70	шенствования	131
73	7. Шестеренные гидромашины
75	7. Г. Принцип действия и классифика--
77	ция	137
78	7.2. Подача шестеренных насосов и
пульсация давления нагнетания 139
80	7.3. Силы, действующие на подшип-
ники, и способы их компенсации 141
82	7.4. Порядок расчета и проектирова-
4
Оглавление
ние шестеренных гидрбмашин 144
7.5.	Конструктивные схемы шесте-
ренных гидромашин и направле-
ния их совершенствования	145
8.	Героторные (бироторные) и плане-
тарно-роторные гидромашины
8.1.	Героторные гидромашйны	152
8.2.	Планетарно-роторные гидрома-
шины	153
8.3.	- Профили рабочих элементов ге-
роторных и планетарно-роторных
гидромашин	158
8.4.	Распределение рабочей жидкости 16.1
8.5.	Особенности расчета и проекти- '
рования планетарно-роторных ма-
шин	163
9.	Гидравлические и пневматические
цилиндры
9.1.	Устройство и основные парамет-
ры поршневых гидроцилиндров 166
9.2.	Конструкции гидроцилиндров и
их элементов	175
9.3.	Расчет гидроцилиндров	182
9.4.	Поворотные гидродвигатели	184
9.5.	Материалы и особенности тех-
нологии изготовления гидроци-4
линдров	184
10.	Высокомоментные гидромоторы
10.1.	Назначение и область применения 186
10'2. Радиально-поршневые гидромо-
торы	187
10.3.	Аксиально-поршневые гидромо-
торы	* 195
10.4.	Пластинчатые и шестеренные вы-
сокомоментные гидромоторы 196
11.	Объемные гидропередачи
11.1.	Назначение и основные свойства
объемных гидропередач	198
11.2.	Схемы включения источников пи-,
тания. в гидросистемы отбора’
мощности	201.
11.3.	Дроссельное регулирование ско-
рости вращения вала гидромо-
тора	203
11.4.	Гидропередачи с делителями по-
тока рабочей жидкости	206
11.5.	Объемное регулирование скоро-
сти вращения вала гидромотора
.-в передачах	208
11.6.	Многомоторные и многонасосные
передачи	209
11.7.	Объемные гидромеханические пе-
редачи с вйешним разделением
мощности	212
11.8.	Проектировочный расчет гидро-
. привода	r 22J
12.	Компрессоры
12.1.	Классификация поршневых ком-
прессоров '	226
12.2.	Конструкции поршневых компрес-
соров автомобилей и тракторов 227
12.3.	Методы регулирования давления
воздуха в ресивере	232
12.4.	Расчет автотракторного поршне-
. вого компрессора	235
12.5.	Мембранные компрессоры	239
12.6.	Ротационные компрессоры	240'
13.	Методы испытаний гидро- и пневМо-
машин и - гидропередач
43.1.	Общие положения	'	244
13.2.	Методы измерения параметров
гидро- и пневмомашин	246
 -13.3. Оборудование для проведения ис-
пытаний	248
13.4.	Автоматизация испытаний	253
14.	Использование гидропередач в мо-
бильных машинах
14.1.	Применение гидромашин в систе-
мах рулевого управления	255
14.2.	Гидравлические навесные системы
тракторов	263
14^3. Гидропередачи в трансмиссиях . '
современных тракторов	266
14.4.	Гидравлические системы отбора
мощности тракторов	272
15.	Монтаж и эксплуатация объёмных
гидроприводов
15.1.	Монтаж объемных гидроприво-
дов	277
15.2.	Эксплуатация объемных гидро-
приводов	280
15.3.	Эксплуатация объемных гидро- 
приводов в условиях низких тем-
ператур	(	284
Заключение	286
Литература
Приложения	293
Предметный	указатель	308
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящая книга — первая из комп-
лекса учебных пособий под общим на.-
званием «Гидропневмоавтоматика и
гидропривод мобильных машин», ко-
торый готовится к выпуску издатель-
ством «Вышэйшая школа».
Дисциплина «Объемные гидро- • и
пневмомашины и передачи» является
одной из профилирующих для специ-
альности 0566 «Гидропневмоавтомати-
ка и гидропривод» и основой для изу-
чения последующих курсов «Средства
гидропневмоавтоматики», «Теория и
расчет гидро- и пневмоприводов».
Внедрение непрерывных технологи-
ческих процессов и автоматизирован-
ных . производств в различных отрас-
лях промышленности, повышение тех-
нико-экономических показателей мо-
бильных машин, предназначенных для
комплексной механизации работ в
строительстве, сельском' хозяйстве и
других отраслях народного хозяйства,
потребовало разработки и промышлен-
ного освоения гидравлических и пнев-
матических машин и другого оборудо-
вания объемных приводов обширной
номенклатуры.
Самым крупным потребителем гид-
росистем становится сельскохозяйст-
венное машиностроение, так как гид-
ропривод обеспечивает реализацию об-
щих тенденций развития сельскохо-
зяйственных машин: увеличение числа
рабочих органов с независимым управ-
лением и различным потреблением
мощности. Применение объемного гид-
ропривода к ведущим колесам сель-
скохозяйственных машин дает неогра-
ниченные возможности их компоновки,
обеспечивает получение принципиаль-
но новых свойств машин, снижение их
массы и себестоимости при увеличении
производительности.
В предлагаемом пособии изложен
широкий круг вопросов по устройству,
расчету и конструированию объемных
насосов, компрессоров и гидромоторову
применяющихся в гидравлических си-
стемах мобильных машин (автомоби-
лей, тракторов и др.) и механического
оборудования. Основное внимание уде-
лено роторным гидромашинам как
наиболее совершенным и перспектив-
ным.
Подробно рассмотрены гидравличе-
ские и пневматические машины воз-
вратно-прямолинейного и возвратно-
поворотного действия, приведены реко-
мендации по их расчету и конструиро-
ванию.
Описаны схемы и принцип действия
объемных гидроприводов, методики их
проектировочного расчета и расчета
гидроэнергетических параметров пере-
дач при работе на режимах, отличаю-
щихся от номинальных. Изложена об-
щая. инженерная методика расчета
пневматическихцепей.
Даны необходимые сведения по ис-
пытаниям гидромашин.
Заключительная глава посвящена
6
Предисловие
современным гидравлическим переда-
чам и направлениям дальнейшей гид-
рофикации мобильных машин с целью
повышения их производительности и
улучшения качества выполняемых ими
технологических операций.
. С учетом такой направленности кни-
га может быть полезной для студентов
вузов, обучающихся по специально-
стям «Автомобили и тракторы»,
«Строительные и дорожные машины»,
а также инженерно-техническим работ-
никам, занимающимся вопросами про-
ектирования и эксплуатации объемных
гидро- и пневмопередач мобильных
машин.
В пособии не приводятся методы
расчета на прочность деталей гидрав-
лических и пневматических машин, так
как они могут быть выполнены на
основе изучения студентами курса
«Детали машин».
В формулах, как правило, исполь-
зуются основные единицы СИ. Поэто-
му ц экспликациях формул единицы
физических величин не приводятся.
В схемах приняты в основном симво-
лические обозначения. Основные тер-
мины и определения соответствуют
требованиям действующих государст-
венных стандартов.
Авторы выражают признательность
рецензентам — сотрудникам кафедры
«Гидравлические машины и гидропнев-
моавтоматика» Калужского филиала
МВТУ имени Н. Э. Баумана и доктору
технических наук, профессору, заве-
дующему кафедрой «Гидропривод и
гидропневмоавтоматика» Челябинско-
го политехнического института А. Г.
Бургвицу за ценные замечания, во
многом способствовавшие улучшению
содержания книги.
В. В. Гуськов,
заслуженный деятель
науки и техники БССР,
доктор технических наук,
профессор
ВВЕДЕНИЕ
Предшественники современных гид-
равлических машин появились в глу-
бокой древности. Освоение плодород-
ных земель, уровень которых выше
уровня воды ближайших водоемов, а
также необходимость водообеспечения
поселений потребовали создания раз-
личных водоподъемных средств.
Древнейший известный нам меха-
низм — водоподъемное колесо — под-
нимал 8... 10 м3 воды в час на высоту
3...4 м. В 1700 г. до н. э. в Каире для
подъема воды из колодца глубиной
90 м использовали так называемый
цепной насос (бесконечная цепь с при-
крепленными ковшами). Архимедов
винт стали применять для орошения
полей за 1000 лет до н. э. Наклонно
расположенный вал с винтовой нарез-
кой вращался в полуоткрытом лотке и
обеспечивал подъем воды на высоту
до 5 м.
Первым насосом был поршневой.
Изобретателем его считают древнегре-
ческого механика Ктезибия (II—I в.
до н. э.). Описан насос был Героном
Александрийским в I в. до н. э. в его
труде «Пневматика». Насос был изго-
товлен из бронзы, имел все основные
элементы современного насоса (плун-
жер, цилиндры, клапаны, эксцентрико-
вый привод плунжеров)' и предназна-
чался для тушения пожаров.
Постепенно в процессе трудовой
деятельности люди накапливали зна-
ния о закономерностях движения жид-
кости и газов. Это нашло отражение в
трудах древнегреческого философа
Аристотеля (384—322 до н. э.). Неко-
торые законы гидравлики были сфор-
мулированы величайшим механиком
Древней Греции Архимедом (277—
212 до н. э.).
Отсутствие приводного двигателя
тормозило развитие гидравлических
машин. Поэтому на протяжении почти
2000 лет водоподъемники практически
не изменялись. Только благодаря раз-
делению труда и развитию мануфакту-
ры в XVI—XVIII вв. были созданы
условия для широкого использования
водяного колеса, а затем паровой ма-
шины в качестве двигателей. Эти же
условия вызвали появление новых гид-
ромашин. В 1588 г. французский инже-
нер А. Раммели в своем сочинении
«Различные искусные машины» опи-
сал четыре разновидности вращатель-
ных насосов. Среди них прототип ше-
стеренного насоса и довольно точное
описание пластинчатого насоса одно-
кратного действия. Идея использо-
вания центробежной силы для подачи
жидкости возникла, в XV в. у Леонар-
до да Винчи. В 1689 г. французский
физик Д. Папен (1647—1714) изобрел
центробежный насос для откачки грун-
товых вод. Вначале насос имел двух-
лопастное колесо и кольцевой кожух
постоянного сечения. Позднее Папен
усовершенствовал свой насос: приме-
нил многолопастное колесо и спираль-
8
Введение
ный кожух. Однако при отсутствии
мощных и быстроходных двигателей
использование роторного и центробеж-
ного насосов оказалось неэффектив-
ным.
В России уже в XIV—XV вв. было
множество водяных мельниц. В XVI—
XVII вв. водяные колеса использова-
лись на заводах. Так, на семи тульских
заводах в 1690 г. 30 водяных колес
приводили в движение мехи, молоты,
сверлильные устройства и т. д. На
Екатеринбургском заводе в начале
XVIII в. имелось более 50 колес. В Рос-
сии широкому внедрению насосов спо-
собствовал выдающийся русский гид-
ротехник и изобретатель* К- Д. Фро-
лов (1726—1800). Работая с 1763 г. на
Змеиногорском руднике (Алтай), он
создал систему заводских гидросило-
вых установок для привода рудоподъ-
емных машин и поршневых насосов,
использовавшихся при водоотливе из
шахт и промывке россыпей.
Важнейшими достижениями в обла-
сти создания теории насосов ознамено-
вался XVIII в. В 1738 г. действитель-
ный член Российской академии наук
Д. Бернулли в труде «Гидродинамика,
или Записки о силах и движении жид-
кости» дал свое знаменитое уравнение,
которое и сегодня служит теоретиче-
ской основой для решения многих воп-
росов гидромашиностроения. В 1750 г.
академик Л. Эйлер вывел основное
уравнение рабочего процесса турбо-
машин. Однако отсутствие, приводя-
щего двигателя затормозило использо-
вание этих работ почти на 150 лет.
Появление паровых машин в XVIII в.
обусловлено прежде всего необходи-
мостью привода насосов для откачки
воды из шахт. Неглубокие выработки
к этому времени уже истощились, а
основной проблемой было удаление
грунтовых вод из глубоких шахт, кото-
рые не позволяли вести добычу полез-
ных ископаемых.
В начале XVIII в. английский изоб-
ретатель Т. Ньюкомен (1663—1729)
создал поршневой насос для подъема
воды в руднике, применив для его при-
вода паровой цилиндр, необходимая
сила на штоке которого создавалась
за счет атмосферного давления.
В 1763 г. гениальный русский изоб-
ретатель И. И. Ползунов (1728—1766)
разработал проект универсального па-
рового двигателя непрерывного дейст-
вия (проект был осуществлен в 1766 г.).
Непрерывность его работы достигалась
принципиально новым методом — при-
менением двух цилиндров, связанных
механизмом с одним валом. Принцип
работы двигателя И. И. Ползунова —
суммирование на одном валу мощно-
сти нескольких цилиндров — положен
в основу современных многоцилиндро-
вых двигателей.
В 1784 г. выдающийся английский
изобретатель Д. Уатт (1736—1819) со-
здал универсальную паровую машину
с цилиндром двухстороннего действия,
в которой применил передачу от што-
ка цилиндра к балансиру в виде па-
раллелограмма.
С развитием паровых машин и об-
щим технологическим прогрессом в
машиностроении тесно связано совер-
шенствование конструкций поршневых
насосов, появление и совершенствова-
ние гидравлических двигателей. Нача-
ло промышленного применения гидро-
привода относят к 1793 г., когда в Гер-
мании был создан первый гидравличе-
ский пресс.
В конце XIX в. для перекачки воды и
нефти стали применяться паровые
прямодействующие насосы. У этих на-
сосов поршень гидравлического ци-
линдра соединен общим штоком с
поршнем парового цилиндра. Исчер-
Введение
9
пывающая теория и метод расчета та-
ких насосов были предложены русским
инженером В. Г. Шуховым (1853—
1939). Он изложил результаты своих
исследований в работе «Насосы пря-
мого действия». В. Г. Шухов разрабо-
тал конструкцию инерционного порш-
невого насоса с одним клапаном и гиб-
ким шатуном, предназначенного для
откачки воды из артезианских сква-
жин. Шатун при опускании остается
всегда натянутым вследствие воздей-
ствия пружины на поршневую штангу.
При этом значительно возрастала ра-
бочая скорость перемещения поршня.
Толчком ^разработке и широкому
использованию минеральных масел в
смазочных системах и в качестве рабо-
чих жидкостей гидравлических машин
послужила замечательная работа рус-
ского ученого Н. П. Петрова (1836—
1920) «Трение в машинах и влияние на
него смазывающей жидкости», опубли-
кованная в 1883 г.
Изобретение поршневого воздушно-
го насоса (1650)—прототипа совре-
менных одноступенчатых компрессо-
ров— связано с именем немецкого'фи-
зика Отто фон Герике (1602—1686).
Совершенствованию компрессоров в
XVIII—XIX вв. способствовало разви-
тие горнорудной промышленности и
металлургии.
В конце XIX в. пневматический при-
вод уже широко применялся для вру-
бовых машин: В это же время во мно-
гих странах гидравлический привод
используется для управления руле^м и
для поворота орудийных башен на су-
дах военно-морского флота. Однако
более широкое распространение в тех-
нике он получил несколько позднее.
В 20-х годах нашего столетия гидрав-
лический привод нашел применение
при оснащении высокопроизводитель-
ных металлорежущих станков. Он
оказался наиболее совершенным тех-
ническим средством, позволившим ме-
ханизировать и автоматизировать
сложные технологические процессы.
Станкостроение в основном явля-
лось главной технической базой, спо-
собствующей развитию гидропривода
до середины 30-х годов, когда его ста-
ли применять в авиации.
В авиационной технике применение
гидроприводов было вызвано необхо-
димостью убирать и выпускать шасси
и закрылки, управлять тормозами ко-
лес и производить ряд других опера-
ций, без которых немыслимо было по-
вышение скорости полета. Отечествен-
ные машины объемного гидропривода
разрабатывались на основе научных
исследований советских ученых и ин-
женеров.
Теория подобия роторных машин бы-
ла впервые разработана в 30-х годах
в Московском высшем техническом
училище имени Н. Э. Баумана (МВТУ)
В. В. Мишке. На ее основе и в настоя-
щее время конструируются гидрома-
шины и создаются параметрические
ряды гидроприводов. Большой вклад в
развитие гидромашин самолетного гид-
ропривода внесли работы, выполнен-
ные в Киевском институте инженеров
гражданской авиации под руководст-
вом Т. М. Башты.
Вопросами теории и конструирова-
ния машин объемных гидропередач
общего применения на протяжении
многих лет занимались' представи-
тели школы В. Н. Прокофьева
(МВТУ).
Научно-исследовательская работа
по объемным гидроприводам ведется
и другими специальными кафедрами
вузов, а также многими организация-
ми, такими как научно-производст-
венные объединения , Гидропривод,
ВНИИстройдормаш, Государственный
10
Введение
союзный тракторный научно-исследо-
вательский институт (НАТИ) и др.
Достоинства гидропередач обуслов-
ливают их широкое использование
в мобильных сельскохозяйственных,
строительных и дорожных машинах.
Способ присоединения машины-ору-
дия к трактору при помощи гидравли-
ческой навесной системы, что является
одной из основных особенностей сов-
ременных тракторов, был разработан
и конструктивно оформлен в НАТИ на
макетных образцах в первые послево-
енные годы.
На базе теоретических работ Д. А.
Чудакова по динамике трактора, агре-
гатируемого с навесной машиной, про-
веденных расчетов и испытаний раз-
работана конструкция гидроподъемного >
механизма, выполненная по единоаг-
регатному принципу. Тракторные за-
воды выпускали эти механизмы в
1952—1959 гг., когда по инициативе
коллектива сотрудников НАТИ под ру-
ководством Б. А. Любимова был осу-
ществлен переход на раздельно-агре-
гатное построение тракторных гидро-
приводов навесных систем.
Использование гидроприводов в
строительных и дорожных машинах
способствует значительному повыше-
нию уровня механизации в этих отрас-
лях. Гидравлические устройства уста-
навливаются в системах управления на
экскаваторах, бульдозерах, подъемни-
ках, погрузчиках, кранах, а также в
качестве силовых передач на движи-
тель этих машин.
Первые исследования по гидрообъ-
емным трансмиссиям были выполнены
в НАТИ под руководством А. А. Крейс-
лера в 1957—1963 гг. В настоящее вре-
мя эти работы проводятся в направле-
нии совершенствования гидромашин,
разработки оптимальных схем и ком-
поновок тракторов в целом, а также
применения гидрообъемного привода
рабочих органов сельскохозяйственных
машин и ведущих колес безмоторных
шасси от насосного агрегата, установ-
ленного на тракторе.
В 1981 г. на Кировоградском заводе
«Гидросила» начато производство гид-
ромашин НП-90 и МП-90 и гидропере-
дач ГСТ-90 на их базе для трансмис-
сий мобильных сельскохозяйственных
машин. Намечена дальнейшая их мо-
дернизация и организация выпуска пе-
редач повышенной мощности с рабо-
чим давлением 40 МПа (ГСТ-112) для
зерноуборочных комбайнов семейства
«Дон».
Теория пневмоприводов машин на-
чала развиваться сравнительно недав-
но, что объясняется сложностью про-
цессов, протекающих в этих приводах.
Первой капитальной работой, посвя-
щенной пневмоустройствам горных ма-
шин, была монография А. П. Германа,
опубликованная в 30-х годах.
Вопросы динамики пневмоустройств
были рассмотрены в 50-х годах И. И.
Артоболевским, Е. В. Герц, А. Е. Коб-
ринским и Н. П. Раевским. В области
компрессоростроения широко извест-
ны исследования М. Н. Френкеля, К. П.
Селезнева и др. Первые работы по
расчету пневмопривода тормозов ав-
томобилей были выполнены в 1941 г.
Н. А. Бухариным. Современная инже-
нерная методика расчета тормозных
систем автомобиля разработана Н. Ф.
Метлюком и В. П. Автушко (1983).
Применение пневмопривода в трак-
торах и автомобилях связано главным
образом с управлением тормозами.
Простота конструкции, невысокие тре-
бования к обслуживанию при эксплуа-
тации являются положительными ка-
чествами пневматических систем управ-
ления. Поэтому на машинах, обо-
рудованных пневматической системой
Введение
11
тормозов, находят применение пневма-
тические сервоприводы управления
сцеплением, механизмами блокировки
дифференциалов и другие пневматиче-
ские системы.
Перспективным является использо-
вание гидравлических и пневматиче-
ских передач в сочетании с электриче-
скими для автоматизации технологи-
ческих процессов в сельском хозяйстве,
строительстве и других отраслях на-
родного хозяйства с целью повышения
производительности и улучшения усло-
вий труда.
1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ОБЪЕМНЫХ ГИДРО-
И ПНЕВМОМАШИНАХ
1.1 Основные понятия
Объемным приводом называют та-
кой, в состав которого входит меха-
низм с рабочей средой, находящейся
под давлением, и один или более объ-
емных двигателей. Под рабочей средой
понимают рабочую жидкость в объем-
ном гидроприводе и рабочий газ в
пневмоприводе. Привод включает Ис-
точник энергии, механизм передачи
энергии (движения) и аппаратуры
управления.
Часть насосного гидропривода, пред-
назначенную для передачи движения
от приводящего двигателя к звеньям
машины, называют объемной переда-
чей.
Схема простейшей объемной гидро-
передачи показана на рис. 1.1. При
движении под действием силы Fx
поршйя цилиндра 1 вниз рабочая жид-
кость поступает в цилиндр 2, воздей-
ствует на его поршень и, преодолевая
усилие F2, совершает полезную работу.
В рассматриваемой передаче движение
от одного подвижного звена (поршня
насоса) к другому (поршню гидродви-
гателя) передается через замкнутый
между ними объем рабочей жидкости,
давление которой зависит от внешней
нагрузки Г2. Поэтому передачи этого
типа и называют объемными.
Если пренебречь потерями давления
в системе, то по закончу Паскаля дав-
ление рабочей жидкости в цилиндрах
1 и 2 будет одинаковым:
р = Fx/At = FJA2. (1.1)
С учетом практической несжимаемо-
сти жидкости
(1.2)
или
гцД1 = v2A2,	(1.3)
где Vi, v2— скорость перемещения
поршня соответственно цилиндров 1
и 2.
Мощность, затрачиваемая на пере-
мещение поршня в цилиндре 1,
р = F1V1 = рА^.
Так как величина представляет
собой расход жидкости Q, то для пе-
редачи, работающей без потерь дав-
ления, P = pQ,
Произведение pQ — мощность пото-
ка рабочей жидкости, F2v2—мощность,
развиваемая цилиндром 2.
Отношение сил F2/Fiy площадей
А2/Ах, путей 1\/12 или скоростей vx/v2
поршней [см. формулы (1.1)... (1.3) ]
называют передаточным числом при-
вода:
_ ^2 ___ Л2 __ /1 __ У1
Ai	I %	^2
В объемных гидропередачах объем-
ные гидравлические машины являются
преобразователями механической энер-
гии. В зависимости от назначения объ-
емные гидромашины делятся на насо-
сы и гидродвигатели.
В объемных гидромашинах механи-
ческая энергия входного звена насоса
1.1. Основные понятия
13
преобразуется сначала в энергию по-
тока жидкости, а затем в механиче-
скую энергию выходного звена гидро-
двигателя.
Насосом называют гидромашину,
предназначенную для создания потока
рабочей среды.
Объемные гидро- и пневмомашины
работают по принципу вытеснения ра-
бочей среды. В объемном насосе рабо-
чая жидкость из приемной полости под
действием атмосфёрного (или вспомо-
гательного) давления поступает в ра-
бочие камеры, объем которых в этот
момент увеличивается. После заполне-
ния камера перемещается к выходной
полости, где жидкость вытесняется из
нее. В качестве вытеснителей, позво-
ляющих получить переменный объем
рабочей камеры, используются пор-
шень, пластина, зуб шестерни и т. д.
Объемный гидродвигатель — объем-
ная гидромашина, предназначенная
для преобразования энергии потока
рабочей среды в механическую энер-
гию, выходного звена. Выходным зве-
ном гидроцилиндра являются шток
или плунжер, повбротного гидродвига-
теля и гидромотора — вал. Если шток,
плунжер или вал закреплены непо-
движно, выходным звеном становится
корпус гидродвигателя.
Термины, и определения технических
показателей и характеристик насосов
применимы к объемным гидродвигате-
лям и пневмомашинам. Но при ис-
пользовании терминов необходимо учи-
тывать' особенности работы последних.
Так, например, применительно к гид-
ро- и пневмодвигателям используют
не понятие подачи рабочей среды,, как
в насосах, а ее расхода, подразумевая
под ними один и тот же параметр по-
тока рабочей среды.
Основными параметрами объемных
гидро- и пневмомашин являются рабо-
Рис. 1.1. Схема, объемной гидропередачи
чий объем, Ус-.; рабочее давление или
номинальный перепад давления между
рабочими полостями АрНом и номи-
нальная частота вращения вала гидро-
машины /?ном. Подачу рн и мощность
Р для насоса/расход рабочей жидко-,
сти QM и крутящий момент 7ИМ для
гйдромотора, а также полный КПД
гидромашйн т) относят к производным
параметр-ам.
Рабочий объем гидрома-
шины — объем жидкости, пропускае-
мой через гидромашину при отсутствии
утечек за один оборот вала [34].
Номинальные рабочие объемы (в ку-
бических сантиметрах) выбираются по
ГОСТ 13824—80.
Объемной (массовой) по-
дачей насоса называют отноше-
ние объема (массы) перемещаемой
жидкой среды к продолжительности ее
перемещения.
Поскольку рабочий объем гидрома--
шины — это объем жидкости, пропус-
каемой через гидромашину за один
оборот вала, теоретическая (идеаль-
ная) объемная подача (расход)
QT = 0^-
Вследствие-.' внутренних перетечек
рабочей жидкости в гидромашине из
полости высокого давления в полость
низкого давления, наружных утечек, а
также сжимаемости жидкости дейст-
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмомашинах
вительная подача насоса всегда мень-
ше идеальной. Таким образом; идеаль-'
ную подачу можно характеризовать
суммой фактической подачи Q и объ-
емных потерь Qy:
Qt = Q 4“ Qy
Утечки рабочей жидкости повыша-
ются с увеличением давления и зазо-
ров (по мере изнашивания рабочих
поверхностей сопрягаемых деталей) и
с уменьшением ее вязкости.
Отношение действительной подачи
насоса к теоретической называют ко-
эффициентом подачи насоса:
Kq^=Q/Qt = Q/(Q + Q7).
Роторные гидромашины могут быть
выполнены с регулируемым рабочим
объемом. Тогда
Qh “	Qm ~ ^0М^М&М>
где 8Н, 8м — параметр регулирования
соответственно насоса и гидромотора.
Безразмерный параметр регулиро-
вания 8 определяется отношением те-
кущего значения регулируемого пара-
метра е к максимальному етах. Для
радиальных гидромашин этим пара-
метром является эксцентриситет, т. е.
смещение оси ротора относительно оси
расточки статора.
В регулируемых гидромашинах зна-
чение параметра 8 может изменяться
от + 1 до —1.
Номинальноедавление ра-
бочей среды — наибольшее избы-
точное давление, при котором устрой-
ство должно работать в течение уста-
новленного ресурса (срока службы) с
сохранением параметров в пределах
норм. ГОСТ 12445—80 (СТ СЭВ 518—
77) устанавливает следующий ряд но-
минальных давлений (МПа): 0,1; 0,16;
0,25; 0,4; 0,63; 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10;
12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 80; 100;
125; 160; 200 и 250.
Увеличение давления рабочей сре-
ды — одно из основных направлений
совершенствования объемных машин.
Однако получение наибольших значе-
ний КПД при более высоких давлени-
ях рабочей среды является технически
сложной проблемой. Поэтому исполь-
зование высоких давлений (в гидро-
машинах — более 20...25 МПа) сдер-
живается по условиям экономической
целесообразности, надежности машин
и пр.
Частота вращения вала
гидро- и пневмомашины —
один из важнейших ее параметров.
Передаваемая машиной мощность про-
порциональна частоте вращения вала.
Однако увеличение последней в гидро-
машинах, например, связано с ухудше-
нием заполняемости рабочих камер
жидкостью, снижением КПД, увеличе-
нием динамических нагрузок на эле-
менты машины и др.
Значения номинальной частоты вра-
щения вала машины выбирают по
ГОСТ 12446—80.
Объемный КПД насоса — отношение
его выходной (полезной) мощности
Рвых к теоретической Рт.н? а объемный
КПД гидромотора — отношение его
теоретической мощности Рт. м к вход-
ной Рвх:
Ло.Н = -Рвых/^Т.Н, Ло.М Рт.М / Рвх*
Считая жидкость несжимаемой, по-
лучим следующие выражения для объ-
емного КПД насоса т]о. н и мотора т|0. м’
Цо.н = Qh/(Qh 4“ Qy-н) = Qh/Qt.Hj
Tlo.M = (Qm 4“ .m)/Qm — Qt.m/Qm*
1.1. Основные понятия
15
Остальные потери мощности в гид-
ромашине оценивают с помощью гид-
ромеханического КПД:
Лгм.н — Пн/По.н, У)гм.м = Пм/По.м»
где т]н, Лм — полный КПД соответст-
венно насоса и гидромотора.
Объемный КПД сказывается преж-
де всего на кинематических показате-
лях гидромашин: подаче — для насоса
и частоте вращения вала — для гидро-
мотора; гидромеханический КПД — на
динамических показателях: давлении
рабочей жидкости — для насоса и кру-
тящем моменте на валу — для гидро-
мотора.
Учитывая указанные потери энергии
в гидромашинах, получим формулы
для вычисления фактических значений
мощности гидромашины, частоты вра-
щения вала и момента на валу
(табл. 1.1).
Основные технические показатели
дают представление о работе гидро- и
пневмомашины в строго определенном
режиме. Более полное представление о
ее работе в широком диапазоне нагру-
зок и режимов может дать характери-
стика, т. е. графическая зависимость
основных технических показателей от
давления рабочей среды (или других
параметров) при постоянных частоте
вращения вала, вязкости и плотности
жидкой среды на входе в насос.
Характеристики снимаются для уста-
новившегося режима работы. Устано-
вившимся называется такой режим,
при котором параметры работы маши-
ны (частота вращения, крутящий мо-
мент — при работе в режиме двигате-
ля, расход рабочей жидкости, перепад
ее давления — при работе в режиме
генератора) постоянны во времени.
При этом рассматриваются средние
значения параметров за цикл. В пре-
делах одного цикла имеют место не-
большие отклонения от средних значе-
ний в связи с неравномерностью пода-
чи (расхода) жидкости.
Для регулируемых насосов строят
регулировочную характеристику —
графическую зависимость подачи от
частоты вращения вала (циклов) или
длины хода рабочего органа при по-
стоянных вязкости, плотности рабочей
жидкости на входе в насос и ее давле-
нии на входе и выходе из насоса.
Реакция машины на изменение на-
грузки определяется зависимостью
крутящего момента М от частоты вра-
щения п вала или расхода Q от дав-
ления жидкости в нагнетательной ма-
гистрали р2 насоса. Чем меньше изме-
няется с увеличением (уменьшением)
Табл. 1.1. Формулы для вычисления мощности, крутящего
момента и частоты вращения вала гидромашин
Параметр	Насос	|	|	Мотор
Мощность гидро- машины Частота враще- ния вала Крутящий мо- мент на валу	Рн. — Qh&Ph. Ли 1 Qh ПН —	v Ло.н ‘'он л, '	' 1Л)нАрн мв- о 2ят)гм.н	Рм = ЛмРмАРм 		Qm — Ло.м д, 	 Лгм.М^ОмАРм м“	2л
16
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
Рис. 1.2. Универсальная характеристика насоса:
сплошная жирная линия •— полный КПД; штриховая—
объемный КПД; штрйхпунктирная — подача; тонкая
линия •<— мощность насоса
сопротивления на выходном звене ско-
ростной режим машины (при работе ее
в качестве двигателя) или подача ра-
бочей жидкости (при работе ее в ка-
честве генератора), тем устойчивее
общий режим работы гидравлической
•машины. Устойчивость работы гидро-
мотора оценивается при помощи ха-
рактеристики ЛГ=Л1(п), а насоса —
Qh— Qh(APh).
Наиболее полное представление о
технических возможностях гйдрома-
шины дает ее универсальная, или то-
пографическая, характеристика. По
оси абсцисс наносятся значения часто-
ты вращения вала гидромашины
(иногда — подача, или параметр регу-
лирования: эксцентриситет или угол
наклона блока, шайбы), по оси орди-
нат— давления рабочей жидкости. На
поле графика (рис. 1.2) наносятся ли-
нии постоянных КПД (полного и объ-
емного), подачи (расхода) и мощно-
сти.
Зону характеристики насоса, в пре-
делах которой рекомендуется его экс-
плуатация, называют рабочей частью
характеристики.
Хорошее представление о работе гид-
ромашины (о качестве проектирова-
ния, изготовления и монтажа, о техни-
ческом состоянии при-эксплуатации и
т.п.) можёт /щть индикаторная диа-
грамма — графическая зависимость из-
менения давления рабочей жидкости
во времени или в зависимости от пере-
мещения рабочего органа в рабочей
камере.
Различают режимы работы гидро-
машин: номинальный— обеспечиваю-
щий заданные технические показате-
ле машины; оптимальный — режим
работы гидромашины с наибольшим
КПД; кавитационный — режим рабо-
ты насоса в условиях кавитации жид-
кости, вызывающей изменение его ос-
новных технических показателей.
1.2.	Классификация объемных гидро-
и пневмомашин
Общие положения. Классификация
объемйых гидро- и пневмомашин по
ГОСТ 17752—81 приведена на рис. 1.3..
Иногда возникает необходимость ис-
пользования в одном механизме раз-
личных рабочих сред, не допуская их
смешивания. В этом случае применя-
ют гидровытеснители или гидропреоб-
разователи.
Гидровытеснитель (пневмовытесни-
тель, пневмогидровытеснитель) — объ-
емная гидромашина (объемная пнев-
1.2. Классификация объемных гидро- и пневмомашин
17
момашина), предназначенная для пре-
образования энергии потока одной ра-
бочей среды в энергию потока другой
среды без изменения давления. Маши-
на, в которой давление рабочей среды
изменяется, называется преобразова-
телем (рис. 1.4, а).
В полость 1 подается поток жидко-
сти под давлением рь из полости 2
при перемещении ступенчатого поршня
поток выходит под давлением р2. Без
учета потерь на трение соотношение
давлений в двух полостях обратно про-
порционально отношению площадей
ступеней поршня 3: p2/pi=Ai/A2.
Насосы. Классификация объемных
насосов приведена на рис. 1.5.
По характеру движения рабочих ка-
мер различают объемные насосы с
неподвижны мирабочими ка-
мерами и роторные насосы. Из на-
сосов первого типа наибольшее рас-
пространение получили поршневые,
плунжерные и диафрагменные. В этих
насосах вытеснение жидкости происхо-
дит при неподвижных рабочих каме-
рах вытеснителями, совершающими
возвратно-поступательное движение.
Распределение жидкости, т. е. соедине-
ние рабочей камеры с полостью всасы-
вания (при увеличении объема каме-
ры) и с полостью нагнетания (при его
уменьшении), производится с помощью
обратных клапанов.
В роторных насосах вытес-
нение жидкости производится из рабо-
чих камер, совершающих вращатель-
ное движение, в результате которого
происходит перенос вытесняемого объ-
ема жидкости из всасывающей поло-
сти в нагнетательную. Поэтому здесь
отпадает необходимость в обратных
клапанах. Вытеснители этих насосов
совершают вместе с ротором враща-
тельное движение, которое может со-
четаться с поступательным движением
Объемные гидромашины
(Объемные пнеомомашины)
По назначению
По виду рабочих органов
Шибер- ные	Поршне- вые	Мем- бранные
Рис. 1.3. Классификация объемных гидромашин
в камерах. В объемных гидроприводах
мобильных машин применяют ротор-
ные насосы.
По характеру движения вытесните-
лей различают роторно-посту-
пательные насосы (к ним отно-
сятся роторно-поршневые и шибер-
ные) и р о т о р н о-в ращательные
(зубчатые—рис. 1.4, б и винтовые—
рис. 1.4, в).
Из зубчатых наибольшее распрост-
ранение получили шестеренные
насосы (рис. 1.4, б). Насос состоит
из двух (реже трех и более) шестерен
4 и 5, размещенных в корпусе 6 с ка-
налами А и Б. При вращении шестерен
в направлении, указанном стрелками,
жидкость, заполняющая впадины меж-
ду зубьями, переносится из полости
всасывания в полость нагнетания.
Винтовые насосы эффективны при
высоких частотах вращения. Их до-
стоинства — малая масса и компакт-
ность благодаря соосности рабочих ор-
ганов (винтов) и высоким рабочим
2. Зак. 670
18
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
параметрам (давлению рабочей жид-
кости и частоте вращения вала), рав-
номерность подачи и бесшумность ра-
боты. Недостаток — технологическая
сложность изготовления винтов [9].
На рис. 1.4, в приведен схематиче-
ский разрез насоса, имеющего три
двухзаходных винта, из которых сред-
ний 7 — ведущий и два других 8 —
ведомые. Направление нарезки винтов
на ведущем и ведомых винтах проти-
воположное. Винты в зацеплении обра-
зуют рабочие камеры, которые при
вращении перемещаются вместе с жид-
костью вдоль оси к напорной гидроли-
нии. Основную нагрузку несет веду-
щий винт, ведомые винты разгружены
от крутящих моментов .и выполняют
лишь роль замыкателей рабочих ка-
мер. Для отделения полости всасыва-
ния от полости нагнетания рабочая
длина винтов должна быть больше ша-
га нарезки.
В гидроприводах высоких давлений
наибольшее применение нашли ротор-
но-поршневые насосы с осевым (акси-
альные— рис. 1.4, г, д) и радиальным
(радиальные — рис. 1.4, е) располо-
жением поршней в блоке цилиндров.
По виду передачи движения акси-

Рис. 1.4. Конструктивные схемы объемных гидрома-
шин:
а—преобразователь давления; б—шестеренный насос; в—вин-
товой; г—аксиально-поршневой с наклонным блоком; о
аксиально-поршневой с наклонным диском; е радиально-
поршневой насос; ж—гидромотор с внешним кулачком
3
1.2. Классификация объемных гидро- и пневмомашин
19
ально-поршневые насосы бывают двух
разновидностей: с наклонным блоком
(рис. 1.4, г) и с наклонным диском
(рис. 1.4, д). В насосе первого типа
поршни 3 через шатуны 9 со сфериче-
скими головками соединены с флан-
цем вала 10. При вращении вала порш-
ни совершают возвратно-поступатель-
ное движение. В насосах второго типа
плунжеры 11 прижаты к шайбе 12.
При вращении вала 10 и связанного с
ним ротора плунжеры совершают воз-
вратно-поступательное движение. При
движении плунжера с ротором из ниж-
него положения в верхнее объем под-
плунжерной полости увеличивается,
происходит всасывание рабочей жид-
кости. Нагнетание происходит при дви-
жении плунжера из верхнего положения
в нижнее. Окна неподвижной плиты 13
обеспечивают поочередное соединение
цилиндров с полостями всасывания и
нагнетания. Разрез плиты выполнен
условно со смещением по углу поворо-
та ротора. Изменение подачи обоих на-
сосов достигается регулированием угла
у. При у = 0 подача равна нулю.
В радиально-поршневом на-
сосе (рис. 1.4, е) ротор 14 располо-
жен эксцентрично относительно опор-
ного кольца 15. При вращении ротора
вокруг неподвижной оси 16 поршни
совершают возвратно-поступательное
движение. Всасывание рабочей жидко-
сти производится из полости А, нагне-
тание — в полость Б. Изменение пода-
чи производят регулированием экс-
центриситета.
Р о т о р н о-п осту па те л ь н ы е
насосы могут быть как регулируе-
мыми, так и нерегулируемыми. Ротор-
но-вращательные насосы выполняются
нерегулируемыми.
Вследствие того что в роторных на-
Рис. 1.5. Классификация объемных насосов
2*
20
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
сосах происходит перемещение рабо-
чих камер с жидкостью из полости вса-
сывания в полость нагнетания, они от-
личаются от поршневых тем, что в них
отсутствуют всасывающие и напорные
клапаны. Эти и другие конструктивные
особенности роторных насосов обус-
ловливают их некоторые общие свой-
ства: обратимость, т. е. возможность
использования их в качестве как насо-
са, так и гидромотора; быстроходность
(частота вращения вала до 3000...
5000 мин-1); равномерность подачи;
возможность работы лишь на чистых
неагрессивных жидкостях, обладаю-
щих смазывающими свойствами. При-
менение роторных насосов для подачи
воды исключается.
Гидро- и пневмомоторы. На рис. 1.6
дана классификация объемных гидро-
и пневмомоторов согласно ГОСТ
17752—81.
Ниже приведены термины и опреде-
ления гидромоторов, справедливые и
для пневмомоторов.
Роторные насосы могут применяться
в качестве гидромоторов, если к' ним
под давлением подавать поток рабочей
жидкости. Однако не все конструкции
насосов будут в одинаковой степени
эффективны в качестве гидромоторов
из-за некоторых присущих им особен-
ностей.
В объемных гидроприводах в основ-
ном применяются роторные г и д-
р о м о т о р ы, рабочие звенья которых
совершают простое или сложное вра-
щательное движение. Значительно
меньше распространены безроторные
гидромоторы, рабочие звенья которых
Рис. 1.6. Классификация гидромоторов
1.2. Классификация объемных гидро- и пневмомашин
21
совершают только возвратно-поступа-
тельное движение. Гидромотор, вал
которого при работё может вращаться
как в одном, так и в другом направле-
нии, называют реверсивным.
Гидромотор с изменяемым рабочим
объемом называют регулируемым.
Гидромотор однократно-
го действия — гидромотор, в каж-
дой рабочей камере которого за один
оборот выходного звена совершается
один рабочий цикл. Высокомоментные
гидромоторы иногда бывают много-
кратного действия. В зависимости от
числа рабочих циклов за один оборот
выходного звена различают гидромо-
торы двух-, трехкратного действия и
Т. д.
Для главных приводов самоходных
машин (привод движителя, привод
рабочего органа, требующий значитель-
ной мощности двигателя и т. п.) наибо-
лее целесообразно применение ротор-
ных поршневых гидромоторов. Акси-
ально-поршневой гидромотор — порш-
невой гидромотор, в котором оси порш-
ней параллельны оси блока цилиндров
или расположены к оси блока под
углом не более 45°. При угле более 45°
гидромотор называют радиально-порш-
невым.
Аксиально-поршневые гидромашины
выполняются по одной из двух схем: с
наклонным блоком или с наклонным
диском и реже — с профильным ди-
ском.
Гидромотор с наклонным
блоком — аксиально-поршневой гид-
ромотор, оси выходного звена и блока
цилиндров которого пересекаются (см.
рис. 1.4, г).
Гидромотор с наклонным
диском — аксиально-поршневой гид-
ромотор, выходное звено и блок ци-
линдров которого расположены на од-
ной оси, а поршни связаны с торцовой
поверхностью диска, наклоненного к
этой оси (см. рис. 1.4, д).
Гидромотор с профильным
диском — аксиально-поршневой гид-
ромотор, выходное звено и блок ци-
линдров которого расположены на од-
ной оси, а поршни связаны с диском,
размещенным на той же оси и имею-
щим торцовую поверхность перемен-
ной кривизны.
Для соединения рабочих камер гид-
ромашин с полостями входа и выхода
рабочей жидкости применяют золотни-
ковые распределительные устройства:
для аксиально-поршневых гидрома-
шин — чаще плоский торцовый рас-
пределитель, для радиально-поршне-
вых — золотниковый цилиндрический.
Различают радиально-поршневые
гидромоторы кривошипные и кулачко-
вые. Возможно выполнение кулачка
вокруг поршней (гидромотор с внеш-
Рис. 1.7. Зависимость максимального
давления (а) и максимальной частоты
вращения вала (б) от рабочего объема
аксиально-поршневого (сплошная ли-
ния), шестеренного (штриховая) и пла-
стинчатого (штрихпунктирная) насосов
22
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
Рис. 1.8. Зависимость объемного КПД от частоты вращения ва-
ла (а), вязкости (б) и давления (в) рабочей жидкости для насо-
сов различных типов (см. обозначения на рис. 1.7)
ним кулачком), поршней вокруг кулач-
ка (гидромотор с внутренним кулач-
ком).
Гидромотор с внешним кулачком
(см. рис. 1.4, ж) может иметь вращаю-
щиеся либо ротор 14, либо ось 16 и
опорное кольцо 15. При подаче жид-
кости под давлением в камеру поршня
3 он стремится выйти из расточки ро-
тора. При этом, проскальзывая по по-
верхности кулачка, поршень повора-
чивает ротор на некоторый угол. Не-
прерывность вращения гидромотора
обеспечивается поочередной работой
поршней.
Гидромотор, оси рабочих звеньев
которого расположены в одной пло-
скости, называют однорядным. При
необходимости увеличения крутящего
момента, развиваемого гидромотором,
число рядов рабочих звеньев увеличи-
вают. Конструктивно проще объеди-
нять их ряды при звездообразном рас-
положении цилиндров.
Шестеренные гидромото-
ры имеют рабочие звенья в виде ше-
стерен. Несмотря на их простоту, де-
шевизну и компактность, в главных
приводах они не используются из-за
больших механических потерь мощно-
сти, а применяются только во вспомо-
гательных.
В гидроприводах с небольшим дав-
лением рабочей жидкости иногда ис-
пользуют коловратный, героторный и
фигурно-шиберный гидромоторы. До-
стоинствами этих гидромашин являют-
ся компактность, малая масса, недо-
статком, сдерживающим их широкое
применение, — сложность уплотнения
рабочих зазоров.
Сравнительная оценка гидромашин
различных типов. В объемных гидро-
приводах мобильных машин наиболь-
шее распространение получили шесте-
ренные и аксиально-поршневые гидро-
машины. Их технический уровень оп-
ределяют по удельным показателям —
1.3. Рабочие жидкости в объемных гидропередачах
23
металлоемкости, энергоемкости, а так-
же диапазону регулирования, возмож-
ности дистанционного и автоматическо-
го управления, надежности работы.
Максимальное давление рабочей
жидкости и частота вращения выход-
ного звена зависят от рабочего объема
гидромашины (рис. 1.7). Наиболее чет-
ко эта зависимость выражена для гид-
ромашин с рабочим объемом до
200 см3: с увеличением Vq уменьшают-
ся р и п. Объясняется это прежде все-
го конструктивными особенностями
гидромашин: зазорами сопряженных
деталей качающего узла, гидравличе-
ским сопротивлением всасывающей ли-
нии, динамической неуравновешенно-
стью поршневой группы и др.
Сравнительными испытаниями насо-
сов различных типов в одинаковых
условиях установлено, что шестерен-
ные и пластинчатые лучше работают
на более вязких жидкостях. Объясня-
ется это их лучшей всасывающей спо-
собностью и большими зазорами в ка-
чающем узле. Последнее обусловлива-
ет их высокую чувствительность к
изменению вязкости рабочей жидкости
(они не способны создавать высокое
давление при низкой вязкости рабочей
жидкости).
Наиболее важными эксплуатацион-
ными показателями гидромашин явля-
ются их объемный (рис. 1.8) и полный
(рис. 1.9) КПД.
С увеличением частоты вращения
объемный КПД насосов повышается
(рис. 1.8,а) благодаря более быстрому
росту подачи, чем утечек рабочей жид-
кости. Увеличение вязкости жидкости
приводит, согласно закону Пуазейля,
к уменьшению утечек рабочей жидко-
сти и как следствие повышению объ-
емного КПД насоса (рис. 1.8, б). С по-
вышением давления для всех насосов
увеличиваются утечки рабочей жидко-
Рис. 1.9. Зависимость полного КПД насосов
различных типов от давления рабочей жидко-
сти (см. обозначения на рис. 1.7)
сти и снижается объемный КПД (рис.
1.8, в).
Наиболее высокие значения КПД
характерны для аксиально-поршневых
гидромашин. Объясняется это техноло-
гической простотой получения малых
зазоров сопряженных деталей качаю-
щего узла, что обеспечивает высокое
качество изготовления машины, малые
утечки рабочей жидкости и потери
мощности на трение.
Меньшие удельные показатели по
металлоемкости имеют пластинчатые
гидромашины—0,14...6,8 кг/кВт (ше-
стеренные —0,2...13,6, аксиально-порш-
невые — 0,41...20,4 кг/кВт).
1.3.	Рабочие жидкости в объемных
гидропередачах
Рабочая жидкость в гидросистеме
является рабочим телом и служит для
передачи энергии от входного звена
(вала насоса) к выходному (валу или
штоку гидродвигателя). Кроме того,
рабочая жидкость выполняет еще ряд
важных функций, определяющих экс-
плуатационные свойства и технико-
экономические показатели гидроприво-
да: смазывает и охлаждает пары тре-
ния, удаляет из их контактных зон
продукты изнашивания и обеспечивает
защиту деталей от коррозии.
При выборе рабочей жидкости учи-
24
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
тывают ее эксплуатационные свойства,
зависящие от многих факторов, и усло-
вия эксплуатации машины — темпера-
туру окружающей среды, продолжи-
тельность и режим работы, нагрузки в
парах трения, а также срок хранения
рабочей жидкости, требования к ее
надежности, взрывобезопасности; опыт
применения жидкостей в аналогичных
условиях эксплуатации; номенклатуру
жидкостей, применяющихся в подоб-
ных машинах, и т. д.
Рабочие жидкости, предназначенные
для гидроприводов машин, эксплуати-
руемых на открытом воздухе, должны
иметь высокую смазывающую способ-
ность; пологую температурно-вязкост-
ную характеристику; низкую упругость
насыщенных паров; стабильные физи-
ческие и химические свойства (дли-
тельный срок хранения и службы); вы-
сокий объемный модуль упругости;
хорошую теплопроводность; высокие
диэлектрические качества; высокую
температуру воспламенения. Кроме то-
го, они должны обладать высокой про-
тивопенной стойкостью, исключающей
образование воздушно-масляной су-
спензии; стойкостью к окислению; не
образовывать смолистых осадков; быть
нейтральными к материалам, из кото-
рых изготовляются детали приводов,
нетоксичными и пожаровзрывобезопас-
ными. Учитывается также возможность
получения рабочих жидкостей промыш-
ленным способом, стоимость их и др.
Смазывающая способность рабочей
жидкости проявляется при действии ее
на поверхностях пар трения, где обра-
зуется масляная пленка. Прочность
масляной пленки увеличивается с по-
вышением вязкости жидкости. Разру-
шение пленки приводит к нарушению
условий смазки, контактированию ра-
бочих поверхностей и их схватыванию.
Схватывание возникает не только при
больших, но и при малых скоростях
скольжения фрикционных пар. В по-
следнем случае значительно снижает-
ся гидродинамический эффект смазки,
а следовательно, и несущая способ-
ность масляной пленки.
Для улучшения смазывающей спо-
собности в состав масла вводят проти-
возадирные и противоизносные при-
садки, положительное действие кото-
рых основано на их химическом взаи-
модействии с металлом, в результате
чего на трущихся поверхностях обра-
зуются специальные пленки.
Рабочие жидкости с крутой темпера-
турной кривой вязкости имеют чрез-
мерно высокую вязкость при низких
температурах и очень низкую — при
высоких. В первом случае затрудняет-
ся работа гидросистем в зимних усло-
виях, так как увеличивается сопротив-
ление напорных и всасывающих гидро-
линий, во втором — рабочая жидкость
теряет смазывающую способность.
Обычно пользуются понятием индек-
са вязкости, который показывает изме-
нение вязкости жидкости в зависимо-
сти от температуры. Желательно иметь
более пологую характеристику, с боль-
шим индексом вязкости.
Давление (упругость) насыщенных
паров жидкости так же, как и точки
кипения и воспламенения, определяет
ее испаряемость. Находится оно экспе-
риментально для определения пригод-
ности использования жидкости в усло-
виях высоких температур и кавитации.
Пожаробезопасность рабочих жид-
костей определяется их химическим
составом. В жидкости нежелательны
легковоспламеняющиеся компоненты.
Негорючесть в некоторых случаях яв-
ляется основным критерием при выбо-
ре рабочих жидкостей.
При уменьшении давления в гидро-
системе растворенные в жидкости воз-
1.3. Рабочие жидкости в объемных гидропередачах
25
дух и газы выделяются в виде пузырь-
ков, снижаются механические свойства
и химическая стойкость жидкости.
Ухудшаются условия всасывания на-
сосов и особенно работа тупиковых
линий гидросистем, например гидро-
привода тормозов.
Вредное воздействие рабочих жидко-
стей может проявляться в набухании
резины и коррозии металлических по-
верхностей. Для стабилизации разме-
ров резиновых уплотнений в масла вво-
дят присадки. Ускоряют коррозию во-
да, продукты старения масла.
При эксплуатации и хранении рабо-
чих жидкостей происходит их естест-
венное старение. Этому может способ-
ствовать как повышение температуры
жидкости, так и контакт ее с различ-
ными материалами (металлами, поли-
мерами, водой, кислотами и т. п.), ме-
ханические воздействия. Физическое
состояние и химический состав мате-
риалов изменяются, происходит их
деструкция. Ухудшаются все стандарт-
ные показатели качества рабочей жид-
кости: вязкость, температура вспышки,
диэлектрические свойства, кислотность,
плотность и др.
Механохимические изменения рабо-
чей жидкости — основная причина ее
старения при интенсивной работе гид-
росистемы в динамических режимах: в
рабочей жидкости усиливается дест-
рукция молекул базового масла и при-
садок, что приводит к уменьшению
вязкости, окислению компонентов жид-
кости и увеличению скорости изнаши-
вания пар трения; увеличивается кон-
центрация в ней кислорода и загрязне-
ний.
Улучшение свойств рабочей жидко-
сти достигается уменьшением ее рабо-
чей температуры; совершенствованием
способов очистки; устранением контак-
та рабочей жидкости с воздухом; по-
вышением КПД гидропривода; введе-
нием в масло специальных антиокис-
лительных присадок.
Модуль упругости жидкости важен
для быстродействующих систем. При
низком модуле упругости происходит
запаздывание выполнения команд
вследствие значительного сжатия ра-
бочей жидкости. Движение выходного
звена гидропривода может происхо-
дить рывками, скачкообразно. Нару-
шается точность позиционирования ис-
полнительных механизмов. При попа-
дании пузырьков воздуха в жидкость
значительно снижается ее модуль
упругости.
Теплоемкость и теплопроводность
рабочей жидкости определяют ее тем-
пературу; первая важна при кратко-
временной, вторая — при длительной
работе гидропривода.
Рабочие жидкости с диэлектрически-
ми свойствами необходимы для гидро-
систем трансформаторов, а также гид-
росистем с маслонаполненными элект-
ромагнитами.
Базовые масла нетоксичны. На ток-
сичность проверяют новые присадки и
синтетические жидкости.
Обильное пенообразование может
привести к потерям рабочей жидкости
в виде пены. В качестве противопен-
ных присадок используют кремнийор-
ганические соединения.
Смолистые образования, получаю-
щиеся при окислении рабочих жидко-
стей, оседая на соприкасающихся с
маслом поверхностях деталей, вызы-
вают заращивание проходных капил-
лярных каналов и дроссельных щелей.
Механические и химические воздей-
ствия сказываются прежде всего на
деструкции (разрушении) молекул
присадок и, в меньшей степени, на
деструкции основы рабочей жидкости.
Механические примеси в рабочих
26
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмомашинах
жидкостях вызывают ряд нежелатель-
ных явлений: возрастают усилия, необ-
ходимые для перемещения золотников
и клапанов, а вследствие попадания
частиц в зазоры возможно их полное
защемление; интенсифицируется абра-
зивное изнашивание пар трения, а так-
же кромок золотников и клапанов;
возможно заращивание малых щелей в
золотниках, дросселях, фильтрах и т. п.
Вода, присутствующая в масле, спо-
собствует развитию коррозии и микро-
организмов. При отрицательных тем-
пературах кристаллы льда забивают
фильтры и зазоры в гидроаппаратах.
Для использования в мобильных ма-
Рис. 1.10. Зависимость вязкости гидравлических масел от температуры (стрелками указаны пре-
делы применения рабочих жидкостей для насосов шестеренных типа НШ (7), пластинчатых
(III) и аксаильно-поршневых (V) при кратковременной эксплуатации и для этих же насосов—
соответственно II, IV и VI — при длительной эксплуатации)
1.4. Термодинамические процессы в пневмопередачах
27
шинах и стационарном промышленном
оборудовании рекомендуются масла
ВМГЗ (ТУ 38-102479—74) и МГ-30
(ТУ 38-10150—79). Срок эксплуатации
обоих масел без замены составляет
3500...4000 ч работы. Их заменители—
соответственно АУ (ГОСТ 1642—75) и
И-ЗОА (ГОСТ 20799—75).
Масло ВМГЗ предназначено для
круглогодичной эксплуатации в интер-
вале температур от —58 до +70°C в'
зависимости от типа применяемого на-
соса (рис. 1.10). Основа масла — глу-
бокоочищенная низкозастывающая ди-
стиллятная фракция из сернистых неф- ‘
тей. Композиция присадок обеспечива-
ет вязкостные, антиокислительные,
противоизносные, антикоррозионные,
низкотемпературные и антипенныс
свойства масла.
Однако, допуская работу гидропри-
вода при любой температуре окружаю-
щей среды, рабочая жидкость типа
ВМГЗ не обеспечивает длительного ре-
сурса при высоких температурах.
Масло МГ-30 — летний сорт рабочей
жидкости для районов умеренного
климата, может использоваться круг-
логодично в южных районах страны.
1.4.	Термодинамические процессы
в пневмопередачах
Рабочим телом в пневмопередачах
является сжатый воздух, который
обычно рассматривают как совершен-
ный газ. Под совершенным газом по-
нимают такой, в котором отсутствуют
силы сцепления между молекулами, а
молекулы считаются материальными
точками, не имеющими объема.
Процессы сжатия и расширения га-
за сопровождаются изменением его
термодинамического состояния, кото-
рое характеризуется тремя величина-
ми: давлением р, плотностью р (или
удельным объемом v= 1/р) и термоди-
намической температурой Т. Зависи-
мость между этими параметрами газа
определяется уравнением состояния
P = f>RT,	(1.4)
где R — газовая постоянная, равная
для сухого воздуха 287,1 Дж/(кг-К).
В пневмопередачах возможны раз-
личные условия теплообмена между
движущимся в каналах газом и окру-
жающей средой. В общем случае изме-
нение состояния газа в зависимости от
продолжительности процесса может
протекать по различным законам с
произвольным изменением параметров
р, р и Т. При этом практически во всех
случаях удовлетворяется уравнение
состояния (1.4). Однако на практике
термодинамические процессы протека-
ют часто таким образом, что одну из
величин, входящих в уравнение состоя-
ния, можно считать постоянной.
Процесс, протекающий при постоян-
ном удельном объеме (y = const), на-
зывают изохорическим. Записав урав-
нение (1.4) для двух состояний газа
при y = const, получим
Po/Pi == Т.1ТЪ (1.5)
где ро, Р\ — начальное и конечное дав-
ление газа; То, 1\ — температура газа
при давлении соответственно pQl и
Из выражения (1.5) следует, что при
нагревании (охлаждении) газа в замк-
нутом объеме его давление повышает-
ся (снижается) пропорционально тем-
пературе.
Процесс, протекающий при постоян-
ном давлении (р = const), называют
изобарическим. Запишем уравнение
состояния газа при p = const для нача-
ла и конца процесса: ро=ро^Го, pi =
= P\RTX. Получим
Ро^о - Р1Л, или u0/Vi = Т0/7\.
28
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмомашинах
При изобарическом процессе объем
газа прямо пропорционален темпера-
туре.
Процесс, протекающий при постоян-
ной температуре (T=const), называ-
ется изотермическим. Для этого про-
цесса
Polpi Ро/ръ ИЛИ PqVq = р^.
Описываемый процесс может иметь
место лишь при очень медленном из-,
менении состояния (сжатии или рас-
ширении) газа.
Процесс, протекающий без теплооб-
мена с окружающей средой, называют
адиабатическим. Соотношение пара-
метров газа при адиабатическом про-,
цессе выражается зависимостью
Ро/Р1 = (Ро/Р1)И, или Ро^о = P1VH1,
где х — показатель адиабаты (для
воздуха 1,4): x=cp/cv; сРу cv—.
удельная теплоемкость газа соответ-
ственно при постоянных давлении и
объеме.
В технике часто используют понятие
политропического процесса, уравнение
которого записывается в виде
Po/Pl = (Ро/Р1)"> или p0Vo = plVi,
где п — показатель политропы.
Политропический процесс характе-
ризуется постоянным значением пока-
зателя политропы
п (ср — с)/(сг — с),
где с — удельная теплоемкость газа в
политропическом процессе.
Истечение газа из резервуара при
практически постоянных его парамет-
рах в общем случае является неуста-
новившимся процессом. Однако с
целью упрощения расчетов в ряде слу-
чаев движение газа принимают уста-
новившимся, подчиняющимся уравне-
нию Бернулли.
Предположим, что газ вытекает из
резервуара большой емкости через от-
верстие в тонкой стенке. Характер те-
чения в дросселях такого вида турбу-
лентный, а термодинамический про-
цесс можно считать адиабатическим,
так как при больших скоростях тече-
ния газа через отверстие теплообмен
между газом и стенками практически
не происходит. Размеры резервуара
настолько велики, что скоростью газа
перед отверстием можно пренебречь и
считать Vq=0. В этом случае уравне-
ние Бернулли для газа имеет вид
2	/	ч	2
VI I X / Р1 _ Ро )	__ £ *4
2	' х — 1 \ р! ро /	* 2 ’
где Vi — скорость газа на выходе из
дросселя; р0, pi — плотность газа соот-
ветственно на входе в пневматическое
сопротивление и на выходе из него;
— коэффициент местного сопротив-
ления.
Найдем выражения для скорости и
расхода газа. Для этого решим послед-
нее уравнение относительно Vp
Vi =	/2 -2S- L*. -
Kl + S V и-1 \ pl Ро /
(1-6)
Учитывая, что для адиабатического
процесса р/— (р0/рр/к р0, а также урав-
нение состояния газа р0 = p0RT0, из вы-
ражения (1.6) получим
где р — коэффициент расхода: р =
= 1/]/1 + £; с —скорость звука в газе:
с —уСhRT- о = pi/po.
Массовый расход газа Qm—щрИо
(До — площадь проходного сечения от-
1.5. Требования к рабочему газу пневмопередач
29
верстия) может быть рассчитан по
формуле
Qm —
X Г_£_(а2/к_0г<к+1)/и) 11/2_ (1.7)
[к — 1	J
Из уравнения (1.7) можно опреде-
лить, при каком значении о имеет мес-
то максимум Qm:
^кр = №+1)]х/(и_1),	(1-8)
где оКр — критическое отношение дав-
лений.
При %=1,4 окр=0,528. Максималь-
ный расход получим при подстановке
выражения (1.8) в уравнение (1.7).
На рис. 1.11 приведен график функ-
ции расхода
Ф(п) = Г_2_ (^/H-^+D/xj 11/2_
|х — 1	, J
Ветвь кривой изменения функции
расхода, изображенная пунктирной
линией, не является действительной.
Очевидно, что при а=0 (что соответ-
ствует истечению газа в вакуум)
расход Qm не равен нулю и будет мак-
симальным. Как показывает практика,
при постоянном давлении в ресивере и
<т<Окр расход остается постоянным и
равным максимальному (горизонталь-
ная линия на рис. 1.11).
Для удобства расчетов формулу
(1.7) представляют в виде
Qm = Mo^q>(o),	' (1.9)
где для докритического режима тече-
ния газа (<т> 0,528)

Рис. 1.11. График процесса истечения
газа из полости
для надкритического режима (а<
<0,528)
<р (о) = 0,2588 /2/(х— 1).
При расчетах и проектировании
пневматических систем мобильных ма-
шин используется гиперболическая
функция расхода [28]
ф(<у) = а(1 —(?)/(& —а),	(1.Ю)
где а} b — эмпирические коэффициен-
ты.
Функция (1.10) непрерывна на всем
диапазоне изменения давлений и до-
статочно точно отражает процесс те-
чения воздуха в трубопроводах и в
сложных каналах пневмоустройств.
1.5. Требования к рабочему газу
пневмопередач
Воздух в пневмоприводах и устрой-
ствах пневмоавтоматики является энер-
гоносителем и служит также для пере-
дачи сигналов информации. Он запол-
няет каналы и емкости пневмосистем,
протекает через узкие щели дроссе-
лирующих устройств, воздействует на
упругие элементы. Поэтому качество
воздуха в значительной степени опре-
30
1. Общие сведения об объемных гидро- и пневмо машинах
деляет надежность работы пневмати-
ческих приводов и устройств.
Атмосферный воздух всегда содер-
жит загрязнения в виде частиц твер-
дых тел, масел и воды, что является
причиной 80% отказов элементов пнев-
мопривода. Наибольшее влияние на
работу пневмопривода оказывает со-
держащаяся в сжатом воздухе влага.
При сжатии воздуха его относительная
влажность возрастает (относительная
влажность характеризуется отношени-
ем массы водяного пара, содержаще-
гося в 1 м3 воздуха, к максимально
возможной его массе при данных усло-
виях) и, когда становится больше
100%, из воздуха- выделяется конден-
сат. Однако при сжатии воздуха его
температура увеличивается и вода на-
ходится в парообразном состоянии.
Конденсация влаги происходит в при-
борах и магистралях привода, где
температура сжатого воздуха умень-
шается.
Летом вода удаляется из привода
через краны слива конденсата и су-
щественного вреда не приносит, хотя,
попадая в пневматические приборы,
она вызывает их коррозию, может
смывать слои масел с трущихся по-
верхностей и тем самым ускорять их
изнашивание. При отрицательных тем-
пературах (зимой) вода замерзает,
образуя в приборах и трубопроводах
пневмопривода ледяные пробки, что
приводит к частичным, а в отдельных
случаях и полным его отказам.
Поэтому в системах подготовки воз-
духа должно быть устройство для его
сушки (дегидратор). Воздух следует
осушать до такой влажности, чтобы
температура, при которой начинается
конденсация и выделение влаги из воз-
духа, была ниже температуры окру-
жающей среды.
Борьба с отрицательным влиянием
влаги в пневматическом тормозном
приводе мобильных машин ведется пу-
тем уменьшения ее содержания в сжа-
том воздухе за счет применения спе-
циальных приборов — влагоотделите-
лей или понижения температуры за-
мерзания воды с помощью добавления
в сжатый воздух паров специальных
жидкостей (антифризов), имеющих
низкую температуру замерзания.
Если источником сжатого воздуха
служит поршневой компрессор, поршни
которого подвергают смазыванию, то в
воздухе, поступающем к пневматиче-
ским устройствам, будут находиться
пары масел. Наличие паров масел от-
рицательно сказывается на работе
пневматических приборов. Масло,
осаждающееся на внутренних поверх-
ностях пневматических приборов, не
только засоряет дросселирующие орга-
ны, но и вызывает разрушение резино-
вых деталей и уплотнений, приводит к
нарушению герметичности пневмоси-
стемы. В настоящее время в системах
пневмоавтоматики, где возникает не-
обходимость полностью избавиться от
масляных паров, питание приборов
осуществляют от беспоршневых комп-
рессоров.
2
РАБОЧИЙ процесс в объемных гидро-
И ПНЕВМОМАШИНАХ
2.1. Баланс мощности гидромашины
При работе реальной гидравлической
машины часть подведенной к ней мощ-
ности теряется, переходя необратимо в
тепловой поток, нагревающий рабочую
жидкость и корпус гидромашины. Раз-
личают потери, обусловленные: а)
утечками и перетечками рабочей жид-
кости; б) сжатием жидкости и дефор-
мациями рабочих камер; в) трением в
рабочих узлах; г) гидравлическими
сопротивлениями; д) неполным запол-
нением рабочих камер жидкостью.
Первые две группы потерь объем-
ные. При этом потери от сжатия жид-
кости и деформации рабочих камер не
превышают 1...2% всех потерь мощно-
сти и ими в расчетах, как правило,
пренебрегают. Потери из-за неполного
заполнения рабочих камер при всасы-
вании недопустимы и их можно исклю-
чить из дальнейшего рассмотрения.
Гидравлические потери обычно не пре-
вышают 1...2% и аналогичны по харак-
теру воздействия на выходные харак-
теристики гидромашины потерям на
трение. Объемные потери в основном
сказываются на скоростных характе-
ристиках гидромашин, а механические
и гидравлические — на нагрузочных.
Таким образом, баланс мощности
гидромашины можно выразить урав-
нением
Рвх — Рвых 4" Ру 4” Р? 4” Рмех»
где РВх — входная мощность гидрома-
шины; Рвых — выходная (полезная)
мощность гидромашины; Ру — мощ-
ность объемных потерь; Рг— мощность
гидравлических потерь; Рмех — мощ-
ность механических потерь.
Энергетический анализ гидромаши-
ны становится наглядным, если схема-
тически представить ее в виде комби-
нации элементарных органов: активно-
го органа — гидромашиньр, работаю-
щей без потерь, и пассивных органов
(тормоза Т и дросселей Д и Д1), в ко-
торых возникают механические, объем-
ные и гидравлические потери мощности
(рис. 2.1).
Момент трения тормоза равен мо-
менту 2ИТр механических потерь, при-
веденному к валу гидромашины. Мощ-
ность, теряемая на этом органе,
Рмех ~ МТрО,
где со — угловая скорость вращения
вала.
Гидравлическое сопротивление дрос-
селя Д, включенного между входной и
выходной гидролиниями, эквивалентно
гидравлическому сопротивлению зазо-
ров внутри реальной машины. Прини-
мается, что через этот дроссель прохо-
дит поток Qy, соответствующий объем-
ным потерям. Мощность объемных
потерь
Ру = ApQy,
где Др — перепад давлений между по-
лостями высокого и низкого давлений.
Гидравлическое сопротивление дрос-
32
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Рис. 2.1. Схематизация потерь энергии в гид-
ромашинах:
а — насос; б — мотор
селя Д1 эквивалентно местным гид-
равлическим сопротивлениям внутри
Машины. Гидравлические потери Дрг
на дросселе Д1 равны сумме потерь
мощности во входных и выходных ок-
нах распределительного устройства
гидромашины. Мощность гидравличе-
ских потерь
Рр — ^ppQt-
Мощность активного органа (иде-
альной гидромашины) назовем инди-
каторной:
Pt = \руйп = Ар^т,
где Api — изменение индикаторного
давления (внутри рабочей камеры);
п — частота вращения вала гидрома-
шины; QT — теоретический расход ра-
бочей жидкости.
Индикаторную мощность можно
представить как произведение индика-
торного момента ЛК = Арг-Уо/ (2л) и
угловой скорости вращения вала со =
=2 л/г:
Pi = Мг®.
Для гидромашины, работающей без
объемных потерь (Qy=0), теоретиче-
ская мощность Рт определяется пере-
падом давлений Ар между входной и
выходной полостями и теоретическим
расходом QT:
Рт = ApQT = АрК0/г.
Эту мощность можно представить
как произведение теоретического кру-
тящего момента Л4Т —ДрГ0/(2л) и
угловой скорости вращения вала гид-
ромашины to:
Рт = Л4тсо.
В технической литературе [3, 34],
где гидравлические потери относят к
механическим и рассматривают их со-
вместно с потерями на трение, теоре-
тическую мощность приравнивают ин-
дикаторной. В нашем случае эти поня-
тия нельзя смешивать.
Из рис. 2.1, а видно, что подведен-
ная к насосу мощность равна сумме ин-
дикаторной мощности и мощности ме-
ханических потерь: Рц—Рг + Р^-х,-
Механический КПД насо-
с а равен отношению индикаторной
мощности к потребляемой:
Лмех.н = — = 1+рмех/р. •
Если из индикаторной мощности на-
соса вычесть гидравлические потери,
2.1. Баланс мощности гидромашины
33
получим теоретическую мощность на-
соса.
Гидравлический КПД на-
сос а—отношение теоретической мощ-
ности насоса к индикаторной:
Пгн = Рч.в/Pi = 1	Р г/Р
ИЛИ
_ др _ Дрг —Дрр
!1гн — ~Т —---~_
Дрг	Дрг
= 1 - Арг
Дрг
Из последнего выражения следует,
что гидравлический КПД насоса мо-
жет быть найден как отношение пере-
пада давлений между входной и вы-
ходной полостями машины Др=Др<—•
—Дрг к изменению индикаторного дав-
ления Др$.
На практике гидравлический и ме-
ханический КПД объединяют в один—
гидромеханический КПД
насоса:
Лгм-п = Пг-нНмехн ~ Рч.-в/Рн =
= (1-Pr/Ptw+PMM,
или
Лгм.н ~ Д^Т.н/^Н =
= (1 -	t)/(l + AfTp/Af;). (2.1)
где 2ИГ — момент гидравлических по-
терь: Л4г=ДргКо/(2л); Мтр — момент
трения.
Объемный КПД насоса —
отношение выходной мощности насоса
Рвых—Рт. н—Ру к его теоретической
мощности Рц. н — характеризует объ-
емные потери:
По н = Рвых/Рт-В ~ 1 PylPl-B)
ИЛИ
По-н = (Qt-h Qy)/QT.H ~
— 1 —- Qy/Qi.H = 1	(2.2)
где «min — минимальная частота вра-
щения приводного вала, при которой
действительная подача насоса стано-
вится равной нулю.
Полный КПД насоса пред-
ставляет собой отношение полезной
мощности к потребляемой и равен про-
изведению гидромеханического и объ-
емного КПД:
Ив — РВЫх/Ри ~
= РBbrsJPТ.н * РT-JPВ ~ По.вПгМ.Н.
Для гидромотора (рис. 2.1, б)
РТ-М = РВИ *“ Ру
Объемный КПД гидромо-
тора — отношение теоретической мощ-
ности гидромотора к его входной мощ-
ности:
V! _____ Рт.М. _ Рт.м____
klO’M	р	р I р
Г ВХ	ГТ.М “г гу
= 1
“ 1+^т.м ’
ИЛИ
__ Qt.m_ Qt.M ______
ЧП Л/Г - ~	- —————— ----
1 + Qy/Фт.М 1 + ЛпНпМм
Индикаторная мощность гидромото-
ра	Pi==Pт. м Рг*
Гидравлический КПД гид-
ромотора — отношение индикатор-
ной его мощности к теоретической:
Пг-м = Pi/Рц.м — 1/(1 4* Ру/Pi)•
Гидравлический КПД гидромотора
можно определить как отношение пере-
пада индикаторного давления Ар; к
перепаду давлений Ap=Api + Apr меж-
ду входной и выходной полостями гид-
ромотора:
Псм = bPi/bp = 1/(1 + ^Pxl^Pi)-
3. Зак. 670
34
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Механический КПД гидро-
мотора — отношение полезной мощ-
ности Рвых=Рм. мотора к его индика-
торной мощности:
Ямех-м = Рщ/Pi = 1 ~~ Р мех/Pi'
Гидромеханический КПД
мотора выражается формулой
Ягм-м = Яг-мЯмехм. ‘ Рщ/Рч м. ~
= (l-PMeJW+*W)>
или
Ягмм = ^мМ^Т-М =
= (1 - M,v/Mг)/( 1 +	(2.4)
Полный КПД гидромотора
представляет собой отношение полез-
ной мощности к подведенной и равен
произведению объемного и гидромеха-
нического КПД:
Ям = Рм/Р вх = Яо-мЯгм.м-
Для удобства гидроэнергетических
расчетов иногда используют коэффици-
енты потерь объемных (коэффици-
ент скольжения) и гидромеханических
фгм, которые определяются следующи-
ми выражениями:
для насоса
Фон = Qy/Qr.H»
Фгм.н = (Мг Л4Тр)/Л4и,
для гидромотора
Фо.м = Qy/QM>
Фгм.н = (Мг -|- Л4Тр)/Л4т.м.
Тогда объемный и гидромеханиче-
ский КПД применительно к виду гид-
ромашины можно записать:
для насоса
Яо-Н = 1 Фон» Ягм-Н = 1 Фгм.н>
для гидромотора
Яо.м = 1 Фо-м> Ягм.м = 1 Фгм.м-
2.2.	Энергетические потери
в гидромашине
Объемные потери. Для практиче-
ских целей в большинстве случаев до-
статочно ограничиться приближенным
расчетом объемных потерь. При введе-
нии ряда допущений задача сводится к
определению расхода жидкости через
плоскую щель. Эти допущения состоят
в следующем: ламинарное течение жид-
кости в зазорах — установившееся и
изотермическое; форма поверхностей,
образующих канал утечки,— совершен-
на; шероховатость поверхностей во
внимание не принимается. Предпола-
гается, что параметры каналов утечки
остаются постоянными. В этом случае
расход жидкости через поперечное се-
чение зазора [33]
q =	±	(2.5)
у 12р./	2	4	'
где b — ширина зазора в направлении,
перпендикулярном к направлению по-
тока жидкости; 6 — зазор; I — длина
зазора в направлении потока жидко-
сти; у, — динамическая вязкость жид-
кости; v0 — относительная скорость
перемещения одной из стенок, ограни-
чивающих щель; знак плюс относится
к случаю перемещения стенки в сторо-
ну зоны с пониженным давлением, ми-
нус — в противоположном направле-
нии.
Изменение вязкости жидкости в
зависимости от давления рекомен-
дуется учитывать зависимостью ц=
==цоехр (Ьрр), где — вязкость при
атмосферном давлении; Ьр — коэффи-
циент, зависящий от свойств рабочей
2.2. Энергетические потери в гидромашине
35
жидкости, давления и температуры,
Ьр = 0,0023...0,0033. В расчетах необхо-
димо принимать среднее значение цСр =
= (щ + Ц2)/2, где щ, — вязкость
жидкости соответственно на входе в
щель и на выходе из нее.
Эксперименты показывают, что не-
посредственные утечки жидкости через
зазоры гидравлических машин пропор-
циональны перепаду давления и не за-
висят от частоты вращения вала гидро-
машины.
На рис. 2.2 приведен график общего
вида зависимости подачи насоса QH
от перепада давления Дрн для случая
бескавитационной работы и отсутствия
изменений зазоров.
Понижение фактической подачи та-
кого насоса практически пропорцио-
нально повышению перепада давления.
В соответствии с этим линейной будет
также зависимость утечек жидкости от
ДрН.
При постоянных температуре и дав-
лении утечки рабочей жидкости не за-
висят от частоты вращения ротора до
ее определенного значения (рис. 2.3, а).
График действительной подачи Q при
этом представляет собой прямую, па-
раллельную прямой Qv=Von и сме-
щенную относительно нее на Qy. При
Qh=0. Минимальная устой-
Рис. 2.2. Зависимость подачи насоса от пере’
пада давления рабочей жидкости в нем
чивая частота вращения пу вала насо-
са должна обеспечивать такую подачу,
при которой гарантируется принуди-
тельный конвективный отвод теплоты,
достаточный для предотвращения ки-
пения рабочей жидкости [33]. Как
ПраВИЛО, Пу^1,ЗПтт-
Из рис. 2.3, б видно, что при подаче
жидкости во входную полость гидро-
мотора Qy, необходимой для получения
частоты вращения nmin в соответствии
с формулой nmin=Qy/VcM, вал маши-
ны, нагруженный моментом Л1М, оста-
нется неподвижным, так как за счет
Qy покрываются объемные потери жид-
кости.
У регулируемых гидромашин (е=
=var) значение объемного КПД мень-
ше при 8<1, чем при 8=1 (рис. 2.4, а).
В самом деле, уравнения (2.2) и (2.3)’
Рис. 2.3. Зависимость подачи (расхода) рабочей жидкости от ча-
стоты вращения вала гидромашины:
а—насос; б—мотор
3*
36
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Рис, 2.4. Зависимость объемного КПД т)о аксиально-поршневых гидромашин от параметра ре-
гулирования е (а), давления рабочей жидкости р (б) и частоты вращения вала п (в)
можно записать следующим образом:
Поп = 1	Qy/(®H^0H^n)>
Лом = П 4~ Фу/^мКиЛ)]
Отсюда видно, что т]0. н и т|0.м будут
иметь максимальные значения при
ен=ем—1. Поскольку с увеличением
перепада давления рабочей жидкости
между входной и выходной полостями
гидромашины пропорционально увели-
чиваются ее утечки, объемный КПД
уменьшается линейно с ростом давле-
ния (рис. 2.4, б).
Так как в лучших машинах утечки
жидкости при Ap=const не зависят от
частоты вращения приводного вала, с
увеличением частоты вращения вала
Объемный КПД будет возрастать (рис.
2.4, в) в связи с ростом полезной мощ-
ности гидромашины.
С увеличением вязкости рабочей
жидкости ее утечки уменьшаются, хотя
и менее интенсивно, чем вязкость. Это
можно объяснить тем, что объем жид-
кости, переносимой подвижной стен-
кой, не зависит от вязкости [см. фор-
мулу (2.5)].
Гидравлические потери. Гидравли-
ческие потери Арг складываются из
потерь давления в местных сопротив-
лениях в гидромашине. Число местных
сопротивлений зависит от конструкции
гидромашины и распределителя. Так
как эти сопротивления расположены
на небольшом расстоянии друг от дру-
га, то всю систему каналов в гидрома-
шине, включая распределитель, можно
рассматривать как единое комплекс-
ное гидравлическое сопротивление.
Тогда
ДРг = £о • Р/2 • vl, (2.6)
где go — коэффициент гидравлическо-
го сопротивления; ок — средняя ско-
рость потока жидкости в каналах с
постоянной площадью сечения Лк: vK=
= V оп/Ац.
Каналы во всех гидромашинах одно-
го типоразмерного ряда геометрически
подобны. Поэтому достаточно экспери-
ментальным путем определить Дрг=
=f(vK) для всего комплексного мест-
ного сопротивления одной гидромаши-
ны. Затем, используя уравнение (2.6),
можно вычислить So, число Рейнольдса
Re и установить зависимость коэффи-
циента гидравлического сопротивления
как функцию числа Рейнольдса So=
=So(Re).
По известным значениям условного
прохода Пу канала гидромашины и
скорости потока пк в нем находят Re=
i=iDyVK/v (jv — кинематическая вяз-
кость рабочей жидкости), по графикам
So=£o(Re) определяют So и затем по
формуле (2.6) — потери давления Apr.
Механические потери на трение. Me-
2.2. Энергетические потери в гидромашине
37
Рис. 2.5. Зависимость гидромеханического КПД т]Гм аксиально-поршневых гидромашин от
параметра регулирования е (а), давления рабочей жидкости р (б) и частоты вращениям (в)
ханические потери можно найти в ре-
зультате определения сил и моментов
трения в каждой сопряженной паре с
пересчетом к приведенному моменту
трения AfTp на валу гидромашины.
При определении механических по-
терь в подшипниках качения с конси-
стентной смазкой принимают следую-
щие значения коэффициента трения:
для шариковых радиальных одноряд-
ных — 0,002; для шариковых сфериче-
ских двухрядных — 0,0015; для иголь-
чатых — 0,002...0,008; для роликовых
двухрядных с бочкообразными роли-
ками — 0,004.
При работе подшипников качения в
условиях трения со смазочным мате-
риалом (например, в рабочей жидко-
сти) коэффициент трения уменьшается.
Коэффициенты трения скольжения
трущихся пар в масле принимают: для
стали по стали — 0,04...0,06; стали по
чугуну — 0,1; стали по бронзе —
0,1...0,12; бронзы по бронзе — 0,06; чу-
гуна по чугуну — 0,05; пластмассы по
стали — 0,09...0,1; стали по фтороплас-
ту — 0,04...0,06.
Приведенные значения коэффициен-
тов трения приближенные, так как по-
тери на трение в значительной мере
зависят от чистоты и твердости обра-
ботки сопряженных поверхностей, дав-
ления в зоне их контакта, скорости от-
носительного перемещения и т. д,
Независимо от конструкции гидро-
машины с уменьшением параметра ре-
гулирования е коэффициент потерь
фгм возрастает и гидромеханический
КПД снижается (рис. 2.5, а). Это ста-
новится очевидным, если формулы
(2.1) и (2.4) переписать в виде
Пгм.н = (1— Арг/Арг)[1 +
+ глМ^АргУонен)]-1,
Пгм.м = (1 "I-Арг/Дрг) 1[1
2лЛ4тр/(ДргКомем)].
Характеристики т]гм. н(п) отличаются
многообразием, однако они имеют об-
щие закономерности. Гидромашины с
разгруженными узлами трения и под-
шипниками качения имеют наимень-
шие механические потери и характери-
стику т]гм(п), показанную на рис. 2.5, в.
Падение т]™ с ростом п объясняется
возрастанием сил трения за счет инер-
ционных сил и увеличением гидравли-
ческих потерь с повышением скорости
потока жидкости.
В области малых скоростей — п=
= (0,1...0,2) лНом — характеристики т]гм
гидромашин всех типов неустойчивы.
С повышением Ар относительные
гидромеханические потери фгм во всех
гидром ащинах снижаются (рис. 2.5,6).
Для гидромашин с малыми механиче-,
38
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Табл. 2.1. Значения а для различных гидромашин
Показатель степени	Гидромашины	а при расчете	
		общем гидропри- вода	непосредствен- но гидрома- ши ны
«1	Поршневые всех типов с регулированием рабо- чего объема	1	
	Поршневые с разгруженным блоком и распреде- лителем, регулируемые за счет поворота блока ци- линдров	1	0, 75...0,83
«2	Всех типов с фиксированными зазорами в распре- делителе и рабочих органах	1			
	Тихоходные поршневые с разгруженным распре- делителем и компенсируемым зазором	1	0,75
	Шестеренные с поджимными щеками Быстроходные поршневые с гидродинамически	1	0,5...1
	разгруженным распределителем и компенсируемым зазором	0,5	—
«3	Всех типов с фиксированными зазорами в распре- делителе^ и рабочих органах	1	
	Поршневые с разгруженным распределителем и блоком цилиндров, и компенсируемым зазором	1	1,5...2
	Шестеренные с поджимными щеками	1	0,5..Л
«4	Всех типов:		
	с повышенными и фиксированными зазорами	0,5	0,5...1
	с малыми и компенсируемыми зазорами.	—	0,25...0,5
скими потерями интенсивность измене-
ния т]Гм в зависимости от давления вы-
ше, чем для гидромашин с повышен-
ными потерями на трение. Следова-
тельно, в гидромашинах данной груп-
пы нагрузка не оказывает значитель-
ного влияния на механические потери.
Это достигается разгрузкой шатунно-
поршневой группы от тангенциальных
сил, гидростатической разгрузкой уз-
лов трения скольжения, применением
подшипников качения с возможно бо-
лее полным использованием по на-
грузке.
Влияние вязкости рабочей жидкости
на механические потери в гидромаши-
нах носит достаточно сложный харак-
тер. При’ малых значениях вязкости,
когда несущая способность масляной
пленки мала и в гидромашинах преоб-
ладает трение при граничной смазке,
увеличение вязкости жидкости способ-
ствует снижению потерь на трение. При
повышенных значениях вязкости, ког-
да в рабочих узлах гидромашин преоб-
ладает трение при жидкостной смазке,
увеличение вязкости вызывает рост ме-
ханических потерь. Оптимальная вяз-
кость рабочей жидкости для объемных
гидромашин распространенных типов
составляет от 8... 15 мм2/с до 35...50
ММ2/с.
Меньшая вязкость рабочей жидкости
характерна для гидромашин с малыми
рабочими зазорами (быстроходные ак-
сиально-поршневые) , большая — для
гидромашин с большими зазорами в
рабочих узлах (винтовые насосы, ра-
диально-поршневые с нагруженной
цапфой). Оптимальное значение вязко-
2.2. Энергетические потери в гидромашине
39
сти рабочей жидкости растет также с
уменьшением частоты вращения вала
гидромашины, что обусловлено сниже-
нием гидродинамического эффекта в
смазывающей пленке.
Аналитическая оценка потерь мощ-
ности в гидромашине в зависимости
от режима работы. Обычно в техниче-
ской характеристике гидромашины
указывают значения КПД для номи-
нального режима ее работы. В практи-
ке часто необходимо установить потери
мощности на режимах, отличных от но-
минальных.
Исследования [15] позволили уста-
новить, что закономерности изменения
относительных объемных и гидромеха-
нических потерь в различных гидрома-
шинах можно достаточно точно отра-
зить показательными функциями
ф0 = KFApaV(saifta2V<X4)>
Фгм =
где а(,	«4, ₽ь ₽4 — показатели
степеней при соответствующих пара-
метрах режима; Kv, Км — коэффици-
енты пропорциональности, постоянные
Табл. 2.2. Значения £ для различных гидромашин
Показатель степени	Гидромашины	Р при расчете	
		общем	1 гидропривода	непосредствен- но гидрома- шины
₽1	Аксиально-поршневые регулируемые всех		1 — тЛ 8
	типов	0,5	
	Радиально-поршневые с регулированием ра- бочего объема	0,5...0,75	1 — 8
	Высокомомеятные радиально-поршневые ре- гулируемые многоходовые	0			
₽2	Поршневые с полной разгрузкой шатунно- поршневой группы от тангенциальных сил, нагруженными узлами трения на подшипни- ках качения или гидростатически разгружен- ными; винтовые То же, с частичной разгрузкой, а также лопастные	1...1,5	п+(0,5...1)
		0...0,5	~п—(0...0.25)
	Шестеренные с подвижными щеками	0	—
	Поршневые при отсутствии разгрузки ша- тунно-поршневой группы от тангенциальных сил, без гидростатической разгрузки узлов трения на подшипниках скольжения	—(0,33...0,5)	~п—(0,5... 1)
Рз	Насосы всех типов с высоким Лгм.н и мо- торы, работающие в режиме насоса	1	"р—(0.5...1)
	Моторы всех типов и насосы с низким *Пгм.м	0,5	
	Всех типов при вязкости рабочей жид- кости: v > VHOM	+0,5	
	V < VH0M	—0,5	—
Примечание, п = п/лНом; Р = Р/Рном-
40
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
для данной гидромашины и определяе-
мые ее конструкцией, а также относи-
тельными потерями мощности и основ-
ными параметрами режима.
Коэффициенты Ку и Км рассчиты-
вают по параметрам номинального ре-
жима работы гидромашины:

^О.НОМ£НОМ пном *%ом
АРнОМ
TS __ М’ги.ном ном^Рном
ЛМ ~	„р2 v₽4	•
но м ’ном
В табл. 2.1 и 2.2 приведены общие
рекомендации [15] по выбору значений
аир.
2.3.	Кавитация рабочей жидкости
Под кавитацией понимается местное
выделение из жидкости газов и водя-
ных паров (локальное кипение жидко-
сти) с последующим разрушением
(конденсацией и смыканием) выделив-
шихся парогазовых пузырьков, сопро-
вождающимся местными гидравличе-
скими микроударами.
С увеличением частоты вращения
вала насоса растут потери мощности
на всасывание. Абсолютное давление
на входе в насос может стать меньше
давления, соответствующего упругости
насыщенных паров рабочей жидкости
при температуре стенок входной каме-
ры, нагретых в процессе работы.
В этом случае на стенках входной ка-
меры возникает поверхностное кипение
жидкости, вызывающее неполное за-
полнение рабочих камер. В результате
жидкость из рабочих камер поступает
к выходной полости в двухфазном со-
стоянии. Опасность такого состояния
рабочей жидкости заключается в том,
что гидравлические удары в местах
конденсации паров приводят к эрози-
онному и коррозионному разрушению
материала деталей. Поэтому обяза-
тельным условием нормальной работы
насоса является обеспечение на входе
абсолютного давления рвх, превышаю-
щего давление рПар насыщенных паров
при температуре стенок рабочих ка-
мер: Рвх>Рпар.
Для самовсасывающих насосов
Рвх = Ра 0,5р (Voh^h)2 X
k
х 2	— Р^вс,
Z = 1
где ра — атмосферное давление; —
коэффициент местного сопротивления
во всасывающей линии; Ai — площадь
расчетного сечения местного сопро-
тивления во всасывающей линии; Лвс—
высота всасывания; k — количество
сопротивлений во всасывающей линии.
Исходя из предыдущего неравенст-
ва найдем условие, ограничивающее
высоту всасывания:
^вс < |^Ра Рпар
k
-0,5(V0HnH)2 2(^Ml)](p^)-‘.
г=1
Возможность возникновения кавита-
ции можно уменьшить за счет рацио-
нального выбора режимов работы на-
соса, однако полностью исключить это
явление можно лишь применением
вспомогательного насоса подпитки, по-
вышающего давление во всасывающей
линии основного насоса.
2.4.	Влияние сжимаемости рабочей
жидкости на потери энергии
в гидромашинах
Подача насоса падает, а расход
гидромотора растет с увеличением
сжимаемости жидкости и и ее давле-
2.4. Влияние сжимаемости рабочей жидкости на потери энергии в гидромашинах
41
ния р в тем большей степени, чем боль-
ше мертвый объем гидромашины.
Под мертвым объемом рабочей камеры
Vk понимают разность геометрического
объема рабочей камеры VK (включая
объем каналов распределителя) и объема
вытесняемой жидкости V* (без учета
утечек и сжимаемости жидкости).
Рассмотрим процессы заполнения и
вытеснения, происходящие в рабочей
камере поршневой гидромашины. На
рис. 2.6 показана схема гидропривода,
состоящего из рабочей камеры 1 насо-
са, его распределителя 2, распредели-
теля 3 гидромотора с рабочей камерой
4. Насос и гидромотор имеют жесткие
кинематические связи распределителя
с силовым узлом, фазы распределения
жидкости строго соответствуют процес-
сам в рабочей камере, а перекрытия в
распределителе равны нулю. Крайним
положениям поршня (кинематическим
нейтралям а—а и б—б — для насоса,
в—в и г—г — для мотора) соответст-
вуют изменения фаз распределения
жидкости.
Пусть поршень насоса занимает
начальное положение при х = х2, что
соответствует кинематической нейтрали
б—б, а рабочая камера насоса запол-
нена жидкостью массой тж при давле-
нии слива р0. В начальный промежу-
ток времени поршень проходит путь
5Сж= |Х1—х2|, сжимая жидкость до
рабочего давления рь Приращение
давления с изменением объема жидко-
сти описывается дифференциальным
уравнением
dp = — (KjV)dV, 	(2.7)
где К — модуль всестороннего сжатия
жидкости.
При давлении pi координата порш-
ня будет %1, а объем, занимаемый жид-
костью массой тж, Механическая
Рис. 2.6. Расчетная схема определения объем*
ных потерь сжатия в насосе и гидромоторе
работа, совершаемая при сжатии жид-
кости в рабочей камере насоса,
Х1
№сж = — J (Р — ро) Adx =
х0
Vt
= — J (p — po)dV,
(2.8)
где А — площадь поршня.
После того как давление достигнет
значения рь поршень будет вытеснять
жидкость из поршневой камеры при
постоянном давлении, совершая работу
Хо
^пер = ~ J (Р1 — Ро) Adx =
xt
Vе
К
= f (Pi — Po)dV =
v.
 =(Vi-K)(pi-Po),	(2.9)
где Xo — координата поршня, соответ-
ствующая кинематической нейтрали
а—а.
Значения модуля К. существенно
превосходят давления в обычных ги-
42
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
дросистемах. При этих условиях изме-
нение ДУ объема жидкости при ее
сжатии мало. Поэтому в уравнении
(2.7) можно заменить текущее значе-
ние объема его начальным значением.
Это означает, что изменение объема
жидкости при сжатии можно считать
пропорциональным изменению давле-
ния, т. е.
dV = - nVKdp,
где х—сжимаемость жидкости, х=1/К.
Подставив последнее выражение в
формулы (2.8) и (2.9), получим:.
Гсж = 0,5хУк (р! — р0) = 0,5хУкДр,
^пер = (Kt — Ш — ро) —
= (Уз-У')Др,
или
ТС'пер = (К — 0,5хУкДр) Др.
Энергия, затрачиваемая на сжатие
и перемещение рабочей жидкости,
Гн = гсж + тпер =
= К[1-0,5хДр(1+К/К)]Ар.
Подводимая к рабочей камере насо-
са энергия 1УН на диаграмме (см. рис.
2.6) соответствует ‘площади фигуры
ABCD, работа 1Упер перемещения жид-
кости при постоянном давлении — пло-
щади фигуры A'BCD, а работа сжатия
1УСж — площади фигуры АВА'.
В конце хода нагнетания рабочая
камера насоса сообщается с полостью
всасывания. Между мертвым объемом
рабочей камеры и всасывающей поло-
стью произойдет выравнивание давле-
ния. В результате энергия сжатой в
мертвом объеме жидкости переходит в
теплоту:
= 0,5х7кДр2.
На диаграмме эта энергия соответст-
вует площади треугольника CDD'.
Коэффициент потерь в насосе
_ г'ж о,5хдру;/у;
'Рсж" ws 1 — 0,5хДр (1 + V'K/V"K)
В рабочих камерах насосов обычно
Ук/Ук^0,05. Таким образом, энергия
1ГсЖ, преобразующаяся в теплоту на от-
сечных кромках распределителя насоса,
пренебрежимо мала по сравнению с под-
веденной энергией Wa. Так, при Др =
= 25 МПа и работе насоса на масле
MF-30 (х = 95 • 10"11 Па’1 при t =г.
— 50°С) коэффициент потерь фСж.н —
== 0,0006. Однако с увеличением отно-
сительного мертвого объема коэффициент
потерь растет. Так, при Ук/Ук — 3,6 и
прочих равных условиях фсж.н = 0,045.
Нагнетаемая насосом жидкость по-
ступает в рабочую камеру гидромотора
4. При положении поршня, соответст-
вующем кинематической нейтрали а—
а, распределитель 3 сообщит рабочую
камеру гидромотора с полостью высо-
кого давления. Между этими полостями
произойдет выравнивание энергии.
Часть энергии расходуется транспор-
тируемой жидкостью на сжатие жид-
кости в мертвом объеме гидромотора
до давления Дальнейшее поступле-
ние жидкости в рабочую камеру будет
сопровождаться перемещением поршня
до следующей кинематической нейтра-
ли г—г. Работа перемещения поршня
^пер = Ук(Р1 — ро)-
В положении поршня, соответствую-
щем кинематической нейтрали г—г,
распределительное устройство 3 гидро-
мотора сообщит рабочую камеру 4 с
каналом слива. Вследствие падения
давления от р\ до р0 теряется энергия,
аккумулированная жидкостью в рабо-
2.5. Рекуперация энергии сжатой рабочей жидкости
43
чей камере гидромотора,
Гсж = 0,5хДр2Рк.
На диаграмме (см. рис. 2.6) энер-
гию 1Гсж условно можно считать экви-
валентной площади треугольника
GHH', а полезно использованную энер-
гию—площади прямоугольника EFGH.
Из диаграммы следует, что подве-
денная к рабочей камере гидромотора
энергия Ц7М эквивалентна площади фи-
гуры EFGH-.
=г;к + гпер =
= У:(1 + 0,5хДрК/К)Др.
О влиянии сжимаемости жидкости
на потери энергии в гидромоторе мож-
но судить по коэффициенту потерь:
U, — Wcx _
тсж.м —	—
w м
= 0,5хАр (!+</<)
“ l+0,5xApV'/V"
При V'/V" < 0,05, х-95-10й Па"*
и Др = 25 МПа относительные потери
энергии в гидромоторе	0,012.
Таким образом, при достаточно малом
удельном мертвом объеме гидромотора
потерями энергии в последнем можно
пренебречь вследствие малой сжимаемо-
сти жидкости. Кроме того, следует иметь
в виду, что при соответствующем вы-
полнении поршневого гидромотора энер-
гия может быть полезно исполь-
зована.
В гидравлических расчетах жид-
кость принимается несжимаемой, а по-
тери энергии, обусловленные сжимае-
мостью жидкости, относят к объемным
потерям. Тогда объем условной утечки
жидкости за один оборот вала гидро-
машины:
для насоса
^усл.н = (Кои)г • 0,5хДрК/К;
для гидромотора
Уусл.м = (Пм)г • 0,5хДр (1 + К/К),
где (Уон)г, (Ком) г —геометрический
рабочий объем соответственно насоса
и мотора.
Действительный рабочий объем ги-
дромашин
Ион = (Ион)г [1 - 0,5хДр (1 + К/К)1,
Иом = (Иом)г(1 + 0,5хДрИЖ).
2.5.	Рекуперация энергии сжатой
рабочей жидкости
Процесс рекуперации энергии сжа-
той рабочей жидкости рассмотрим на
примере гидромотора с золотниковым
распределителем (рис. 2.7). Пусть рас-
пределительный золотник 1 в положе-
нии б'—б' поршня 3 занимает ней-
тральное положение и во время дви-
жения поршня до кинематической
нейтрали б—б остается неподвижным.
Рабочая камера 2 будет разобщена с
полостями подвода В и слива Н жид-
кости. На поршень действует перемен-
ная сила давления расширяющейся
жидкости.
В замкнутой полости рабочей каме-
ры масса т жидкости не остается по-
стоянной из-за суммарных утечек Qm=
=dm]dt через зазоры в распределителе
и в сопряжении поршень — цилиндр.
Поскольку m = pV (р — плотность жид-
кости, V — ее объем), запишем уравне-
ние массового расхода
= + • (2Л0)
at at
44
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Рис. 2.7. Схема рекуперации энергии сжатой жидкости в гидро-
моторе
Для сжимаемой жидкости — pdV =
= Vdp и Vdp=—KdV. Поэтому
dp = (p!K)dp.	(2.11)
Заменив в уравнении (2.10) dp его
выражением (2.11) и полагая также,
что в диапазоне давлений от рабочего
Р\ до Ро=О плотность жидкости изме-
няется незначительно (р=const), объ-
емный расход рабочей жидкости (Q =
= Qm/p) будет
0.	dV	V dp
4	di	К dt ’
откуда
dp_ = _ K_ f_dV_
dt ~ V \ dt
(2-12)
. С учетом зависимости d^ = <adt, где
<p — угол поворота вала гидромотора, а
со — угловая скорость его вращения,
преобразуем уравнение (2.12):
dp __ __K_ldV_____
dtp	V \ dtp
— Q) . (2.13)
<D /
Суммарные утечки рабочей жид-
кости
Q ~ QB Qh Qn>
где QB — поток перетечек из полости
В в поршневую камеру по зазорам в
распределителе; Qh — поток утечек
через зазоры распределителя в слив-
ную линию; Qn—поток утечек из порш-
невой камеры по зазорам между порш-
нем и цилиндром.
Если поршни имеют мягкие уплотни-
тельные кольца, можно принять Qn=0.
Тогда
Q = nT^(Pi-Po-2p), (2.14)
где d3 — номинальный диаметр плун-
жера золотника; б — радиальный за-
зор в распределителе; р — динамичес-
кая вязкость жидкости; s — перекры-
тие в распределителе.
Если положительные перекрытия s в
распределителе соизмеримы с зазором
б или равны нулю, то
Q = Л V (Vpi — p — V^p — po) .
2.5. Рекуперация энергии сжатой рабочей жидкости
45
Рис. 2.8. Конструктивные схемы распределителей
где А(, — площадь щели; t, — коэффи-
циент сопротивления щели.
Для гидромотора с кривошипно-ша-
тунным механизмом
V = K + 4fl(l-cos<p +
+ 0,25% (1—cos 2ф)),	(2.15)
dV
—= AR (sin <p + 0,5% sin 2<p), (2.16)
где A — площадь поршня; R — радиус
кривошипа; % — характеристика кри-
вошипного механизма: %=R/l, I — при-
веденная длина шатуна.
Уравнение (2.13) дает зависимость
давления жидкости в процессе его ре-
лаксации по углу поворота вала при
начале отсчета, соответствующем <р=
=л—фр, где фр — угол релаксации (см.
рис. 2.7). В практических расчетах
обычно находят угол поворота вала,
соответствующий нейтральному поло-
жению золотника, т. е. угол релакса-
ции фр.
С учетом зависимостей (2.14) ...(2.16)
уравнение (2.13) принимает вид
dpldq — — {R [Д/? (sin ф +
+ 0,5% sin 2ф) — nda8s (рх + р0 —
-2p)/(12ps©>]}/{К + AR [1 -
— созф + 0,25% (1 — соз2ф)]}.
(2.17)
Изменение давления жидкости в за-
висимости от угла поворота вала нели-
нейно, уравнение (2.17) решается на
ЭВМ численными методами. Процесс
релаксации зависит от сжимаемости
жидкости, геометрических параметров
кривошипно-шатунного механизма и
от герметичности распределительного
устройства. Утечки жидкости сущест-
венно влияют на этот процесс при низ-
ких скоростях вращения вала.
Уравнение (2.17) можно существен-
но упростить, сделав следующие допу-
щения: 1) характеристика кривошип-
но-шатунного механизма вблизи кине-
матической нейтрали б—б существен-
ного влияния на кинематические
характеристики не оказывает; 2) рас-
пределительное устройство обеспечи-
вает хорошую герметичность рабочей
камеры или гидромотор работает при
больших частотах вращения вала.
Тогда
dp __	______К sing)_____
Ар 1 + 2V^/(AS) — cos ф ’
46
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
где S — ход поршня: S = 2R.
Использование энергии сжатой рабо-
чей жидкости в гидромоторах дости-
гается относительно простыми конст-
руктивными способами. В цапфенном
распределителе ширина разделитель-
ной перемычки Лп (рис. 2.8, а) делает-
ся такой, чтобы при повороте распре-
делителя на угол канал dK был раз-
общен с каналами подвода и слива
жидкости.
В гидромоторах с золотниковым рас-
пределением профиль паза приводного
кулачка выполняется, как показано на
рис. 2.8, б.
Рабочий объем гидромотора, в кото-
ром предусмотрена рекуперация энер-
гии сжатой жидкости,
Ком = 0,5Л5 (1 — cos фр) z,
где z — число цилиндров.
Рекуперация энергии сжатой рабочей
жидкости позволяет повысить КПД
гидромоторов (например, на 3% при
Vk — Vk и давлении 30 МПа) и способ-
ствует уменьшению пульсации давления,
равномерности вращения вала, уменьше-
нию шума и повышению надежности
мотора.
2.6.	Подобие роторных гидромашин
Две гидромашины называются гео-
метрически подобными, если между их
основными размерами можно устано-
вить взаимно однозначное соответст-
вие так, чтобы длина соответственных
отрезков I и I' находилась в постоян-
ном отношении 1/1'=1С, где /с— коэф-
фициент подобия.
Из этого определения следует, что
отношение соответственных площадей
есть /2, а соответственных объемов —/з .
Рассмотрим подобие аксиально-
поршневых гидромашин.
Основные размеры блока цилиндров
роторной аксиально-поршневой гидро-
машины должны обеспечивать получение
заданного рабочего объема Vo. Зави-
симость рабочего объема или характер-
ного размера Dv = -|/V0 от диаметра
поршня D, диаметра делительной окруж-
ности упорного диска dK и угла наклона
оси блока цилиндров у определяется
уравнением
Vo = Dv = 0,785DWH sin у. (2.18)
Основные расчетные размеры попе-
речного сечения блока цилиндров по-
казаны на рис. 2.9. Прочность стенок
цилиндра оценивается приближенно по
суммарному напряжению о в волокнах
у внутренней поверхности толстостен-
ной трубы, внутри которой действует
давление р:
о = 2а2р/(а2 — 1),
где а = (D + 2b)!D.
Подставляя в уравнение (2.18) опре-
деленное из д ОВС соотношение D-{-b=
— dfiSinftn/z), получаем зависимость
между D и Dv".
D =	#__8.si.n.("/<	= dd
'	“ т yizsiny (а-|-1)	V’
где £ = d^ldc, D — размер в долях от
характерного размера Dv.
Аналогично находим диаметр дели-
тельной окружности блока цилиндров
da = Dv (а + 1 )/[2 sin (л/z)] = d6Dv ,
наружный диаметр блока цилиндров
Пн = dg -f- D + 2Ь = D^Dv,
ход поршня
S = с/дsin у = £d6siny = SDv .
2.6. Подобие роторных гидромашин
47
Таким образом, все основные разме-
ры поршневой группы закономерно вы-
ражаются в долях характерного раз-
мера Dv. Однотипные гидромашины,
рассчитанные на одинаковое давление
р, будут геометрически подобны, по-
скольку отношение соответствующих
линейных размеров будет постоянным
и равным отношению характерных раз-
меров, т. е. lc=DvID'v .
Скорость движения поршня в акси-
ально-поршневой гидромашине с до-
статочной точностью можно описать
формулой
vB — 2nndB sin у sin (2nnt) =
= nDv	sin у sin (2зтп/).
Для данного момента времени скорость
поршня пропорциональна произведению
nDy, которое называется коэффициентом
быстроходности и обозначается сп.
Пусть частоты вращения роторов
геометрически подобных машин постоян-
ны. Тогда соответственные моменты
времени t и f связаны между собой
отношением t = tct', где tG = п'/п —
— const, а скорости соответственных
поршней находятся в постоянном соот-
ношении vc = DynlDyn' - lctGl.
Можно показать, что в соответствен-
ные моменты времени модули скоростей
других соответственных частей машины
тоже находятся в постоянном отношении
lctTl, а модули ускорений —в постоян-
ном отношении Z0C2. Кроме того, век-
торы скоростей и ускорений одинаково
ориентированы относительно соответст-
венных траекторий. Таким образом, для
геометрически подобных гидромашин
соблюдается и кинематическое подобие.
Если между соответственными частями
гидромашин существует еще и материаль-
ное подобие, т. е. тс — т^т^, такие
Рис. 2.9. Основные расчетные размеры попереч-
ного сечения блока цилиндров
машины называют механически подоб-
ными.
Сравним работу двух подобных гидро-
машин. Для механического подобия
необходимо, чтобы соответственные силы
находились в отношении = рс1? =
=	причем вследствие материаль-
ного подобия тс = /с- Отсюда pc=(lctT1)2,
или pc = t>2.
Поскольку в геометрически подобных
гидромашинах рс = 1, то и vc = 1.
Равенство рабочих скоростей перемеще-
ния валов означает равенство произведения
nDv, т. е. гидромашины, составляющие
типоразмерный ряд, имеют одинаковые
значения коэффициентов быстроходности
сп = nDv = const.
Отношение мощностей таких гидро-
машин
Pc = ^Рс«с =* Wr1 = 1с •
Коэффициенты подобия гидромашин
приведены в табл. 2.3.
48
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
Строгое соблюдение геометрическо-
го подобия в области малых значений
характерного размера неосуществимо
по условиям производства. Минималь-
ные размеры сечений деталей ограни-
чены по условиям обеспечения доста-
точной их жесткости при изготовлении,
2.7.	Коэффициент полезного действия
подобных гидромашин
Роторные гидромашины характери-
зуются развитыми поверхностями тре-
ния и работают преимущественно при
высоких давлениях рабочей жидкости.
Табл. 2.3. Подобие гидромашин при равных давлениях
рабочей жидкости и скоростях поршня
Параметр	Расчетная формула	Коэффициент про- порциональности
Диаметр поршня	d	
Ход поршня	S	
Рабочий объем	Vo = 0,785/?2Зг	'с3
Подача насоса; расход гидромотора	Q = 0,785D2Szn	'с2
Частота вращения вала	п = Q/70	'о-1
Средняя скорость движе- ния жидкости	t» = Q/Лп	1
Крутящий момент	М = У0Др/(2л)	
Мощность	P = QAp	
Напряжение	^в = рЛ1/Лг; <T = Al/lFH3r	1
Масса	ш = pV констр	
Момент инерции	/ = pD4	1с
Постоянная момента инер- ции	C = l/vbalz	1
Время разгона	t = ф/ф или t — co/а	Аз
Угловое ускорение вала	а = Л1/7	'Г2
монтаже и транспортировании. Поэто-
му многие детали машин малых типо-
размеров приходится делать более
массивными, чем того требуют условия
, геометрического подобия. Вследствие
этого гидромашины с малым рабочим
объемом имеют повышенную металло-
емкость, но вместе с тем и большую
степень надежности, повышенные проч-
ность и жесткость, способность к фор-
сировке по скорости и по давлению.
При этом объемные и механические
потери оказываются основными поте-
рями, определяющими КПД гидрома-
шины т] = т]от]мех [1]  Предполагая, что
в зазорах между деталями имеет мес-
то ламинарное течение жидкости и что
зазоры образованы параллельными по-
верхностями, поток утечек можно вы-
разить как
Qy = 6«Мр/(12ц£),
2.7. Коэффициент полезного действия подобных гидромашин
49
где 6 — зазор; b — ширина канала;
L — его длина.
Так как b и L пропорциональны ха-
рактерному размеру Dv, поток утечек
пропорционален Дрб3/р>, теряемая из-за
утечек мощность
Ру = /гуДр263/ц = Cykp2Dsv/^
где Су = ky (6/Dv)3; 6 —« среднее значе
ние зазора, которое можно вычислить,
зная допуски на изготовление деталей.
Переходя к относительной мощнос-
ти, получим '
Ру = PylPt — Cy\pl(]kri).
Механические потери складываются
из потерь на вязкостное трение жид-
кости и кулоново трение в уплотнени-
ях. Касательное напряжение т, возни-
кающее при скольжении по слою жид-
кости прямоугольной пластинки раз-
мерами LXb со скоростью v и при за-
зоре 6 между ней и плоской поверх-
ностью, определяется законом Нью-
тона:
т = [iv/8.
Для поршня диаметром D = DDV
b = nD = nDDy .
Средняя скорость поршня
^ср ~	•
При линейном распределении ско-
ростей по поперечному сечению плен-
ки масла мощность, расходуемая на
вязкостное трение,
Рв = HfcpftL/6 = kBiin2Dv/8 = CBpn2Dv ,
где Св — постоянная для данной гидро-
машины: Св = kB(Dv/8).
Переходя к относительной мощности
Рв, получим
Рв = Рв/Р* =
Потери мощности на кулоново тре-
ние или, как их правильнее называть,
потери, пропорциональные перепаду
Др, определяются выражением
Pf — CftiApDy = CfP}.
Поскольку kpDy пропорционально
усилию, создаваемому за счет гидро-
статического перепада давления, —
скорости относительного перемещения
трущихся поверхностей, a Cf — коэф-
фициенту кулонового трения,
Pf^Pf/P^Cj.
Очевидно, что для установившегося
режима работы насоса
1 —Ру
т]н = ----=—-------=
1 + Pf + Рв
1 4“ Cf + р
причем объемный КПД насоса
По.н = 1 — СуДр/(р>п),
а механический
^мех.н = V(1 “F Cf -j- СБрл/Др).
Аналогично для гидромотора
-п =	1 ~~Pf ~~	1 ~~ с/~ Свци/Ар
М	1 + Ру	1+СуАр/(цп) *
(2.20)
По.м = 1/[ 1 + СуДр/(рп)],
Лмех.м = 1 Cf	СБ|Л/l/Др.
Теория размерностей облегчает экс-
периментальный поиск закона измене-
ния общего КПД гидромашины данно-
4. Зак. 670
50
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
го типа как функции частоты враще-
ния вала, перепада давления Др рабо-
чей жидкости, динамической ее вязкос-
ти ц, характерного размера Dv и ве-
личины, характеризующей зазор б.
Предполагается, кроме того, что имеет
место ламинарный режим течения
жидкости.
Искомый закон может быть выра-
жен зависимостью
f (ai, а2, ... , а6) = 0.
Размерность шести исследуемых ве-
личин — функция трех основных вели-
чин — силы F, длины L и времени Т:
[т]] = L°T°F0, [n] = £,°7"~1770,
.	[\р]== L~2T°F, [|Л] = L~ZTF,
\Pv] = LV>F<>, \8\ = LT°F°,
Можно выбрать три новые «основ-
ные» величины так, чтобы определи-
тель, составленный из показателей
степеней при L, Т и F в формулах раз-
мерностей, отличался от нуля. Таким
образом, могут быть введены три «ос-
новных» параметра б, п и Др, так как
1	0 0
0 . —1 0 = _ 1.
—2	0 1
Остается три производных величины
т], Dv и ц (следовательно, три безраз-
мерные величины ль «2, лз). Тогда ис-
комое отношение можно записать в
виде
<Р (itj, ЗТ2, Л3)	0.
Можно выразить коэффициенты при
размерностях производных величин
как функции тех же «основных» вели-
чин следующими соотношениями:
М = [б]а*[п]₽1[Ар]Т1 ,
[£d=[srWwr2,
[р] = [бГ[п]₽3[ДрГ •
(2.21)
Отсюда получаем соотношения
£.070/70 = (£,7070)“* (707-1/7о)₽* х
. X (L-Wp ,
LT°F° = (FT°F°)a2 (L°T-lF°)^ X
X (L~ZTOF)V‘,
L~zT~lF = (£70/70)“» (£O7-ipo)₽» x
X (L-2T«F)Va
и систему уравнений
ai — 2yx = 0; — 0X = 0;	= 0;
a2 — 2?2 = 1; — 02 = 0; y2 = 0;
'a3 —2y3 = —2; — 03 = — 1; ?3=1.
Таким образом,
ai'401 = Yi = °, «2 = 1> 02 = ?2 = 0,1
j* «3=0,03=-1, ?3=:i.	_
Размерности величин r), Dv, ц описа-
ны формулами (2.21). Подставляя в
них полученные значения а,-, 0г, у,, бу-
дем иметь
[т|] = [б]0 [п]° [Др]0,
[Г>Н=[6][п]°[Др]0,
[р] = [6]0[п]-ЧДр],
откуда можно получить безразмерные
параметры t], Dvl§, \\nl\p.
Теперь искомая функция безразмер-
ных параметров примет вид
<р = (т], £>у/б, рл/Др),
или
т1 = ф(Пк/б, рл/Др).
2.7. Коэффициент полезного действия подобных гидромашин
51
Безразмерный параметр рп/^р Пред-
ставляет собой критерий, оцениваю-
щий характер потока жидкости через
узкую щель. Его называют также кри-
терием изогональности и обозначают <т.
Если в двух геометрически подобных
по номинальным размерам гидрома-
шинах значения о окажутся одинако-
выми, в зазорах этих гидромашин сум-
марные эпюры скоростей потоков
фрикционного (увлекаемого движу-
щейся стенкой) и просачивания (выз-
ванного перепадом давления) окажут-
ся подобными.
Сгруппировав измеряемые величи-
ны, чтобы получить безразмерные со-
отношения, можно найти оптимальный
режим работы гидромашины, соответ-
ствующий максимальному КПД. Диф-
ференцируя выражение для КПД по о
и приравнивая производную нулю, по-
лучим значение' о*, при котором КПД
имеет максимальное значение.
Из выражений (2.19) и (2.20) нахо-
дим соответственно для насоса и гид-
ромотора:
о: = cy(V(T+c^cJ+T + I),
(2.22)
<Тм = Су (V(l-C/)/(CyCB)+ 1 - 1).
(2.23)
Используя формулы (2.19), (2.20),
(2.22) и (2.23), получим выражения
для оптимальных КПД:
i+c/+cBo:	1	
+ 2СВСУ(У(1+Су)/(СВСУ)+ 1 + 1)]-\
(2.24)
*	1 С/СВ<ТМ
Лм =	1 I Г /гг* =
1 + Су/ом
= 1 -С/-2СвСу(У(1-С/)/(СвСу)+1 -1).
Рис. 2.10. Изменение КПД насоса
в функции о при различных зна-
чениях 6/60
Исследуем для примера зависимость
КПД насоса от зазора. При расчетных
значениях Су и Св и изменении зазора
от б0 до б
Су = Су0 (б/б0)3, Св — Св0 (б/б0)
и
1-Суо (6/60)3/п
Н ' 1 + С/ + Св0(6/60)а ’
Соответствующее значение о* будет
о* = Су0(б/б0)3 {1 + [(1 + Cf) х
X (б0/б)2/(Су0Св0)+1]1/2}.
На рис. 2.10 дан график изменения
т]н в зависимости от о для различных
значений б/бо- Для примера рассмот-
рен типичный случай, когда Су=5-10~7,
Св=105 и С/=7-10-2. Таким образом
можно оценить уменьшение КПД при
увеличении зазора, т. е. отношения
б/бо, что может оказаться необходи-
мым при монтаже и эксплуатации гид-
ромашины [29].
Для поддержания оптимального
КПД необходимо, чтобы параметр
о=рп/&р возрастал с увеличением
б/бо- Это достигается увеличением р,
т. е. применением более вязкой жид-
кости.
Обычно значения коэффициентов Св,
4*
52
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
Су, С/ определяют для оптимального
режима работы гидромашины при из-
вестных только двух параметрах iq* и
о*. Как правило, более стабилен при
изменении параметров режима работы
гидромашины Су, поэтому его опреде-
ляют в первую очередь для любого ре-
жима работы, для которого известны
значения о и объемного КПД. Для на-
соса
Су/р, = (1 — Т)о.н) п/Др,
Зная Су можно определить Св и Cf,
находя 1 + Cf и Св из уравнений (2.22)
и (2.24):
илиИсв = ^рЯ2Л;
Р \ п* / Пн
С/ = (1-2Су/оМ- 1,
„	1 I. 2Cv&p* \
или Cf = — 1-------------- -у р — 1.
*1Н \	R /
Таким же способом можно получить
аналогичные выражения для гидромо-
тора [1]:
С$ — Ли^уД^м)^
п Су * ( Ар* \2
ИЛИ рСв = -2- Т)м -Т-	;
р \ П* J
Q=l-nM(l+2Cy/o-:),
1	। 2CvAp* \
ИЛИ Cf = 1 — Т)м 1 Ч--z-2— •
\	ЦП )
2.8. Термодинамические процессы
в идеальной компрессорной
машине
Компрессор считается идеальным,
если в нем отсутствует мертвый объ-
ем, т. е. в цилиндре компрессора в кон-
це рабочего хода поршня не остается
воздух, и равно нулю пневматическое
сопротивление всасывающих клапанов
и всасывающего трубопровода, а так-
же нагнетательных клапанов и нагне-
тательного трубопровода [42]. На рис.
2.11 приведена теоретическая диаграм-
ма работы такого компрессора в коор-
динатах р—V.
При движении поршня 2 слева на-
право в цилиндре 1 при открытом вса-
сывающем клапане 3 происходит про-
цесс всасывания воздуха (линия 4—1
на графике). При обратном ходе порш-
ня воздух в цилиндре сжимается, по-
скольку всасывающий клапан закрыт.
Процесс сжатия идет по линии 1—2, и
при достижении давления р2 открыва-
ется клапан 4. В дальнейшем происхо-
дит процесс выталкивания воздуха из
цилиндра при давлении р2 (линия 2—
3). Дойдя до крайнего положения, т. е.
закончив процесс выталкивания воз-
духа, поршень вновь движется слева
направо, происходит падение давления
в цилиндре (линия 3—4) и вновь на-
чинается процесс всасывания воздуха.
Работа W, затрачиваемая в компрес-
сорном процессе на сжатие и выталки-
вание газа, выражается площадью
р—^-диаграммы, ограниченной изоба-
рами, соответствующими начальному
Ро и конечному pi давлениям воздуха,
кривой процесса сжатия и осью орди-
нат.
Суммарная работа за цикл
№ = ^ВС+^Сж+ Гвыт;
где 1ГВС — работа всасывания (эквива-
лентная площади фигуры а—1—4—0);
№сж — работа сжатия (эквивалентная
площади фигуры а—1—2—б); Ц7ВыТ—
работа выталкивания (эквивалентная
площади фигуры б—2—3—0).
Работу, совершаемую поршнем при
сжатии воздуха, будем считать поло-
2.8. Термодинамические процессы в идеальной компрессорной машине
53
жительной, а при расширении'— отри-
цательной. Тогда работа, затрачивае-
мая на сжатие и выталкивание 1 кг
газа,
^вс ~ АА, ^выт ~ Р1Р1ь
где г>о, &1 — удельные объемы воздуха
в начале и конце сжатия; р0, рх — его
давление в начале и конце сжатия.
Работа Я7СЖ зависит от закона сжа-
тия. Поэтому в общем случае
№ =	+	— аа-
Для определения суммарной работы
должен быть Известен характер про-
цесса сжатия. Рассмотрим теоретиче-
ские основы процессов, протекающих
в одноступенчатом компрессоре при
изотермическом, адиабатическом и по-
литропическом сжатии воздуха.
Для изотермического процесса в
компрессоре pv=p$VQ=p\V\. Тогда
№из = — § pdv + pjVx PqVq —
Vi
= — j pdv.
С учетом того что p = PqVq/v, получаем
№И3 = PoVo In (pl/Po) = Povoln e>
где 8 — степень сжатия: e—pi/po-
При адиабатическом сжатии газа
pv% = poVo, откуда р = ро^/и* .
Следовательно,
Fa = — povo J u~Kdv +	— paV0.
«0
После интегрирования и алгебраиче-
ского преобразования получим
х—1
= 1). .
X— 1
Рис. 2.11. Теоретический цикл
поршневого компрессора
При политропическом сжатии газа
pvn — const.
Как известно, это уравнение при по-
казателе политропы n = const справед-
ливо как для совершенного, так и для
реального газа.
Полную суммарную работу, необхо-
димую для сжатия 1 кг воздуха, опре-
деляют по аналогии с адиабатическим
процессом по формуле
^П= -^-p0V0(8^- 1).
п — 1
При п<к политропическое сжатие
протекает с отводом теплоты, при п>
— с подводом теплоты. Теплота,
отведенная (подведенная) в процессе
политропического сжатия,
^п = ^^(Г2-Л),	.
п— 1
где cv — удельная теплоемкость возду-
ха при постоянном объеме; Ть Т2—
термодинамическая температура воз-
духа в начале и конце процесса сжа-
тия.
Из всех возможных типов компрес-
сорных процессов наименьших затрат
54
2, Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
энергии требует изотермический про-
цесс (л=1). Максимальная работа
сжатия в компрессоре имеет место при
адиабатическом процессе.
Поэтому следует стремиться к осу-
ществлению изотермического процесса
сжатия воздуха, что требует охлажде-
ния компрессора. Чаще применяется
охлаждение цилиндра водой. Однако
вследствие того что при водяном ох-
лаждении отводится не вся выделяю-
щаяся при сжатии воздуха теплота,
процесс сжатия в реальных компрессо-
рах всегда идет по политропе. В зави-
симости от эффективности охлаждения
показатель политропы обычно нахо-
дится в пределах п = 1,2... 1,3. Путем
сравнения с идеальным изотермиче-
ским процессом сжатия производится
оценка эффективности работы комп-
рессора.
2.9.	Сжатие рабочего тела в реальной
компрессорной машине
Рабочий процесс действительного
компрессора отличается от процесса
идеального компрессора в силу воздей-
ствия следующих факторов: наличия
мертвого пространства; понижения
давления /воздуха при"всасывании и
повышении его при нагреве; колебаний
давления воздуха в воздухопроводах и
органах воздухораспределения; повы-
шения температуры засасываемого
воздуха; влажности воздуха; перетека-
ния воздуха через уплотнения подвиж-
ных деталей.
Степень отклонения рабочего процес-
са в действительном компрессоре от
процесса в идеальном компрессоре ха-
рактеризуется несколькими коэффици-
ентами, с помощью которых оценива-
ется эффективность работы действи-
тельного компрессора.
На индикаторной диаграмме дейст-
вительного компрессора (рис. 2.12)
точка 1 соответствует закрытию всасы-
вающего клапана, 2 — началу откры-
тия нагнетательного клапана, 3 — за-
крытию нагнетательного клапана, а
точка 4 — началу открытия всасываю-
щего клапана. Следовательно, линия
4—1 изображает процесс всасывания,
1—2 — процесс сжатия; 2—3—процесс
нагнетания и 3—4 — процесс расшире-
ния газа, оставшегося к концу нагне-
тания в мертвом пространстве ци-
линдра.
Мертвое пространство — то прост-
ранство в цилиндре, где остается сжа-
тый воздух в момент окончания нагне-
тания, т. е. пространство между порш-
нем, находящимся в в.м.т., и крышкой
цилиндра.
Объем мертвого пространства
где тм — коэффициент, выражающий
относительный объем мертвого про-
странства в долях от Vh‘ mM = 0,02...
0,06; Vh — рабочий объем цилиндра.
При движении поршня направо сна-
чала происходит расширение воздуха,
оставшегося в'мертвом объеме камеры.
Всасывание воздуха из атмосферы на-
чинается лишь тогда, когда давление в
цилиндре станет ниже атмосферного.
Влияние мертвого пространства на на-
полнение цилиндра оценивается объ-
емным коэффициентом
К = Ке/П> (2.25)
где VgC — объем всасываемого газа
при номинальном давлении и отсутст-
вии подвода теплоты.
Определим в зависимости от па-
раметров mM, pi и рг. Поскольку
VC/KM = (rn^Vh + Vh — Кс)/(тмГй),
2.9. Сжатие рабочего тела в реальной компрессорной машине
55
с учетом выражения (2.25) получим
Vc/Ум = (/Пм + 1 - М/™м- (2.26)
Для идеального газа
V^VMp^,n= V^'n,
где е — Степень сжатия.
Подставим полученное выражение в
формулу (2.26) и, проведя преобразо-
вания, получим для идеального газа
%„= l-mM(81/n-l).	(2.27)
Таким образом, значение объемного
коэффициента зависит от объема мерт-
вого пространства, степени сжатия и
от показателя политропы расширения.
В силу наличия сопротивлений во
всасывающем клапане, всасывающем
трубопроводе и фильтре давление в
цилиндре во время всасывания будет
ниже атмосферного (см. рис. 2.12).
Давление всасывания достигает атмо-
сферного лишь по ходу сжатия в точке
а, причем ЛК= V'e —V"c также харак-
теризует уменьшение рабочего объема
цилиндра. Дополнительное уменьше-
ние объема всасываемого воздуха
вследствие понижения давления при
всасывании может быть учтено коэф-
фициентом давления
ХР = КЖс = l-AF/Kc.
Понижение давления при всасыва-
нии влияет не только на подачу, но и
на работу сжатия в компрессоре (она
увеличивается эквивалентно площади
1—а—d—4). При всасывающем трубо-
проводе достаточной длины можно по-
лучить за счет того, что в начале
всасывания в цилиндре создается
большое разрежение, благодаря чему
повышается скорость движения возду-
ха в трубопроводе. К концу хода порш-
Рис. 2.12. Индикаторная диа-
грамма действительного ком-
прессора
ня за счет инерционности воздуха, на-
ходящегося в трубопроводе, давление
в цилиндре повышается и может быть
выше атмосферного давления. Коэф-
фициент зависит от усилия пружины
всасывающего клапана. При излишне
сильной пружине клапан закрывается
преждевременно, давление к концу
всасывания падает и, следовательно,
коэффициент давления снижается.
Произведение коэффициента давле-
ния и объемного коэффициента назы-
вается коэффициентом всасывания:
^ВС = ^гАр.
Засасываемый в цилиндр компрессо-
ра воздух нагревается от стенок ци-
линдра. Кроме того, при всасывании
имеют место потери давления в мест-
ных сопротивлениях, а последующее
увеличение давления воздуха до пер-
воначального сопровождается также
повышением его температуры. Поэто-
му плотность воздуха в цилиндре ком-
прессора уменьшается, что приводит к
уменьшению его массовой подачи.
Уменьшение объема всасываемого воз-
духа вследствие его нагрева можно
оценить тепловым коэффициентом %т,
который представляет собой отноше-
ние объема всасываемого воздуха при
56
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
номинальном давлении и номинальной
температуре' к объему нагретого воз-
духа, поступившего в цилиндр:
%Т “ Ивс/Vbc •
Произведение коэффициента всасы-
вания и теплового коэффициента дает
возможность определить коэффициент
наполнения цилиндра
Хн — А,В(АТ =	(2.28)
Подставив в выражение (2.28) зна-
чения и Хг, получим
Кс/П-Кс/Кс-7вс/К'с = Увс/П.
Таким образом, коэффициент Лн-
представляет собой отношение объема
всасывающего воздуха к рабочему объ-
ему цилиндра компрессора.
2.10.	Рабочий процесс
в многоступенчатом
компрессоре
При необходимости сжатия воздуха
до среднего или высокого давления или
для обеспечения надежной работы
компрессора в горных условиях приме-
няют компрессоры двух- (рис. 2.13) и
Рис. 2.13. (^хема двухступенчатого компрес-
сора
многоступенчатого сжатия с промежу-
точным охлаждением.
Особенности двухступенчатого сжа-
тия могут быть выявлены при рассмот-
рении теоретического цикла соответст-
вующего компрессора (рис. 2.14).
В первой ступени воздух сжимают до
промежуточного давления рх, а затем
он выталкивается в холодильник. Ох-
лажденный воздух засасывается во
вторую ступень, в которой происходит
сжатие его от давления рх до р2, а за-
тем он выталкивается в нагнетатель-
ный трубопровод.
Линии на диаграмме соответствуют:
АВ — всасыванию воздуха в цилиндр
первой ступени, ВС — его сжатию,
CFH — нагнетанию в холодильник,
HF — всасыванию в цилиндр .второй
ступени, FE — сжатиюjb цилиндре вто-
рой ступени и EI — нагнетанию. При
одноступенчатом сжатии диаграмма
описывалась бы линиями АВ — всасы-
вание воздуха, BCD — сжатие, DEGI—
нагнетание. _ "
Нагнетание воздуха из цилиндра
первой ступени, охлаждение его в хо-
лодильнике и всасывание в цилиндр
второй ступени можно представить в
диаграмме отрезком CF. В двухступен-
чатом цикле в отличие от одноступен-
чатого политропическое сжатие воз-
духа в каждой ступени дополняется его
изобарическим сжатием в промежуточ-
ном холодильнике. Уменьшение рабо-
ты сжатия при переходе на двухсту-
пенчатое сжатие определяется пло-
щадью заштрихованной фигуры FEDC.
Многоступенчатое сжатие имеет сле-
дующие преимущества: уменьшается
работа сжатия; снижается температу-
ра нагнетания; улучшаются условия
работы поршней; уменьшается объем-
ный коэффициент компрессора.
Работа сжатия в двухступенчатом
теоретическом цикле равна сумме ра-
2.10. Рабочий процесс в многоступенчатом компрессоре
бот в циклах первой и второй ступеней:
п— 1
п— 1	|Д Pi J
п—1
-11+• <2-29)
J п— 1 W Рх J J
В результате охлаждения воздуха
после первой ступени сжатия темпера-
тура его становится равной первона-
чальной, а его параметры соответству-
ют исходной изотерме, т. е. px^x = Pi^i-
Следовательно, выражение (2.29) при-
мет вид
Рис. 2.14. Диаграмма двухступенчатого сжа-
тия воздуха в компрессоре
^пол
Для определения рх, при котором ра-
бота 1Гпол будет минимальной, найдем
первую производную от №Пол по рх и
приравняем ее нулю:
^пол __ л п d Г/ Рх\ п
---- — --------- --- ----
dpx	n—l dpx |_\ Pi )
Проведя преобразование выражения
(2.30), найдем
2
рх = р2р1, ИЛИ Рх/Р1 = р2/рх.
Следовательно, работа сжатия в
двухступенчатом цикле минимальна
при равенстве степеней сжатия по сту-
пеням.
Выразим отношения давлений pjp\
и Рг/Рх через степени повышения дав-
ления ei и 62- Учитывая, что 8162 = е, а
'61 = 82, получим
61 = УГ.	(2.31)
Принимая, что процесс сжатия в
каждом цилиндре происходит одина-
ково, получим
п— 1
^пол=2^ГР1М^- 1).
Для многоступенчатого компрессо-
ра, имеющего z ступеней, наименьшая
работа сжатия будет при условии ei =
= 82=...=8Z. Тогда выражение (2.31)
примет вид
б! = У’е . .
Следовательно, работа сжатия в z-
ступенчатом компрессоре будет опре-
деляться зависимостью
n—l
TV7	П Г/ Р2 \	1
= z------рй —•	—1
«—1 |Д Pi )
Температура воздуха в конце сжа-
тия в цилиндрах первой и второй сту-
58
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмо машинах
пеней двухступенчатого компрессора
т\ =	Т2 = т"г е(п-1)/" ,
где Т1—термодинамическая температура
воздуха в начале сжатия во второй
ступени.
При условии ех = 82 и 7\ = Т\ получим
Т2 = T1e,{n~i)/(2n) .	(2.32)
Для многоступенчатого компрессора
выражение (2.32) принимает вид
Т2 =
Учитывая, что 8i = 81/n, по формуле
(2.27) найдем объемный коэффициент
при многоступенчатом сжатии:
= 1-тм(81 /(гп)- 1).
С увеличением числа ступеней объ-
емный коэффициент возрастает и, сле-
довательно, влияние мертвого про-
странства в рабочей камере компрес-
сора уменьшается.
В действительном многоступенчатом
компрессоре имеют место потери дав-
ления воздуха между ступенями. Отно-
сительные потери для ступеней низкого
давления несколько больше, чем для
ступеней высокого давления. Поэтому,
если распределить степени сжатия
между ступенями таким образом, что-
бы в ступенях низкого давления они
были больше, а в ступенях высокого
давления меньше, потери давления
уменьшатся, что приведет к снижению
потребляемой компрессором мощности.
2.11.	Расчет пневмоприводов
Расчет пневматических цепей вслед-
ствие сложности переходных процес-
сов, происходящих при течении возду-
ха через устройства реальных пневмо-
приводов, связан с большими труднос-
тями. В связи с этим на практике при
составлении математической модели
расчета пневмоцепей прибегают к раз-
личным упрощающим допущениям, не
уменьшающим точности результатов.
Различные промежуточные устройства
и аппараты пневмопривода при дина-
мическом расчете заменяются идеали-
зированными элементами цепи, лишь
приближенно отображающими пере-
ходные процессы в реальных устройст-
вах. В ряде случаев даже сложные
пневмо’аппараты, представляющие со-
бой совокупность клапанов и каналов,
в расчетной схеме заменяются эквива-
лентными сосредоточенными сопротив-
лениями (дросселями). В результате
можно создавать достаточно простые
модели, что облегчает исследование и
проектирование пневматических при-
водов [28].
Под простейшей понимается одно-
контурная цепь, состоящая из одного
дросселя (Д) и одной подключенной к
дросселю емкости. Емкостью (Е) на-
зывается элемент пневматической це-
пи, в котором накапливается сжатый
воздух.
Уравнение состояния воздуха для
переменной емкости без учета его теп-
лообмена с внешней средой имеет вид
’ dm \ _ р dV
к dt )е RT dt
V____dp__
kRT dt 9
(2.33)
где p — давление газа в емкости; Т —
термодинамическая температура газа
в емкости; V — объем емкости.
Для звена с постоянной емкостью
(V=const)
QmE = (—) =	— • (2.34)
k dt )e kRT dt v ’
Для ДЕ-звена, в котором весь воз-
дух, проходящий через дроссель, по-
2.11. Расчет пневмоприводов
59
ступает в емкость или вытекает из нее,
можно записать
QmE ~~ ± QmD-
Знак плюс берется в случае притока
воздуха в емкость (наполнение), а знак
минус — в случае вытекания воздуха
из емкости (опорожнение).
Таким образом, приравнивая правые
части уравнений (2.34) и (1.9), для
ДБ-звена с постоянной емкостью с уче-
том функции расхода (1.10) получаем:
в случае наполнения
dpi = рЛрСхро Ро — Pi а,
dt	V bpo — рх
в случае опорожнения
. dpQ =  рЛрСхро Ро —Pi а
dt	V bpo — pi
Для поршневого пневмодвигателя
объем цилиндра пропорционален пло-
щади поршня А и его перемещению у:
V = VH + Ay, (2.35)
где VH—начальный объем цилиндра.
Приравнивая правые части равенств
(2.33) и (1.9) и учитывая выражения
(1.10) и (2.35), после преобразований
получим дифференциальные уравнения
процессов наполнения
(Vh+Л/)	+	=
dt	dt
— Po~P1 a; (2.36)
bpo — Pi
опорожнения
= — y,A0cp0-Po~pl-a. (2.37)
bpo — Pi
Уравнение движения поршня пнев-
моцилиндра с учетом сил полезного
сопротивления и приведенных сил тре-
ния имеет вид:
mnP^- + B-^- + W +
dt	dt
+ Ик/тр — ^4) (pi — Рпр) ~	(2.38)
где тпр — приведенная масса поршня
и перемещающихся деталей; В — ко-
эффициент пропорциональности; Сщ>—
приведенная жесткость полезного со-
противления; Лк — площадь контакта
уплотнения с поверхностью цилиндра;
Дф — коэффициент трения уплотнения
о поверхность цилиндра; рПр — давле-
ние, создаваемое предварительно сжа-
той пружиной.
Когда инерционные силы перемеща-
ющихся деталей, связанных с порш-
нем, и силы трения малы по сравнению
с силой полезного сопротивления и от-
сутствует вязкостное трение (В = 0),
уравнение (2.38) можно привести к
виду
(Pi Рп$) л = 0.
Откуда следует, что
£пр	dt Спр dt
а из уравнений (2.36) и (2.37) по-
лучим:
в случае наполнения
— — Pnp'j = Р-АоСр0а -р-—
Спр / dt	bpo — pi
в случае опорожнения
Спр \ х/ dt % \
сПр / dt	bpi — р
60
2. Рабочий процесс в объемных гидро- и пневмомашинах
/*1^01	^2^02
/*гАог уг
Рг'' Уг
Рис. 2.15. Расчетные схемы пневматических цепей
Ро J"tAoi Y
-----Г
При составлении математической
модели сложных пневмоцепей можно
использовать, по аналогии с теорией
электрических цепей, закон узлов (пер-
вый закон Кирхгофа) и закон контуров
(второй закон Кирхгофа).
Закон узлов для пневматической
(гидравлической) цепи формулируется
следующим - образом: алгебраическая
сумма массовых расходов газа (жидкости)
п
в узле равна нулю, т. е. Qmi = 0.
»	г=1
Массовый расход Qm^dmldt поло-
жителен в рассматриваемом узле, если
движение потока происходит в направ-
лении к узлу.
Различают узлы емкостные и безъ-
емкостные. В емкостных узлах к сум-
ме расходов газа (жидкости) через
подключенные к узлу ветви добавляет-
ся их расход на заполнение емкости,
подключенной к узлу.
Рассмотрим наиболее характерные
схемы пневмоцепей (рис. 2.15). Первая
схема (рис. 2.15, а) представляет про-
точное звено с давлением газа на вхо-
де Ро и р2 на выходе. Это звено вклю-
чает два сопротивления (дросселя),
между которыми установлена емкость
Е с объемом камеры V. Уравнение рас-
ходов составляется для одного узла У:
Qml Qm2 QmE ~ 0?
где Qml, Qm2 — массовый расход газа
через первое и второе пневмосопротив-
ление; QmE — расход воздуха из емкости
Е (знаки членов уравнения соответствуют
направлениям потоков).
Переход к дифференциальному урав-
нению расхода осуществляется соглас-
но выражениям (1.9) и (2.33):
Мо1СА>Ф (——
\ Ро 1
_ .. л е„ т I Pi \ V dpi _ о
Г2^02^Р1ф	,, — ".
\ Pi / х at
Схема на рис. 2.15, б является цепью '
второго порядка и представляет собой
последовательное соединение двух ДЕ-
звеньев с постоянными емкостями.
Уравнение расходов в общем виде:
2.11. Расчет пневмоприводов
61
для узла У1
Qml Qm2 QmE 1 ~ О,
для узла У2
Qm2 QtnE2 ~ О,
в виде дифференциальных уравне-
ний:
для узла У1
Мо1сРоФ (— I —
\ Ро /
 I А т гп ( Р2 \	dpi __
Р'2^О2^'Р1Ч)	,
у Pi j к	dt
для узла У2
Ма2<7ЪФ (—) — "7"	= 0.
\ Pi /	& dt
Параллельное соединение двух ДЕ-
звеньев и подключение их к источнику
давления через сопротивление Rx по-
казано на рис. 2.15, в. Уравнение рас-
ходов для этой схемы составляется для
трех узлов:
для узла У1
Qml Qm2 Qm3 QmE 1 — 0‘,
для узла У2
Qm2 QmE2 ~ 0,
для узла Уз
Qm3 QmE3 “ 0.
Дифференциальные уравнения рас-
ходов:
для узла У1
МохсРоФ (—'j — МоаСрхФ (——
У Ро /	\ Р1 /
-	(-N -	= 0;
У Р1 / и dt
для узла У2
Moa^/w (—) — — ~~~ = °;
\ Pi I х
для узла Уз
hVwN---^’0-
\ Pi ) и dt
На рис. 2.15,3 показано последова-
тельное соединение двух ДЕ-звеньев,
причем второе звено имеет переменную
емкость. Дифференциальные уравне-
ния расходов:
для узла У1
Мо1сРоФ (—'j —
\ Ро /
— M02W (—) — -7-	----- 0;
у pi ) k dt'
для узла У2
щЛогСрхф (—) — р2 4г —
\ Pi / dt
_ v (Р) dp2 = о
k dt
Рассмотренные схемы пневмоцепей
являются типичными для систем уп-
равления агрегатами автомобилей и
тракторов и могут быть видоизменены
путем добавления к ним или исклю-
чения из них некоторых звеньев или
элементов.
3
ПОРШНЕВЫЕ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНЫЕ
НАСОСЫ
3.1. Принципы устройства и работы
, В возвратно-поступательных насосах
имеются один или несколько рабочих
цилиндров, расположение которых мо-
жет быть линейным, радиальным или
аксиальным, привод вытеснителей —
прямодействующим (нажимным), кри-
вошипно-шатунным или кулачковым
(эксцентриковым). Иногда в зависи-
мости от вида привода насосы назы-
вают нажимными, кривошипно-шатун-
ными или кулачковыми (эксцентрико-
выми), а для полной характеристики
устройства насоса в его названии до-
полнительно указывают число цилинд-
ров (например,, двухцилиндровый кри-
вошипно-шатунный), кратность работы
(двухцилиндровый кривошипно-шатун-
ный двухкратного действия) или рас-
положение цилиндров (семицилиндро-
вый аксиальный) и т. д.
На рис. 3.1 показаны схемы конст-
рукций насосов, в которых в качестве
вытеснителей рабочей жидкости ис-
пользованы поршни (рис. 3.1, а, б) и
плунжеры (рис. 3.1, в, г). Поршни
(плунжеры) 4 совместно с цилиндра-
ми 1 образуют рабочие камеры А,
через обратные клапаны 2 соединяе-
мые со всасывающей, а через клапа-
ны 3 — с напорной гидролиниями.
При движении вытеснителя в на-
правлении В происходит увеличение
объема рабочей камеры А и понижение
в ней давления до вакуумметрического
уровня (этап всасывания). Вследствие
различия давлений в резервуаре (ба-
ке) и рабочей камере A (Po>Pi) кла-
пан 2 открывается и пропускает по
всасывающей линии жидкость из бака
в рабочую камеру.
При движении вытеснителя в на-
правлении Б происходит сжатие жид-
кости в камере А, что приводит к по-
вышению давления в ней. Так, при pi>
>ро клапан 2 закроется, а при pi>p2
откроется клапан 3 и начнется пере-
пуск рабочей жидкости из камеры А к
потребителю (этап нагнетания).
Следует отметить, что описанные
гидромашины способны работать толь-
ко в режиме насосов. Если в их всасы-
вающую линию подвести жидкость от
постороннего источника питания, то
обратные клапаны 2, 3 свободно ее
пропустят, а поршни (плунжеры) оста-
нутся неподвижными. Следовательно,
гидромашины с распределением рабо-
чей жидкости посредством обратных
клапанов нельзя использовать в режи-
ме гидродвигателей.
В насосах, показанных на рис. 3.1,
а, б, поршни размещаются в цилинд-
рах, обработанных с высокой точ-
ностью на всей рабочей длине. Герме-
тичность соединения поршень—гильза
обеспечивается созданием малого за-
зора между стыкуемыми поверхностя-
ми или устранением зазора с помощью
уплотнителей. Выполнить с высокой
точностью внутренние цилиндрические
поверхности малого диаметра на боль-
шой длине технологически сложно. Из-
3.1. Принципы устройства и работы
63
Рис. 3.1. Принципиальные схемы насосов
готовление плунжерных насосов, пред-
ставленных на рис. 3.1, в, г, более тех-
нологично, так -как столь высокие
требования к ним не предъявляются.
На рис. .3.2 приведена схема криво-
шипно-шатунного насоса с клапанным
распределением рабочей жидкости. Его
поршень 1 посредством шатуна 2 шар-
нирно соединен с кривошипом 3.
Рабочий объем насоса
Уо = nD2/4-2r = 0,785£>2S,
а его подача
QT = У0^о = 0,785Z)2Snr|o,
где D — диаметр поршня; г — радиус
кривошипа; S — ход поршня; п — ча-
стота вращения кривошипа; ц0— объ-
емный КПД насоса.
В связи с тем что приводное усилие
передается поршню через шатун, ко-
торый совершает качательное движе-
ние относительно линии перемещения
поршня, на последний действует пере-
менная по величине и направлению
радиальная нагрузка, что вызывает не-
равномерное изнашивание трущихся
поверхностей. Это существенный не-
достаток кривошипно-шатунного насо-
са, который устраняется, если шарнир-
ное соединение поршень—шатун вы-
полнить на специальном выносном пол-
зуне (рис. 3.3). В этом случае боковая
сила от шатуна полностью восприни-
мается выносным ползуном. Конст-
64
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.2. Схема кривошипно-шатунного насоса
Рис. 3.4. Диаграммы подачи одно- и двухци-
линдровых насосов
руктивно выносной ползун может
иметь различное исполнение. Однако
направление его движения должно
строго совпадать с направлением дви-
жения поршня.
Существенным недостатком одно-
поршневых насосов одностороннего
действия является подача жидкости
отдельными порциями в некоторые мо-
менты времени, соответствующие опре-
деленному углу поворота кривоши-
па ф.
 Из диаграммы рис. 3.4, а видно, что
непосредственная подача рабочей жид-
кости обеспечивается только на поло-
вине полного поворота кривошипа, а
на второй половине его происходит ее
всасывание, т. е. заполнение рабочей
камеры. Следовательно, работа насо-
са сопровождается пульсацией давле-
ния в гидравлической системе. При
каждом новом этапе нагнетания в на-
чальный момент приводится в движе-
ние жидкость, находящаяся не только
в рабочей камере насоса, но и в линии
к потребителю. Это вызывает забросы
давления, значительно превышающие
его номинальные уровни. При высоких
частотах пульсации давления может
произойти разрушение элементов гид-
равлической системы. Отмеченный не-
достаток ограничивает область исполь-
зования описанного насоса.
Более равномерная подача рабочей
жидкости потребителю достигается в
поршневых насосах двухкратного дей-
ствия (рис. 3.5). Диаграмма их подачи
показана на рис. 3.4, б.
В насосе, выполненном по первой
схеме (рис. 3.5, а), поочередно работа-
ют две полости. Так как объемы порш-
невой и штоковой полостей неодинако-
вы, в систему последовательно подают-
ся различные порции рабочей жидкости.
Кроме того, в каждом рабочем цикле
при смене этапов подача снижается до
нулевых значений.
Более равномерная подача характерна
для насоса, схема которого представлена
на рис. 3.5, б. При этом обеспечивается
условие dm — D/1/2 (dm — диаметр што-
ка; D —диаметр поршня).
Работает такой насос следующим
образом. При движении поршня в на-
правлении Г происходит увеличение
объема камеры А и уменьшение объ-
ема камеры Б. Следовательно, в каме-
ру А через клапан из бака всасывает-
3.1. Принципы устройства и работы
65
двухкратного действия
ся рабочая жидкость, а из камеры Б
через обратный клапан 3 происходит
ее подача потребителю. При движении
поршня в направлении В обратный
клапан 1 закрывается и в полости А
давление возрастает. При этом клапан
2 открывается, чем обеспечивается вы-
ход рабочей жидкости из камеры А в
камеру Б и через обратный клапан 3
к потребителю. Объем жидкости, вы-
ходящей за полный рабочий ход порш-
ня из камеры А,
V = лТУ-12-г,
а входящей в камеру Б —
71,=-. n(D2-4)/2-r.
Так как dm = D/V2, то Vi =
= 0,5nD2/2-r = 0,57. Таким образом, в
описываемом Насосе объем жидкости, за-
полняющей камеру Б, составляет поло-
вину объема жидкости, выходящей из
камеры А. Остальная часть поступает к
потребителю.
Из приведенной на рис.- 3.4, в диа-
граммы видно, что исключить неравно-
мерность подачи одноцилиндрового
насоса невозможно. Через каждые 180°
поворота кривошипа начинается новый
этап рабочего цикла. Поршень изменя-
ет направление движения, переходя
через мертвые точки. При этом его ско-
рость становится равной нулю.
Основной особенностью кулачковых
насосов является то, что их вытесни-
тели имеют кинематическую связь с
кулачковыми механизмами. Эта связь
может осуществляться как через тела
скольжения (рис. 3.6, а, г), так и через
тела качения (рис. 3,6, б, в). При пере-
менной кривизне поверхности кулачка
вытеснитель с кулачком может кон-
тактировать непосредственно (рис. 3.6,
а) или через индивидуальное тело ка-
чения (рис. 3.6, б). В тех случаях, ког-
да кривизна профиля поверхности ку-
лачка постоянна, вытеснитель может
быть связан с ним через механические
или гидравлические подшипниковые
узлы. В качестве кулачкового меха-
низма кулачкового привода (рис. 3,6,
в) используется механический подшип-
ник качения, установленный на ци-
линдрическую шейку, выполненную с
некоторым эксцентриситетом по отно-
шению к оси вращения приводного ва-
ла. Схема кулачкового привода, где
вытеснитель (обычно плунжер) связан
с кулачком через специальный гидрав-
лический подшипник (подпятник), по-
казана на рис. 3.6, г.
5. Зак. 670
66
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.6. Схемы насосов с радиальным кулачковым приводом
Ход вытеснителя с кулачковым при-
водом определяется по формуле
S—-hi — h2, или S — 2е,
где hi, Л2 — соответственно максималь-
ное и минимальное расстояние от про-
фильной поверхности до оси враще-
ния; е — эксцентриситет.
Применение кулачковых механиз-
мов для преобразования вращательно-
го движения в возвратно-поступатель-
ное позволяет создавать компактные
насосы. При этом рабочие цилиндры
могут размещаться радиально (рис.
3.7) или аксиально (рис. 3.8). В ра-
диальных насосах цилиндры распола-
гают в один или в несколько рядов со
смещением по фазе на угол <р2=
= 3607(7nz), где m — число рядов, а
z —число цилиндров в одном ряду.
Положительным свойством кулачко-
вых приводов является также и то, что
они позволяют задавать любой закон
движения плунжера и обеспечивают
возможность создания насосов много-
кратного действия. На рис. 3.9 пока-
заны схемы одноцилиндрового (рис.
3.9, а) и двухцилиндрового- (рис. 3.9, б)
насосов трехкратного действия, в ко-
торых через каждые 60° поворота ку-
лачка меняется этап рабочего цикла, а
через каждые 120° — и сам рабочий
цикл. В насосе, показанном на рис. 3.9,
б, цилиндры работают в противофазе,
т. е. когда жидкость нагнетается в ле-
*вый цилиндр, в правом цилиндре про-
исходит ее всасывание.
Для нормальной работы кулачковых
насосов необходимо, чтобы плунжер
был всегда прижат к кулачку и строго
копировал при движении профиль его
поверхности. В большинстве случаев
это обеспечивается за счет применения
возвратных пружин, устанавливаемых
в рабочих камерах (см. рис. 3.6...3.9).
Недостаток такого решения заключа-
ется в том, что для установки пружин
необходимо плунжеры выполнять по-
лыми, что приводит к увеличению не-
рабочего (мертвого) объема камер, а
следовательно, к снижению КПФ насо-
са и ухудшению качества его работы
в целом.
Кулачковые насосы с двухсторон-
ним приводом плунжеров могут иметь
различное конструктивное исполнение.
Наиболее распространенным является
3.1. Принципы устройства и работы
67
привод, состоящий из профильного
диска 1 (рис. 3.10, а), жестко’соеди-
ненного с приводным валом 2 и входя-
щего в круговые проточки, выполнен-
ные в зоне головок плунжеров 3; При
вращении профильного диска плунже-
ры совершают возвратно-поступатель-
ное движение, обеспечивающее рабо-
тоспособность насоса аксиального ис-
полнения без применения каких-либо
возвратных пружин.
В аксиально-кулачковых насосах
двухсторонний привод плунжеров мож-
но обеспечивать посредством одной
или нескольких пружин, вынесенных
за пределы рабочей камеры (рис. 3.10,
б). Для этого применяется диск 7 с
радиальными пазами, сферический
упор 6 и возвратная пружина 5. Диск
7 фиксируется для предупреждения его
проворота подпятниками 4. Возврат-
ная пружина 5 через сферический упор
6 и диск 7 с усилием Fnp прижимает
фланцы подпятников 4 к поверхности
кулачка. Для нормальной работы на-
соса необходимо, чтобы ^пр^^отж, где
Л>тж=Л>+^тр+^и; Fp — результирую-
щая сила давления рабочей жидкости
на плунжеры; FTP — сила трения плун-
жеров; Fa — суммарная сила, обуслов-
ленная инерцией плунжеров.
Двухсторонний привод плунжеров в
радиальных насосах возможен только
при использовании эксцентриковых ку-
лачков (рис. 3.10, в). Особенностью
его устройства является то, что на
фланцы подпятников одета кольцевая
обойма 8, обеспечивающая их прижим
к кулачку и воспринимающая нагруз-
ки, возникающие в процессе всасыва-
ния жидкости.
Радиальные гидронасосы могут
иметь внутренний (см. рис. 3.7) или
внешний кулачковый привод. Насосы с
внешним кулачковым приводом (рис.
3.11) состоят из плунжеров 1, разме-
Рис. 3.7. Схема трехцилиндрового радиально-
кулачкового насоса
Рис. 3.8. Схема аксиально-кулачкового насоса
щенных радиально в блоке цилиндров
2 и установленных во внутренний кула-
чок 3, жестко соединенный с привод-
ным валом. Они могут быть одно- (рис<
3.11, а) и многократного (рис. 3.11,6)
действия. При работе насоса кулачок
приводится во вращательное движение
относительно оси, совпадающей с осью
блока цилиндров.
Всасывающие клапаны, особенно
при вязких рабочих жидкостях, имеют
большое запаздывание и часто не обе-
спечивают заполнение цилиндра к кон-
цу хода, вытеснителя, что является
причиной . кавитационного снижения
подачи насоса.
5*
68
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.10. Схемы кулачковых насосов с двухсторон-
ним приводом
В насосе с комбинированной систе-
мой распределения рабочей жидкости
(рис. 3.12, а) всасывание производится
через открываемые вытеснителем коль-
цевые проточки, выполненные в ци-
линдрах, а нагнетание в систему обес-
печивается через обратные клапаны.
При движении вытеснителя 2 в сторо-
ну кулачка 3 освобождаемый объем
рабочей камеры А увеличивается. По-
сле перемещения вытеснителя на /гр
кольцевая проточка соединяется с ра-
бочей камерой, т. е. начинается про-
цесс всасывания жидкости. При даль-
нейшем перемещении вытеснителя на
hi объем рабочей камеры уже не изме-
няется, происходит только ее заполне-
ние жидкостью. При обратном ходе
вытеснителя в пределах его перемеще-
ния hi жидкость выдавливается из
кольцевой проточки обратно в бак.
Одновременно может заполняться и
рабочая камера. С момента, когда вы-
теснитель достигает перекрытия коль-
цевой проточки, начинается сжатие
жидкости в рабочей камере. Дальней-
шее перемещение вытеснителя на /гр
обеспечивает подачу жидкости через
обратные клапаны 1 в систему. Диа-
грамма подачи насоса показана на
рис. 3.12, б.
Описываемый насос способен рабо-
3.1. Принципы устройства и работы
69
тать на вязких жидкостях в тяжелых
условиях. Однако он обладает рядом
существенных недостатков: 1) ход вы-
теснителя и, следовательно, конструк-
тивно возможный объем рабочей каме-
ры используется не полностью; 2) не-
полное заполнение рабочих камер вы-
зывает увеличение содержания в жид-
кости выделяющегося нерастворенного
газа в цилиндре перед началом рабо-
чего хода вытеснителя, что приводит
к значительному снижению подачи
(большая доля хода вытеснителя за-
трачивается на сжатие газа); 3) не-
равномерность подачи сопровождается
повышенной пульсацией давления;,
4) пульсирующие встречные потоки во
всасывающей линии вызывают гидрав-
лические удары; 5) работа насоса ха-
рактеризуется повышенной шумностью.
Поэтому насосы с комбинированной
системой распределения рабочей жид-
кости имеют ограниченное использо-
вание.
Рис. 3.11. Схемы радиально-кулачковых накосов с наружным при-
водом
Рис. 3.12. Схема насоса с комбинированной системой распределения жидкости и диаграмма,
его подачи	, '
70
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
3.2. Законы движения вытеснителей
Законы движения вытеснителей
возвратно-поступательных насосов обу-
словливаются кинематикой их приво-
да. При ручном приводе их перемеще-
ние может осуществляться практиче-
ски по любому закону, при машинных
приводах законы движения вытесните-
лей зависят от вида преобразователя
Вращательного движения в возвратно-
поступательноё.
Рассмотрим закон движения выте-
снителя в насосах с кривошипно-ша-
тунным приводом (см. рис. 3.2). Вы-
теснитель в этих насосах в процессе
выполнения рабочего цикла переме-
щается между двумя крайними поло-
жениями А и Б, расстояние Между ко-
торыми равно удвоенному радиусу
кривошипа (2г). Указанные точки
обычно называют мертвыми точками,
так как скорость движения вытесните-
ля в них равна нулю. Учитывая, что в
насосе начало рабочего хода поршня
соответствует минимальному объему
рабочей камеры, принимаем это со-
стояние механизма за исходное.
При повороте приводного вала на
угол ф поршень переместится на рас-
стояние
X = Г [1 — COS ф + (1 — COS ₽)/%],
или
х = г[1 —cos ф + 0,25Х (1cos 2ф)],
(3.1)
где К=г/1— характеристика криво-
шипно-шатунного механизма; I — дли-
на шатуна.
Скорость поршня
v =	= го (sin <р + 0,5Х sin 2ф), (3.2)
dt
где <ss=dyldt — угловая скорость вра-
щения вала насоса.
Ускорение поршня
а =  d х — —гол2 (cos Ф + X cos 2ф).
(3.3)
Из формулы (3.2) следует, что при
Ф = 90° и ф = 270° |и| = Утят = го. а при
Ф = 0иф=180° ]о| =0. Таким образом,
за каждый оборот кривошипа скорость
вытеснителя дважды увеличивается от
нуля до максимума и столько же раз
снижается от максимума до нуля.
Из формулы (3.3) видно, что уско-
рение вытеснителя достигает макси-
мальных значений ашах=го2(1+Х) в
мертвых точках, т. е. при ф = 0 и ф =
= 180°, а при ф = 90° и ф=270° |а| =0.
, На практике часто приходится опе-
рировать средней скоростью движения
вытеснителей оСр=2го/л; = 4гп=23л.
Законы движения вытеснителей в
гидромашинах с кулачковыми преоб-
разователями зависят от профиля ра-
бочей поверхности кулачка. Для насо-
са с эксцентриковым механизмом при-
вода поршней (см., например, рис.
3.7) справедливы кинематические зави-
симости, полученные для кривошипно-
шатунного механизма. Функцию криво-
шипа здесь выполняет эксцентрик,
геометрическая ось которого смещена
относительно оси вращения на е=г, а
характеристикой этого механизма яв-
ляется k=e/(R + h\, где h — расстоя-
ние от рабочей поверхности эксцентри-
ка до центра шарнира башмака.
3.3. Диаграммы подачи жидкости
Объем рабочей жидкости, подавае-
мой в систему за один рабочий ход вы-
теснителя, равен произведению пло-
щади вытеснителя на его ход:
Уо = AS.
3.3. Диаграммы подачи жидкости
71
Для насосов с несколькими вытесни-
телями объем жидкости, подаваемой в
систему за один рабочий цикл (за один
оборот приводного вала), определяется
по формуле
Vo = ASz,
где z — число рабочих цилиндров.
В тех случаях, когда вытеснитель за
один рабочий цикл гидронасоса вы-
полняет k рабочих ходов,
Vo = ASzk.
Объем жидкости, пропускаемой че-
рез гидромашину при отсутствии уте-
чек за один оборот вала, называется
рабочим объемом гидромашины.
Средняя теоретическая подача насо-
са пропорциональна рабочему объему
и частоте вращения вайа:
Qt = о«-
Рабочий объем — понятие инте-
гральное, оценивающее работу гидро-
машины за один оборот вала. На деле
при постоянной частоте вращения
мгновенное значение подачи Q' будет
меняться соответственно углу поворо-
та вала <р.
График изменения мгновенной по-
дачи Q' в зависимости от <р называет-
ся диаграммой подачи насоса.
В связи с тем что цикл возвратно-
поступательных насосов состоит из
двух основных этапов — всасывания и
нагнетания жидкости, их подача носит
цикличный характер (см. рис. 3.4).
У насосов с одним вытеснителем нагне-
тание жидкости происходит только в
течение половины оборота вала (рис.
3.4, а). Кроме того, мгновенная подача
является функцией скорости поршня:
Q'=Av.
У одноцилиндрового насоса макси-
мальная мгновенная подача Qmax превы-
шает среднюю теоретическую QT в л
раз:
Qmax  Л2лт- _
Qt 42m
Подобная неравномерная подача
насоса в большинстве случаев недопу-
стима.
Линия OABCD (см. рис. 3.4, б) ха-
рактеризует подачу двухкамерного од-
ноцилиндрового насоса (см. рис.
3.5, а), у которого поршневая и што-
ковая камеры работают самостоятель-
но. При этом подача насоса склады-
вается из подач поршневой и штоковой
камер:
Qt ~ Qn.T “Ь
где Qn.T.= nZ)2/4-S;
Qm.T = n(D2-4)/4-S.
Недостатком такого насоса является
неодинаковая подача рабочих камер и
ее прерывистость при смене направле-
ния движения вытеснителей.
Линия O'A'B'C'D' (см. рис. 3.4, в)
характеризует работу двухкамерного
одноцилиндрового насоса, в котором
часть рабочей жидкости, вытесняемой
из поршневой камеры, заполняет што-
ковую. Максимальная мгновенная по-
дача такого насоса Q^ax =2пгпА1а
[Лш=л(Г>2—d2)/4] превышает среднюю
теоретическую подачу QT = 4m4ni в
л/2 раз. Работа описанного насоса рав-
нозначна работе двухцилиндрового на-
соса.
В трехцилиндровых насосах (см.
рис. 3.7) с угловым шагом цилиндров
<pz=120° обеспечивается непрерывность
поступления жидкости в нагнетатель-
ную магистраль (рис. 3.13).
При оценке насосов с непрерывной
мгновенной подачей широко пользуют-
72
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы,
ся коэффициентом неравномерности по-
дачи:
& __ 2 (Qmax Qmin)
Фтпах + ^min
Рассмотрим влияние числа цилинд-
ров на коэффициент Oq при сдвиге
фаз рабочего процесса в каждом по-
следующем цилиндре относительно
предыдущего на угол ф2=2л/г.
Мгновенная подача насоса как функ-
ция угла поворота вала (р — это сум-
ма скоростей N поршней, находящих-
ся в зоне нагнетания, умноженная на
площадь поршня:
N
г=1
N
= Аеа	lsin [ф + О'— О Ф2] +
г=1
+ 0,5% sin {2 [ф + (i - 1)<рг]}|. (3.4)
При четном числе поршней N=zj2,
нечетном — W= (z± 1)/2.
Поскольку R+h значительно превы-
шает эксцентриситет е, можно не учи-
тывать влияние характеристики %=
= e/(R+h) на скорость поршня и
упростить выражение (3.4):
N
Q' = Аеа> 2 lsin 1Ф + О ~ 0 ФгЛ-. (3-5)
!=1
Коэффициент неравномерности подачи,
обусловленной характером функции
n
lsin [<p+(t—l)<pz]|, зависит как от чис-
i=l
ла цилиндров, так и от того, четное оно
или нечетное.
При четном z
<rQ = 2 tg2 (0,5л/з);
при нечетном —
gq = 2tg2(0,25n/z).
Коэффициент неравномерности по-
дачи, вычисленный по этим формулам,
имеет следующие значения:
z 3456789
а 0,14 0,34 0,05 0,14 0,025 0,08 0,015
Q
Отсюда видно, почему в практике
применяют преимущественно насосы
с нечетным числом цилиндров (5, 7 и
9).
Колебания потока вызывают вслед-
ствие инерции и упругости жидкости,
заполняющей нагнетательную гидро-
линию, а также вследствие гидравли-
ческого сопротивления последней пуль-
сации давления на выходе насоса, ко-
торая может быть значительной.
Пульсация давления может приве-
сти к усталостному разрушению труб,
а также вызвать вибрацию клапанов и
прочей гидроаппаратуры. В общем
случае допускается oq^0,05, при этом
3.4. Особенности работы клапанной системы распределения жидкости
73
отклонения давления не должны пре-
вышать 15% среднего значения дав-
ления.
3.4.	Особенности работы клапанной
системы распределения жидкости
В возвратно-поступательных порш-
невых насосах наиболее широко ис-
пользуются клапанные системы рас-
пределения рабочей жидкости. Струк-
турно они состоят из нагнетательных и
всасывающих клапанов односторонней
проводимости. Каждый из клапанов
содержит (рис. 3.14) затвор /, седло 3
и возвратную пружину 2. Элементы
клапана могут монтироваться в от-
дельных корпусе, блоке или непосред-
ственно в корпусных деталях насоса.
Наиболее широко в системах распре-
деления рабочей жидкости использу-
ются клапаны с коническими и плос-
кими затворами (рис. 3.14, б, в); в от-
дельных случаях могут использоваться
и сферические затворы (рис. 3.14, а, г).
Каждая рабочая камера возвратно-
поступательного насоса содержит вса-
сывающий и нагнетательный клапаны,
которые в конструктивном отношении
могут быть одинаковыми или раз-
личными.
Функциональный цикл работы каж-
дого клапана описывается уравнением
баланса сил, действующих на его за-
твор,
F тА~ ^тр + ^пр + ^дин + Fp + Rc = О
и уравнением расхода
Скл —	"j/" ~
где Fm— сила инерции подвижных
элементов; FTp— сила трения; Fnp—
сила сжатия возвратной пружины;
^дин— динамическая сила, возникаю-
щая при действии потока жидкости на
затвор; Fp— результирующая сила
статического давления жидкости на
затвор; Rc— реакция седла; ц — коэф-
фициент расхода; Лщ— площадь щели
при открытом затворе; р — плотность
жидкости; Ар — перепад давления на
затворе клапана.
Рабочий цикл клапана разделяется
на четыре основные этапа: закрытое
состояние, открытие, открытое состоя-
ние, закрытие. Все этапы функциональ-
ного цикла клапана взаимосвязаны с
этапами рабочего цикла насоса. Сме-
на этапов функционального цикла кла-
пана обусловлена перераспределением
сил, действующих на его затвор. При
закрытом затворе FTp и Гдин равны ну-
лю, а F^ = mg в зависимости от располо-
жения клапана может иметь различное
направление, поэтому уравнение рав-
новесия затвора в этом случае имеет
вид
RnpiRpiRm Rc ~ О,
где Fnp=zc; 2, с — соответственно де-
формация и жесткость пружины; Fp=
= АрЛ'; Ар = рВх—Рвых*, Рвх— давление
жидкости на входе в клапан; рВых—
давление ее на выходе из клапана;
А'— разность эффективных площадей
поверхностей затвора.
В тех случаях, когда рВх>Рвых, ре-
зультирующая сила давления жидко-
сти направлена в сторону отжима за-
твора от седла, а при рвх<Рвых— в
противоположную сторону.
В случае Рвх=Рвых=0, Fp=0 имеет
место уравнение
Rnp i Fm Fc == Оу
справедливое при переходе насоса с
режима нагнетания на режим всасы-
вания.
При повышении давления на входе
в клапан Rc->0, а при Fp=Fnp±Fm
Rc=0, тогда Ap = Rnp/X'.
74
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.14. Схемы клапанных устройств гидромашин
В момент срабатывания клапана его
затвор перемещается от седла. Силы
Fm, FTp, Fnp противодействуют его пе-
ремещению и
Fp ± F m	F Тр	Fup ± F дин = О,
Ар' = (±Fm + FTp + Fnp ± FflIIH)M'.
Значение FTp в основном зависит от
конструктивного исполнения затвора в
месте его контакта с корпусом и мо-
жет быть определено по формуле
FTp = <pF6,
где <р — коэффициент трения; Fc— не-
уравновешенная боковая сила давле-
ния рабочей жидкости.
Гидродинамическую силу определя-
ют, пользуясь законом изменения коли-
чества движения:
FflHH = Qp [£>i — Щ cos (а/2)],
где Q, р — соответственно объемный
расход и плотность жидкости;	v2—
средняя скорость жидкости соответст-
венно на входе и выходе из клапанной
щели; >а/2'— угол отклонения потока
в клапанной щели.
По завершению процесса открытия
затвор может некоторое время нахо-
диться на неизменном расстоянии от
седла, т. е. его перемещения при пере-
паде давления Др" равны нулю. В этом
случае
Ар" = (Fnp ± FДин)М',
Fnp = Fnp -|- AFnp,
AF^ = cAz,
где Аг — дополнительная деформация
пружины за счет перемещения затвора.
При понижении давления на входе
в клапан Др"' затвор закрывается.
Направление массовой силы Fm не
постоянно. В начальный момент она
противодействует, а в конечный, наобо-
рот, способствует закрытию затвора.
Однако при соприкосновении затвора
и седла происходит резкое гашение
скорости затвора, сопровождаемое
ударом.
Клапаны системы распределения ра-
3.5. Индикаторные диаграммы
75
бочей жидкости должны обеспечивать
минимальные потери давления на них.
Кроме того, при конструировании кла-
панов учитывают частоту их срабаты-
вания, а также требования к их долго-
вечности. В конструктивном отноше-
нии клапаны могут иметь различное
исполнение, приемлемое для изготов-
ления на конкретном промышленном
предприятии и обеспечивающее рабо-
ту насосов в нормальных условиях
эксплуатации. Наиболее распростра-
нены клапаны для насосов с плоски-
ми и коническими затворами. В от-
дельных случаях для насосов с малой
подачей могут использоваться клапаны
со сферическими затворами, а в тихо-
ходных насосах низкого давления —
шланговые (трубчатые) клапаны (рис.
3.14, д).
Положительная особенность кони-
ческих клапанов в том, что при
a/dK<0,05...0,07 и z/dK<0,l (а — ши-
рина уплотнительного пояска, dK—
диаметр затвора, z— открытие клапа-
на) можно добиться безударной по-
садки затвора на седло. Чем меньше
угол конусности затвора, тем более
плавно происходит его закрытие. Это
объясняется тем, что контакт' затвора
с седлом имеет место на большой пло-
щади при малых удельных нагрузках.
Образующаяся на поверхностях затво-
ра и седла жидкостная пленка приоб-
ретает устойчивость к разрушению и
этим обеспечивает износостойкость
разделительных поверхностей. Недо-
статком конических клапанов являет-
ся сложность обработки разделитель-
ных поверхностей в связи с тем, что
в них имеется, по крайней мере, четы-
ре высокоточных, взаимосвязанных
между собой' поверхности (рис.
3.14, б). Кроме того, клапаны с малым
углом конусности разделительных по-
верхностей характеризуются низкой
пропускной способностью и, следова-
тельно, большими перемещениями за-
твора. Это вызывает запаздывание
этапов функционального цикла.
Клапаны с плоскими затворами
(рис. 3.14, в) относятся к быстродей-
ствующим. Плавность посадки за-
твора на седло достигается за счет
применения специальных тормозных
устройств. Обычно тормозные устрой-
ства плоских затворов выполняются в
виде дроссельных отверстий, располо-
женных напротив наружной кромки
седла и частично перекрытых ею.
В таких клапанах затормаживание за-
твора происходит В’ непосредственной
близости к седлу. Положительным ка-
чеством клапанов с плоскими затво-
рами является простота их изготовле-
ния.
3.5.	Индикаторные диаграммы
Графическое изображение изменения
давления жидкости в рабочей камере
насоса за полный его рабочий цикл на-
зывается индикаторной диаграммой.
Индикаторная диаграмма является
основным источником информации для
оценки качества насоса как в процессе
создания, так и в процессе его эксплуа-
тации.
Рассматриваемые диаграммы обыч-
но строят в координатах давление —
перемещение вытеснителя. Иногда в
качестве второй координаты выбирают
перемещение приводного звена (угол
поворота кривошипа) или время. На-
звание диаграммы происходит от на-
звания прибора — индикатора давле-
ния, представляющего собой пружин-
но-поршне&ой манометр с записываю-
щим устройством.
В настоящее время индикаторные
диаграммы записывают с помощью
специальных датчиков давления, вы-
76
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.15. Идеальная индикаторная диаграмма
'	насоса
Рис. 3.16. Реальная индикаторная диаграмма
насоса
ходные параметры которых в виде
электрических сигналов поступают в
регистрирующую аппаратуру для об-
работки и выдачи требуемой инфор-
мации.
В идеальном случае индикаторная
диаграмма насоса должна представ-
лять собой прямоугольник (на рис.
3.15 а—б — линия всасывания; в—г —
линия нагнетания; АА'— линия атмо-
сферного давления; рв— давление вса-
сывания; ра— атмосферное давление;
рн—давление, развиваемое насосом;
pi— индикаторное давление).
Действительные индикаторные диа-
граммы (рис. 3.16) отличаются от
идеальных. Основное их отличие — в
переходных процессах, т. е. смене эта-
пов рабочих циклов насоса. При этом
наибольшее влияние на качество рабо-
чего процесса могут оказывать запаз-
дывание срабатывания системы рас-
пределения рабочей жидкости, подса-.
сывание воздуха или его наличие в
мертвых, непрокачиваемых зонах ра-
бочей камеры.
На рис. 3.17 представлен ряд инди-
каторных диаграмм, показывающих
характерные случаи неисправностей в
работе насосов.
Индикаторная диаграмма, приведен-
ная на рис. 3.17, а, показывает, что в
рабочую камеру насоса при всасыва-
нии жидкости попадает воздух. Упру-
гая воздушная подушка замедляет от-
крытие нагнетательного клапана. В ре-
зультате попадания воздуха в рабо-
чую камеру уменьшается подача
жидкости насосом пропорционально
отношению /1 : /, так как на части хода
вытеснителя жидкость в нагнетатель-
ную линию не подается.
В тех случаях, когда попавший в
рабочую камеру воздух остается в ней,
наличие его отрицательно сказывается
как- на процессе нагнетания, так и вса-
сывания жидкости (рис. 3.17, б). При
этом подача насоса снижается.
Большая масса затвора, а также
трение его о направляющие обуслов-
ливают запаздывание срабатывания
клапанов в моменты их открытия. При
запаздывании закрытия всасывающе-
го клапана давление в рабочей камере
тоже возрастает с некоторым запазды-
ванием (рис. 3.17, в). Это объясняется
тем, что часть рабочей жидкости через
открытый всасывающий клапан
возвращается обратно во всасываю-
щую линию. Кроме того/запаздывание
в открытии клапанов приводит к необ-
3.6. Рабочие характеристики насосов
77
Рис. 3.17. Примеры искажения индикаторных диаграмм насосов
ходимости обеспечения более высоких
перепадов давления для их срабаты-
вания (рис. 3.17, г).
В случае нарушения гидравлической
плотности закрытых клапанов имеет
место повышение утечек рабочей жид-
кости, что приводит к искажению ин-
дикаторных диаграмм (рис. 3.17, д).
В случае же нарушения плотности на-
гнетательного клапана диаграмма ис-
кажается так, как изображено на
рис. 3.17, е.
3.6.	Рабочие характеристики насосов
Для оценки качества работы насо-
сов на режимах, отличающихся от но-
минальных, используются различного
рода характеристики, получаемые при
их испытаниях.
К основным рабочим характеристи-
кам насосов обычно относят изменение
подачи в зависимости от давления при
постоянной частоте вращения привод-
ного вала. В связи с тем что теорети-
ческая подача QT насоса представляет
собой произведение рабочего объема
на частоту рабочих циклов, в системе
координат Q—р она изображается пря-
мой линией (рис. 3.18).
Фактическая подача Q любого на-
соса представляется разностью QT и
утечек AQ жидкости из рабочей каме-
ры. Значение AQ определяется качест-
вом уплотнения зазора между цилинд-
ром и вытеснителем, качеством изго-
товления и частотой срабатывания
системы распределения рабочей жид-
кости и рядом других факторов. Сле-
дует отметить, что повышение частоты
срабатывания клапанной системы рас-
пределения жидкости приводит к уве-
личению ее утечек, а увеличение
скорости движения вытеснителя спо-
собствует в некоторой степени их
уменьшению.
В ряде случаев вместо характери-
стики Q—р используют характеристи-
ку Ло—Р, т. е. изменения объемного
коэффициента полезного действия в
зависимости от давления (рис. 3.18, б).
Большое практическое значение для
ряда насосов имеют характеристики,
отражающие изменение подачи Q от
вакуумметрической высоты всасыва-
ния Н. Характеристику Q—Н получа-
ют во время испытаний насоса при
постоянных частоте вращения привод-
ного вала и давлении на выходе. Она
позволяет судить не только об изме-
нении Q с ростом разрежения в рабо-
чей камере насоса, но и дает возмож-
78
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.18. Типовые рабочие характеристики насосов
ность определить максимально воз-
можную высоту всасывания жидкости
при заданной частоте вращения при-
водного вала. Такие характеристики
обычно называют кавитационными.
В качестве примера на рис. 3.19
представлены характеристики Q—Н,
построенные по результатам испыта-
ний насоса ЭНП-4 при работе его на
холодной воде. Характеристики опре-
делялись при постоянном давлении на
выходе 0,3 МПа и частоте вращения
приводного вала 0,66; 1,16; 1,75 и
2 с-1. Они показывают, что до наступ-
ления кавитации подача насоса при
заданной частоте вращения приводно-
го вала остается постоянной, причем с
повышением последней зона бескави-
Рис. 3.19. Кавитационная характеристика на-
соса ЭНП-4
тационной работы насоса уменьша-
ется.
Различают две основные стадии раз-
вития кавитации в насосах. Первая
стадия соответствует отрыву потока
жидкости от вытеснителя в начале хо-
да всасывания, но затем жидкость '
«догоняет» вытеснитель и заполняет
рабочую камеру цилиндра. При этом
происходит гидравлический удар, но<
подача насоса не уменьшается. Во вто-
рой стадии поток жидкости «догоняет»
вытеснитель не при ходе всасывания,
а уже при ходе нагнетания, что сопро-
вождается сильным гидравлическим
ударом, ударной посадкой всасываю-
щего клапана на седло и уменьшением
подачи насоса.
При оценке качества насоса его ра-
бочие характеристики сравнивают с
идеальными Характеристиками. Чем
меньше расхождение между ними,,
тем более совершенен насос.
3.7.	Защита насосов от перегрузок
Для защиты насосов от перегрузок
по давлению используют различные
самоуправляющиеся гидравлические
клапаны.
Защита может осуществляться двумя
основными способами. Первый из них
3.7. Защита насосов от перегрузок
79
Рис. 3.20. Схемы защиты насосов от перегрузок
заключается в ограничении давления
жидкости на выходе из насоса и под-
держании его на заданном уровне до
исчезновения перегрузок. Эти функ-
ции выполняют предох^анительно-
поддерживающие клапаны.
Второй способ защиты заключается
в том, что при появлении недопусти-
мых перегрузок с помощью предохра-
нительного клапана работа насоса
переводится в режим холостого хода.
На рис. 3.20 показаны схемы подклю-
чения к гидронасосам предохрани-
тельно-поддерживающего и предохра-
нительного клапанов. При срабатыва-
нии предохранительно-поддерживаю-
щего клапана (рис. 3.20, а) выходящий
из насоса поток рабочей жидкости ча-
стично или полностью отводится на
слив (рис. 3.21, а, б).
Особенностью работы предохрани-
тельного клапана (рис. 3.20, б) явля-
ется то, что после его срабатывания
выходящий из насоса поток жидкости
полностью отводится на слив, а насос
переводится в режим холостого хода
Рис. 3.21. Характеристики ра-
боты систем защиты насосов
80
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
(рис. 3.21, б, в) вплоть до полной его
остановки путем отключения привода.
Запуск системы в работу возможен
только после устранения причин, вы-
звавших перегрузку. Описанная систе-
ма защиты допускает перевод насоса
в режим холостого хода практически
при любом давлении. Для этого необ-
ходимо по команде извне включить
устройство 1 (рис. 3.20, б). На рис.
3.21 рп — давление настройки системы
защиты.
Способ защиты насоса от перегру-
зок выбирается в зависимости от спе-
цифики работы системы, в. состав ко-
торой он входит.
3.8.	Гидравлические преобразователи
и насосы сверхвысоких давлений
Преобразователями называются
устройства, предназначенные для из-
менения расхода и давления в гидрав-
лических системах.
На рис. 3.22 представлена принци-
пиальная схема преобразователя, ко-
торый состоит из ступенчатого порш-
ня 1 и цилиндра 2. Поршень с цилинд-
ром образуют две рабочие камеры —
А и Б. Если в камеру А подвести жид-
кость под давлением рВх, то в соот-
ветствии с условием равновесия
Рис. 3.22. Принципиальная схема гидравличе-
ского преобразователя
^/4 • рвХ = шР/4 • рвых
на выходе из камеры Б
Рвых = W’PbX = 1'рвх-
Величина 1=П21<^—А\1Ач называ-
ется коэффициентом преобразования.
Практически коэффициент преобра-
зования для большинства преобразо-
вателей находится в пределах от 2 до
1000.
При увеличении давления на выходе
подача преобразователя Qbnx = Qbx/1-
Описываемый преобразователь может
быть использован для уменьшения дав-
ления рабочей жидкости и увеличения
подачи насоса. Для этого его камера Б
должна быть входной, а камера А — вы-
ходной. При этом рвых = рВх/г, а <2вых =
Преобразователи, которые предна-
значены для уменьшения основного
параметра конкретной системы (р или
Q), называют редукторами, & предна-
значенные для их увеличения (усиле-
ния) — мультипликаторами.
На рис. 3.23 показана схема преоб-
разователя с дифференциальным
поршнем, с помощью которого можно
обеспечивать высокие давления при
небольшой эффективной - площади
плунжера.
На базе преобразователей строят
насосы сверхвысоких давлений. Схе-
матически построение таких насосов
показано на рис. 3.24. При подаче
жидкости под давлением в камеру А
(рис. 3.24, а) она будет вытесняться из
камеры В в систему под повышенным
давлением. Когда поршень приходит в
правое крайнее положение, происходит
переключение распределителя. Жид-
кость от распределителя начинает по-
ступать в полость В. Под давлением
жидкости поршень начнет переме-
щаться в левую сторону. При этом из
3.8. Гидравлические преобразователи и насосы сверхвысоких давлений
81
полости А будет происходить слив
жидкости. После выхода поршня в ле-
вое крайнее положение и переключе-
ния распределителя она поступает в
камеру Д, и рабочий цикл насоса по-
вторяется. С целью повышения герме-
тичности насосов сверхвысоких давле-
ний обычно применяют два последова-
тельно расположенных клапана как в
линии всасывания, так и линии нагне-
тания. Иногда клапаны снабжаются
дополнительными устройствами, обес-
печивающими автоматический отвод
воздуха, присутствие которого в рабо-
чей жидкости вызывает резкое ухуд-
шение качества работы насоса.
Недостатком описанного насоса
является прерывистая подача, которая
во многих случаях нежелательна, а
иногда и недопустима.
Для частичного выравнивания по-
дачи применяют насосы двойного дей-
ствия (рис. 3.24, б). Такие насосы со-
стоят из приводного (моторного) 1 и
двух насосных поршней 2. Моторный и
насосные поршни могут выполняться
как одно целое и раздельно. Если под-
вести рабочую жидкость от источника
питания в одну из полостей моторного
поршня (например, в полость Б), она
одновременно будет поступать и в по-
лость А. Под давлением жидкости вся
Рис. 3.23. Дифференциальный преобразователь
поршневая группа будет перемещаться
в сторону полости Г и выдавливать из
нее жидкость в систему под высоким
давлением. При переключении рас-
пределителя рабочая жидкость от
источника питания будет поступать в
полости В и Г, а из полости А в си-
стему.
Насосы описанного типа обеспечи-
вают давление рабочей жидкости до
300 МПа, подачу ее от 0,33 до 2,5 л/с
при частоте рабочих ходов 2...4,5 с~1.
Насосы сверхвысоких давлений в
одно- и многоцилиндровом исполнени-
ях могут иметь механические приводы.
Типовая схема насоса сверхвысокого
давления с кулисным приводом при-
ведена на рис. 3.25. Этот насос пред-
ставляет собой жесткую плунжерную
конструкцию с клапанным распределе-
Рис. 3.24. Схемы насосов сверхвысоких давлений
6. Зак. 670
82
3. Поршневые возвратно-поступательные насосы
Рис. 3.25. Схема насоса сверхвысоких давле-
ний с механическим приводом
нием жидкости. Для восприятия боко-
вых сил применяют направляющие
буксы. Подача такого насоса подчиня-
ется синусоидальному закону. Для вы-
равнивания ее применяют двухплун-
жерные насосы, имеющие общий
приводной двигатель. Насосы с криво-
шипно-шатунным приводом обеспечи-
вают давление рабочей жидкости до
300 МПа.
Подача насоса регулируется за счет
изменения частоты рабочих ходов
плунжера, его рабочего хода или ра-
диуса кривошипа.
Основными факторами, влияющими
на рабочие характеристики насосов
сверхвысоких давлений, являются:
сжимаемость жидкости, жесткость кон-
струкции и соединительной арматуры,
герметичность соединений и плунжер-
ной пары. При расчетах объемных и
механических потерь мощности в на-
сосах сверхвысоких давлений следует
учитывать изменение вязкости рабочей
жидкости в зависимости от давления.
3.9.	Область использования возврат-
но-поступательных насосов
В озвр атно-поступ ате л ьные н асосы
характеризуются свойствами, обусло-
вившими их широкое использование в
различных отраслях народного хозяй-
ства: 1) способностью перекачивать
самые разнообразные жидкости -- го-
рячие и холодные, вязкие и весьма
текучие, в том числе химически актив-
ные; 2) малой зависимостью подачи от
развиваемого давления, что делает их
приспособленными для перекачивания
жидкостей с меняющейся в зависимо-
сти от температуры вязкостью; 3) спо-
собностью засасывать жидкость без
предварительного заполнения всасы-
вающей линии; 4) возможностью до-
стижения высоких давлений; 5) про-
стотой и надежностью конструкции,
простотой технических обслуживаний
и ремонтов; 6) высоким коэффициен-
том полезного действия.
Рассматриваемые насосы обладают
и рядом недостатков. К ним относятся:
тихоходность, обусловливающая боль-
шие габаритные размеры и массу на-
соса при больших подачах; сложность
регулирования подачи при постоянной
частоте вращения приводного вала;
неравномерность поступления рабочей
жидкости к потребителю, для умень-
шения которой в ряде случаев прихо-
дится применять гасители ее пульса-
ции.
Указанные выше свойства возврат-
но-поступательных насосов определяют
область их использования в народном
хозяйстве. Одним из основных их по-
требителей является нефтяная про-
мышленность, где они применяются
для транспортировки нефти с про-
мыслов на нефтеперерабатывающие
заводы, для перекачивания холодных
и горячих нефтепродуктов. Их приме-
няют для создания высоких давлений
при обработке металлов (прессова-
ние, штамповка) и в производстве из-
делий из пластмасс. Рассматриваемые
_ насосы широко используются в хими-
ческой промышленности для перекачи-
вания химически активных и нейтраль-
ных сред. С их помощью в теплоэнер-
гетической промышленности осуще-
3.9. Область использования возвратно-поступательных насосов	83
ствляется дозировка и подача
химических реагентов в котловую во-
ду и т. д.
В машиностроении возвратно-посту-
пательные насосы чаще всего исполь-
зуются во вспомогательных системах,
например в централизованных сма-
зочных системах станочного оборудо-
вания. Широкое применение они на-
шли в двигателях внутреннего сгора-
ния для подачи топлива в рабочие
цилиндры, а в ряде случаев использу-
ются в качестве подкачивающих уст-
ройств с ручным или машинным при-
водом. Возвратно-поступательные на-
сосы постоянно совершенствуются, со-
ответственно расширяется область их
использования.
4
РОТОРНЫЕ РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕ
ГИДРОМАШИНЫ
4.1.	Общие сведения
К роторно-поршневым относятся та-
кие гидромашины, рабочие звенья ко-
торых (поршни или плунжеры) в про-
цессе выполнения функционального
цикла совершают одновременно вра-
щательное и возвратно-поступательное
движения.
Роторные радиально-поршневые гид-
ромашины включают такие основные
элементы, как ротор, статор, поршни
(плунжеры) и механизм распределения
рабочей жидкости. Их подразделяют
по следующим признакам: возмож-
ности регулирования рабочего объ-
ема — на регулируемые и нерегули-
руемые; направлению потока рабочей
жидкости — с постоянным и реверсив-
ным потоком; числу рабочих циклов,
совершаемых за один оборот вала,—
на одно- и многократного действия;
механизму распределения рабочей
жидкости — на клапанные, клапанно-
щелевые (комбинированные), цапфо-
вые, торцовые. Роторные гидромашины
с цапфовым и торцовым распредели-
телями рабочей жидкости в принципе
являются обратимыми, т. е. способны-
ми работать как в функции насосов,
так и гидромоторов (гидродвигате-
лей). Их рабочие циклы состоят из
следующих этапов: в насоса/х — вса-
сывания и нагнетания; в гидромото-
рах — приема рабочей жидкости под
давлением и ее слива.
Описываемые гидромашины могут
работать только на чистых (отфильт-
рованных и не содержащих абразив-
ных и металлических частиц), неагрес-
сивных и смазывающих жидкостях.
Они предназначены для использова-
ния в объемных гидравлических при-
водах различного функционального
назначения.
Радиально-поршневым называется
насос, рабочие камеры которого обра-
зованы рабочими поверхностями порш-
ней и цилиндров, расположенных пер-
пендикулярно к оси вращения блока
цилиндров или составляющих с ней
угол не менее 45°.
В роторном радиально-поршневом
насосе однократного действия (рис.
4.1) статор 1 размещен с эксцентриси-
тетом е относительно ротора 2. В ци-
линдрах, радиально выполненных в
роторе, установлены поршни 3, кото-
рые опираются сферической головкой
на опорную поверхность статора. Оси
цилиндров находятся в одной плоско-
сти и пересекаются в одной точке. Рас-
пределение рабочей жидкости осуще-
ствляется неподвижным цапфовым
распределителем 4, в котором А —
всасывающая, а Б — нагнетательная
полости, а—б — рабочая поверхность
разделительной перемычки. Входной
вал 5 жестко соединен с ротором 2.
Работает насос следующим образом.
При вращении ротора, например по
часовой стрелке, поршни совершают
сложное движение — они вращаются
вместе с ротором и движутся возврат-
но-поступательно в цилиндрах так, что
постоянно находятся в контакте с на-
4.1. Общие сведения
85
Рис. 4.1. Схема роторного радиально-поршневого насоса одно-
кратного действия
правляющей статора. Поршни при-
жимаются к статору центробежными
силами, давлением рабочей жидкости
и иногда пружинами. В рабочих ка-
мерах, расположенных выше оси вала,
поршни перемещаются в направлении
от цапфового распределителя 4, При
этом часть рабочих камер соединяется
со всасывающей полостью А. С увели-
чением объема рабочих камер при по-
вороте ротора они заполняются рабо-
чей жидкостью. Так происходит про-
цесс всасывания. На участке перемы-
чек цапфового распределителя поршни
практически не перемещаются посту-
пательно и, следовательно, объем ра-
бочих камер изменяется незначитель-
но. Цилиндры, расположенные ниже
горизонтальной оси вала, соединяются
с нагнетательной плоскостью Б, По
мере поворота ротора поршни этих
цилиндров перемещаются в сторону
цапфового распределителя и вытесня-
ют жидкость из рабочих камер на
выход из насоса. Так происходит про-
цесс нагнетания в насосах однократ-
ного действия.
Регулирование рабочего объема на-
соса однократного действия достига-
ется путем изменения эксцентриситета
е. В регулируемых насосах эксцентри-
ситет меняют в пределах от + етах до
—^тах. Этим достигается регулирова-
ние подачи и изменение направления
подачи насоса (при е=0 Q = 0).
Особенностью устройства насоса
двухкратного действия (рис. 4.2) яв-
ляется то, что статор выполнен про-
фильным, а цапфовое устройство имеет
четыре разделительных поверхности,
которые образуют два всасывающих
(Л, А') и два нагнетательных (5, Б')
канала. Равнозначные каналы могут
быть объединены между собой. Прин-
цип работы насоса двухкратного дей-
ствия аналогичен принципу работы
насоса однократного действия. Разли-
чие между ними состоит только в числе
Рис. 4.2. Схема роторного радиально-поршне-
вого насоса двухкратного действия
86
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
рабочих ходов поршней за один оборот
приводного вала. В насосе однократ-
ного действия за каждый оборот при-
водного вала совершается один рабо-
чий ход поршня, а в насосе двухкрат-
ного действия — два.
Для увеличения исходного рабочего
объема роторных радиально-поршне-
вых насосов иногда увеличивают число
поршней и располагают их в несколь-
ких параллельных плоскостях, т. е.
выполняют их многорядными.
4.2.	Кинематика роторной радиально-
поршневой гидромашины
При повороте ротора на угол <р
(рис. 4.3) поршень переместится на
расстояние х=|Л1В| = ОгВ—ОИь где
OiB = BC—OiC, OiAi=Rce. Из рисунка
видно, что BC=J?ccosp, О]С=е cos<p
и OiB=Rc cos р—е соэф.
Текущее значение перемещения
поршня
х — е (1 — cos ф) — 7?с (1 — cos Р).
Преобразуем полученное уравнение.
Из ДСВОц получим sinp/sfrKp = e/.Rc =
?= %, откуда -
sin р = % sin ф и
cosp = V1 — %25Щ2ф.	(4.1)
Рис. 4.3. Кинематическая схема радиально-
поршневой гидромашины
Представив правую часть последнего
равенства в виде бинома Ньютона и
удерживая первые два его члена, по-
лучим
cos р = 1 — 0,5%2 sin2 ф.
Тогда
х = е(1 — cos ф — 0,5%8Ш2ф),
или
х = е [1 — cos ф — 0,25% (1 — со$2ф)].
(4-2)
При повороте ротора на 180° пере-
мещение поршня будет равно полному
его ходу, т. е. x=2e=S.
Дважды дифференцируя уравнение
(4.1), найдем относительные скорость
и ускорение поршня:
v0 = <ае (sin ф — 0,5% sin 2ф),
а0 — <о2е (cos ф —% cos 2ф).
Ускорение поршня в переносном
движении выражается формулой аа =
= со2 |ОхВ|. Так как |OiB| = 7?с cos 0 —
— е cos ф, где cos р = 1/1 — %2 sin2 ф, то
аа = (£>2Rc (V1 — X2 sin2 ф — % cos ф).
Ускорение Кориолиса точки В (по-
воротное ускорение)
ак = 2ojy0siny,
где у — угол между осью вращения ро-
тора и направлением v0.
При у=90°
Ок = 2<и2е (sin ф — 0,5% sin 2ф) =
= <и2е (2 sin ф — % sin 2ф).
Вектор поворотного ускорения на-
правлен перпендикулярно к оси ци-
линдра в сторону, обратную направле-
нию вращения ротора, когда поршень
движется к оси вала, и в противопо-
4.3. Силы, действующие в роторных радиально-поршневых гидромашинах
87
ложную сторону при изменении на-
правления движения поршня.
Полное (абсолютное) ускорение точ-
ки В
йа — “Ь
Зная ускорения отдельных точек
поршня и массы, сосредоточенные в
этих точках, силы инерции масс мож-
но определить по известной зависимо-
сти
Ги = — та&.
Мгновенная подача рабочей жидко-
сти одним поршнем
Qi — 0,25nDW [sin [<р -f- (t — 1) <pz] —
— 0,5X sin 2 [<p + (i — 1)'фг]|.
В радиально-поршневых насосах
угол между осями соседних цилиндров
одинаков: ф2=3607г.
Когда первый цилиндр ротора сме-
щен относительно крайнего положения
(точки А на рис. 4.3) на угол ф, второй
цилиндр будет отстоять от точки А по
ходу вращения ротора на угол ф+фг,
третий — на угол ф+2ф2, четвертый —
На УГОЛ ф + Зфг и т. д.
Общая мгновенная подача насоса
w
Q' = 0,2ьп1Уе<л V |sin [ф-f- (i — 1) ф2] —
f=i
— 0,5 %sin2 [ф + (i — 1)ф2]|.
В связи с тем что угловое расстоя-
ние между цилиндрами составляет <pz,
в выполнении одного функционального
этапа одновременно может участво-
вать: при четном числе цилиндров N=
=z]2 поршней, при нечетном — N=
= (z+l)/2 или 2V= (z—1)/2.
Поскольку при четном числе ци-
линдров в крайних положениях могут
находиться два поршня, неравномер-
ность подачи насосов с четным числом
цилиндров должна быть большей, чем
насосов с нечетным числом цилиндров
(см., например, рис. 3.13). Расчетный
коэффициент неравномерности подачи
насоса с числом цилиндров z=5 равен
0,063, а с z=6—0,136, т. е. коэффици-
ент неравномерности подачи насосов с
четным числом цилиндров примерно в
два раза больше, чем насосов с нечет-
ным числом цилиндров.
Для обеспечения большей равномер-
ности подачи при проектировании ро-
торных радиально-поршневых насосов
число цилиндров, как правило, выби-
рается из ряда z=5; 7; 9; 11 и т. д.
4.3.	Силы, действующие в роторных
радиально-поршневых
гидромашинах
В точке контакта головки поршня со
статорным кольцом возникает нор-
мальная сила Fn, которую можно раз-
ложить на составляющие Fr, направ-
ленную по оси поршня, и Ft, перпен-
дикулярную к ней (рис. 4.4).
Из условия равновесия поршня сле-
дует, что составляющая Fr равна, но
обратна по знаку алгебраической сум-
ме сил, действующих вдоль его оси.
К ним относятся сила давления жид-
кости на поршень, усилие сжатия пру-
жины, сила инерции поршня в относи-
тельном движении, сила трения и др.
В дальнейшем будем учитывать только
силу давления рабочей жидкости на
поршень, тогда Fr=0,25nD2p.
Нормальная к оси поршня сила Ft
создает крутящий момент, причем при
работе гидромашины в качестве насо-
са он преодолевается приводным мо-
ментом, а при работе гидромашины в
качестве двигателя момент силы Ft
приводит ротор во вращательное дви-
жение. Сила Fn нагружает кольцо и
88
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
Рис. 4.4. Расчетная схема радиально-поршне-
вого насоса
распределительную цапфу, а также оп-
ределяет уровень напряжений в зоне
контакта головки поршня и поверхно-
сти кольца.
Пользуясь обозначениями, приняты-
ми на рис. 4.4, найдем
Ft = Fr tg р, Fn = Fr/cos p. (4.3)
Подставляя в уравнения (4.3) зна-
чения тригонометрических функций
(4.1), получим
F р _Xsin <р
г 1/1 — %2 sin2jp ’
Fn = FrVl— A.2sin2<p.
Так как K=e/R не превышает
0,08...0,09, с достаточным для практи-
ческих расчетов приближением можно
считать, что Ft«FrK sinq>, a Fn~FT.
Суммарная сила Гг2 (геометрическая
сумма сил FTi для всех цилиндров, со-
единенных с полостью нагнетания) вос-
принимается подшипниками и цапфой
ротора.
Мгновенное теоретическое значение
момента Mt, развиваемого i-м цилиндром
гидромотора или преодолеваемого момен-
том, приложенным к валу насоса, равно
произведению силы Fti на текущее зна-
чение плеча /г: Mt = Ftilt. Так как lt
при повороте ротора изменяется в преде-
лах ОТ Rc ' & ДО ^max 7 Rc “4”
Mt не пропорционален Fr.
Согласно рис. 4.4,	l=e+Rc—х.
С учетом выражения (4.2) найдем
I = е + Rc — е [1 — cos q> —
— 0,25% (1 — cos 2ф)] — R [1 + X cos ф +
+ 0,25%2(1 — соз2ф)]. (4.4)
Выражение (4.4) можно упростить,
если пренебречь членом, содержащим
%2:
I = #с(1 -|- Хсозф).
Тогда приближенно для t-ro поршня
Mt = Fj£ sin [ф + (t — 1) ф2] X
X {1 +%cosfa)+ (*—1)ФЛ}-
Суммарный момент
М' - 2
;=1
где N число цилиндров, находящих-
ся в полости нагнетания.
Момент на валу гидромотора (насо-
са) является периодической функцией
Ф с периодом для одного ряда цилинд-
ров, равным 2л/г при четном их числе
и n/z — для гидромашин с нечетным
числом цилиндров.
Частота пульсации момента для
гидромашин с четным числом цилинд-
ров
fM = nz;
с нечетным
fM = 2nz,
где п — частота вращения ротора; z —
число цилиндров в одном ряду.
4.4. Распределение рабочей жидкости в радиально-поршневых гидромашинах
89
4.4.	Распределение рабочей жидкости
в радиально-поршневых
гидромашинах
В описываемых радиально-поршне-
вых гидромашинах широко использу-
ется цапфовое распределение рабочей
жидкости. В сравнении с другими ви-
дами распределения оно отличается
компактностью элементов и простотой
их изготовления. Однако при этом не
обеспечивается достаточная герметич-
ность гидромашины. Поэтому цапфо-
вое распределение рабочей жидкости
используется только в гидромашинах,
предназначенных для работы при дав-
лениях, не превышающих 20...25 МПа.
В гидромашинах однократного дей-
ствия распределительная цапфа обыч-
но имеет два окна — А и Б (рис. 4.5,
а...д), которые соединяются с маги-
стралями нагнетания и всасывания.
Между собой эти окна разделяются
посредством перемычки. Расположе-
ние и размеры рабочих (уплотнитель-
ных) поверхностей перемычки должны
быть такими, чтобы в моменты пере-
хода над ними питательных окон ци-
линдров из зоны низкого давления
(всасывания) в зону высокого давле-
ния (нагнетания) и наоборот окна А и
Б не соединялись между собой, а так-
же обеспечивалось устранение ком-
прессии и кавитации жидкости в ци-
линдрах. Для этого ширина s рабочей
части перемычки должна быть больше
диаметра dc питательного окна ци-
линдра.
Перекрытие s—dc характеризуют по
углу поворота цилиндра относительно
неподвижной цапфы, в течение кото-
рого его питательное окно остается пе-
рекрытым рабочей поверхностью пе-
ремычки.
Из рис. 4.5, в следует, что угол пере-
крытия для верхней части перемычки
a = ai + a2, для нижней Р = Р1 + Рг
Рис. 4.5. Схема цапфового распределения ра-
бочей жидкости в гидромашинах однократного
действия
(al, Р1— углы упреждения, аг, ₽2~
углы запаздывания).
Угол упреждения — это угол пово-
рота цилиндра от момента полного пе-
рекрытия его окна до момента про-
хождения им нейтральной плоскости;
угол запаздывания — то же, от момен-
та прохождения цилиндром нейтраль-
ной плоскости до момента открытия
его окна.
Углы аир выбирают исходя из
условий обеспечения качественной ра-
90
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
Зпюра давлений
Рис. 4.6. Схема разгрузки распреде-
лительной цапфы
боты гидромашины. При этом прини-
мается во внимание, что увеличение
перекрытия, с одной стороны, обеспе-
чивает повышение герметичности гид-
ромашины, а с другой, движение порш-
ней при перекрытых окнах цилиндров
может сопровождаться кавитацией или
компрессией рабочей жидкости.
Для предупреждения компрессии
применяют различные способы, в не-
реверсивных гидромашинах — смеще-
ния рабочей поверхности перемычки
относительно нейтральной плоскости
(рис. 4.5, г), однако с целью сохране-
ния герметичности гидромашины углы
ои и Pi должны быть увеличены.
В свою очередь при асимметричной
форме перемычек могут иметь место
вакуум в цилиндре и гидравлические
удары в момент его соединения с на-
гнетательным окном. Предупредить их
появление можно, если в зоне увели-
чения ширины перемычки выполнить
специальные канавки (рис. 4.5, г).
Рис. 4.7. Радиально-поршневая гидромашина с торцовым распредели-
телем рабочей жидкости
4.5. Определение основных параметров роторно-поршневых гидромашин
91
При наличии канавок окно цилиндра,
прошедшего нейтральную плоскость,
сразу соединяется с окном всасывания
А, и эта связь между ними сохраня-
ется до прихода цилиндра в нейтраль-
ную плоскость на противоположной
уплотнительной поверхности перемыч-
ки. При этом угол запаздывания от-
крытия нагнетательного окна цапфы
должен быть равен нулю.
В рассматриваемых гидромашинах
давление на перемычку распредели-
тельной цапфы со стороны полостей
А и Б различно. В целях улучшения
условий работы узла распределения
рабочей жидкости его гидравлически
разгружают. Для этого на поверхности
цапфы выполняют серпообразные (с
углом менее 180°) канавки, которые
соединяют с полостями высокого и
низкого давлений (рис. 4.6): канавки,
расположенные в зоне низкого давле-
ния,— с окнами высокого давления, а
в зоне высокого давления — с окнами
низкого давления.
Ширина канавок и разделительных
поясков выбирается с таким расче-
том, чтобы цапфа находилась в равно-
весии под давлением рабочей жидко-
сти.
В ряде случаев необходимая жест-
кость цапфы обеспечивается за счет
ребра на ее перемычке (см. рис. 4.5, д).
Роторные радиально-поршневые гид-
ромашины выполняют также с торцо-
вым распределителем рабочей жидко-
сти (рис. 4.7). Их конструктивная осо-
бенность состоит в том, что в роторе
4 питательные окна цилиндров выве-
дены на его торцовую поверхность.
Распределительный диск 3 поджима-
ется к торцовой поверхности ротора
цилиндрами 2, которые соединены с
нагнетательной магистралью. Рабочие
окна распределительного диска 3 с
магистралями всасывания и нагнета-
ния соединяются подпружиненными
втулками 1.
Подробный анализ торцовых распре-
делителей приведен в гл. 5.
4.5.	Определение основных
параметров роторно-поршневых
гидромашин
Исходными данными для расчета
роторных радиально-поршневых гид-
ромашин является их рабочий объем
Го и максимальное давление рабочей
ЖИДКОСТИ ртах-
Рабочий объем радиально-поршне-
вых гидромашин определяется числом
поршней z, их диаметром £), ходом S
и кратностью работы гидромашины k:
Уо = 0,25nD2SzZ>.
Цилиндры в радиально-поршневых
гидромашинах могут располагаться в
1...3 ряда (иногда их число доходит до
пяти).
Обозначим через г' число цилиндров
в одном ряду, а через т число их ря-
дов. При известных г' и т определя-
ют z и расчетный диаметр цилиндра
D = f/4V0/["z'mfe(S/D)].	(4.5)
Рекомендуется принимать нечетное
число цилиндров в одном ряду.
Обычно z'=5; 7; 9; 11.
В существующих конструкциях гид-
ромашин отношение S/D находится в
пределах 0,7... 1. Меньшее значение
S/D следует выбирать для многоходо-
вых гидромашин, когда k>2, и близ-
кое к единице — для одноходовых при
k=l.
Найденный по формуле (4.5) диа-
метр цилиндра округляется (обычно в
большую сторону) до значений из
ряда нормальных диаметров по ГОСТ
12447—80, а ход поршня — до целого
92
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
числа (в миллиметрах). Желательно,
чтобы ход поршня был выражен чет-
ным числом, тогда и эксцентриситет
будет определяться целым числом.
Далее определяются основные раз-
меры цапфового распределительного
устройства, конструктивное исполнение
которого зависит от кратности работы
гидромашины. Сравнивая схемы, при-
веденные на рис. 4.5, а и б, можно
сделать вывод, что вторая схема цап-
фового распределителя при прочих
равных условиях лучше первой, так
как при одном и том же диаметре цап-
фы обеспечивается более высокая про-
пускная способность ее каналов.
Обычно каналы выполняют с одинако-
вым проходным сечением. При опре-
делении диаметров каналов считают
заданной скорость течения в них жид-
кости V.
Максимальный расход жидкости в
гидромашине
Qmax = ^dol^'Vi ,
d0 = 2 Qmax/(^i ),
где i'— число одноименных каналов.
Среднюю скорость течения жидкости
в каналах принимают: для самовсасы-
вающих насосов — 3...4 м/с, для насо-
сов с подпиткой — 5...6 м/с.
Внешний диаметр распределитель-
ной цапфы
Пц = 4 + ^ + 26.	(4.6)
Для схемы на рис. 4.5, а = d0 +
+ 6'; для схемы на рис. 4.5, б — dn —
= V2 (d0 + 6') при условии, что отверс-
тия каналов равномерно расположены по
окружности диаметром Значения 6
и 6' задают исходя из допустимых га-
баритов и жесткости цапфы.
Цапфа, диаметр которой определен
по формуле (4.6), аналитическим пу-
тем проверяется по допустимой ско-
рости скольжения. При этом скорость
скольжения ротора насоса не должна
превышать 3 м/с, а гидромотора —
5 м/с. В случае нарушения этого усло-
вия производится перерасчет диаметра
цапфы.
Ширина перемычки s (см. рис. 4.5)
выбирается такой, чтобы полость на-
гнетания была постоянно разъединена
с полостью всасывания, обычно s=
= (0,2...0,6) dc мм.
При перекрытиях, превышающих
0,6 мм, работа насоса ухудшается, так
как питательное окно цилиндра с боль-
шим упреждением закрывается и с
большим опозданием открывается. Это
может, как указывалось, вызывать ка-
витацию или компрессию жидкости.
В случае компрессии жидкости в гид-
ромашине могут создаваться недопу-
стимо большие перегрузки, приводя-
щие к разрушению ее элементов.
Толщину распределительной втулки
(см. рис. 4.5) выбирают с учетом кон-
структивных и технологических фак-
торов. При этом учитывается, что ми-
нимальная толщина стенки между дву-
мя соседними цилиндрами должна
быть 5...7 мм. Диаметр распредели-
тельной втулки может быть определен
по формуле
dB = (& + D)n-z,
где Ь — минимальная толщина стенки
между цилиндрами; z — число цилинд-
ров в одном ряду.
Диаметр ротора определяется с уче-
том длины цилиндров:
=	+ 2/ц,
где /ц—длина цилиндра (рис. 4.8):
Z4=2e+Zi + Z2; 2e—S— максимальный
ход порщня; /1— расстояние от рас-
пределительной втулки до поршня при
его крайнем положении: /]=(0,08...
4.5. Определение основных параметров роторно-поршневых гидромашин
93
0,12)7); /2—максимальное погружение
поршня в цилиндр: Z2= (1...1,5)7).
Длина поршня Zn подбирается с та-
ким расчетом, чтобы в конце хода на-
гнетания длина выступающей части
его головки составляла не менее
(0,1...0,2)7):
/ц = 3 + /2 + (0,1 ...0,2)7).
Диаметр внутреннего кольца статора
Dc = Dp-;-S + (0,2 ... 0,4)7).
В роторных радиально-поршневых
гидромашинах поршни могут контак-
тировать с профильной поверхностью
статорного кольца через сферические
головки (рис. 4.9, а, б), башмаки
(рис. 4.9, в, г) или через тела качения
(рис. 4.9, д, е).
Для улучшения условий подведения
смазочного масла и снижения трения
поршня о стенки цилиндра ему сооб-
щают вращательное движение отно-
сительно собственной оси. Для этого
поверхность статорного кольца выпол-
няют наклонной (угол наклона 15...
20°) или располагают цилиндр в рото-
ре под таким же*углом относительно
плоскости его вращения. Поскольку
точка контакта сферической головки
поршня со статорным кольцом в этом
случае не будет располагаться на его
оси, поршень под воздействием силы
трения поворачивается и совершает
спиральное движение в цилиндре. Для
уменьшения скольжения головки
поршня при поворачивании целесооб-
разно головку выполнять грибообраз-
ной (рис. 4.9, б). При этом диаметр
головки должен составлять (1,75...
2)7).
Во избежание опрокидывания баш-
маков в гидромашинах однократного
действия используют ограничительные
кольца 1 (рис. 4.9, в, г), которые одно-
Рис. 4.8. Положение поршня в роторе (схема)
временно являются направляющими
башмаков.
Размеры камеры и пояска выбира-
ются такими, при которых сила дав-
ления жидкости на их поверхности
равна силе ее давления на поршень:
л£)2
Р —=Р
1 - (4к/4)2
21n(d6/dK) ’
4
где de—диаметр буртика; dK—диа-
метр камеры.
Материалы для изготовления основ-
ных деталей радиально-поршневых
гидромашин выбирают с учетом ре-
жимов их работы и условий эксплуа-
тации, а также в зависимости от типа
конструкций. Для повышения анти-
фрикционных свойств некоторых дета-
лей (распределительный диск, блок
цилиндров и др.) их выполняют из
бронз Бр ОСН 10-2-3, Бр ОФ 10-1 или
стали 20Х с цементацией рабочих по-
верхностей на глубину 0,7...0,9 мм и
закалкой до твердости 58...62 HRC3.
Поршни обычно изготавливают из ста-
лей 20Х, 40Х или ШХ15 (твердость
поверхностного слоя после термообра-
ботки 58...62 HRC3, а для стали 40Х—
62 HRCa). Статорное кольцо выполня-
ют из чугуна СЧ 12 или стали ШХ15
94
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
(твердость поверхностного слоя 56...62
HRCa). После механической и терми-
ческой обработок в структуре стали
содержание остаточного аустенита
может быть значительным. Для его
уменьшения проводят низкотемпера-
турную обработку (температура не
выше —76°C). Если такая обработка
не производится, во время эксплуата-
ции гидромашин происходит переход
остаточного аустенита в мартенсит с
увеличением размеров деталей. Это
приводит к уменьшению зазоров и на-
рушению геометрических форм высо-
коточных деталей, а в конечном ито-
ге — к выходу гидромашины из строя.
Детали, соединяющиеся завальцов-
кой (поршни, вкладыши, башмаки),
следует выполнять из бронзы Бр
АЖ9-4 (в других бронзах при заваль-
цовках образуются трещины).
В гидромашинах, работающих в лег-
ких и средних условиях эксплуатации,
часто используются фрикционные пары
сталь — сталь. Для обеспечения нор-
мальной работы такой пары следует
выбирать материалы и вид термообра-
ботки таким образом, чтобы разница в
твердости контактирующих поверхно-
стей не превышала 10 HRC3, причем
одна из деталей должна иметь твер-
дость 58...62 HRCa.
Опыт эксплуатации гидромашин в
условиях загрязненности рабочих
жидкостей твердыми частицами (квар-
цевая пыль, окислы металлов и т. д.)
показывает, что твердость деталей
плунжерных пар должна быть не ме-
нее твердости частиц загрязнителей.
Такая твердость (условно 80...90
HRCa) достигается при борировании
рабочих поверхностей деталей.
При конструировании гидромашин
особое внимание следует уделять пра-
вильному назначению зазоров в ра-
бочих парах поршень — цилиндр, рас-
пределительная втулка — цапфа, блок
цилиндров — дисковый распредели-
тель, статор — гидростатический ба-
шмак, а также допустимых погрешно-
стей их геометрической формы. Пара-
метр шероховатости Ra рабочих по-
верхностей элементов поршневой и
распределительных групп должен быть
в пределах 0,4...0,1 мкм, так как с
уменьшением шероховатости ухудша-
ется устойчивость масляной пленки.
4.6.	Типовые конструкции радиально-
поршневых гидромашин
На рис. 4.10 дан продольный разрез
регулируемого радиально-поршневого
насоса типа НП. Приводной вал 1 при
помощи фланца 2 жестко соединен с
вращающимся ротором 3. В роторе
расточены два ряда цилиндрических
отверстий, в которых установлены
4.6. Типовые конструкции радиально-поршневых гидромашин
95
Рис. 4.10. Радиально-поршневой насос типа НП
поршни 5. Под действием центробеж-
ных сил и давления рабочей жидкости
грибообразные головки поршней при-
жимаются к коническим поверхностям
статорного кольца 7 (угол конуса —
10... 12°), запрессованного в разборную
обойму 6. Благодаря конической фор-
ме рабочей поверхности статорного
кольца 7 и грибообразной форме голо-
вок при работе гидронасоса происхо-
дит поворот поршней вокруг собствен-
ных осей, что способствует лучшему
распределению масла по их поверхно-
стям и повышению их износостойко-
сти. Обойма 6 может свободно повора-
чиваться на шариковых подшипниках,
установленных в блоке 4. Блок 4 с
помощью маховичка (на рисунке не
показан) или какого-либо другого
механизма можно перемещать относи-
тельно корпуса 10 в направлении, пер-
пендикулярном к плоскости чертежа,
и этим регулировать расстояние меж-
ду осями статорного кольца и ротора
(от —е до +е). Максимальный экс-
центриситет в насосах описываемого
типа составляет 10... 17,5 мм.
Распределительный узел рассматри-
ваемого насоса состоит из втулки 8,
запрессованной в ротор 3, и непо-
движной цапфы 9, в которой имеются
всасывающие и нагнетательные окна.
96
4. Роторные радиально-поршневые гидромашины
Рис. 4.11. Радиально-поршневой гидромотор
Принцип работы такого насоса опи-
сан в § 4.2.
На рис. 4.11 изображен четыреххо-
довый нерегулируемый гидромотор, ис-
пользуемый в экскаваторах. Во вра-
щающемся роторе 1 проточены в двух
параллельных плоскостях два ряда ци-
линдров — по семь в каждом ряду.
В цилиндрах установлены поршни,
конструктивное исполнение которых
видно на рисунке. Каждый поршень
одного ряда спарен с поршнем второ-
го ряда при помощи общей оси 2, про-
пущенной через опорные головки 4
поршней. На концах осей закреплены
стальные закаленные ролики 3, пере-
катывающиеся по профильной по-
верхности статорного кольца 8, выпол-
ненного в виде двух самостоятельных
вставок и зажатого между крышками
5, 9 и корпусом 7.
Распределитель гидромотора —
цапфовый. Ротор с запрессованной в
него распределительной втулкой вра-
щается на распределительной цапфе 6,
в которой просверлены каналы двух
типов: по одним из них рабочая жид-
кость поступает под давлением от на-
соса, а по другим осуществляется ее
слив в магистраль низкого давления.
Система отверстий в цапфе устроена
таким образом, что когда ролики
поршней упираются в нисходящую
часть профильных выступов статорного
кольца 8, соответствующие цилинд-
ры отверстиями в своих донышках
сообщаются с нагнетательным кана-
лом, а когда ролики упираются в вос-
ходящую часть профильного высту-
па — со сливным каналом.
Когда рабочая жидкость из нагнета-
тельной магистрали поступает в ци-
линдры, поршни под ее давлением че-
рез ролики поджимаются к профиль-
ной поверхности статора. Сила
давления на поршень разлагается на
нормальную и тангенциальную. Танген-
циальная сила создает крутящий мо-
4.6. Типовые конструкции радиально-поршневых гидромашин
97
Рис. 4.12. Высокомоментный гидромотор
мент, приводящий ротор во враща-
тельное движение.
На рис. 4.12 изображен высокомо-
ментный двухрядный поршневой гид-
ромотор, разработанный Гипроугле-
машем. В каждом ряду ротора 6 вы-
полнено по девять отверстий, в которые
вставлены гильзы цилиндров, а в
каждом поршне 1 — сферическая ра-
сточка, где установлена сферическая
головка шатуна 3, укрепленного на
оси 2. Ось при помощи двух коромы-
сел 4 шарнирно соединена с ротором
6. На каждой оси установлено по два
стальных ролика, способных перекаты-
ваться вдоль профильной поверхности
статора 5. Ротор вращается на роли-
ковом и шариковом подшипниках.
Распределительный узел гидромотора
состоит из цапфы 7 и распределитель-
ной втулки 8, запрессованной в ротор.
Профильная дорожка статора имеет
семь выступов и семь впадин. Таким
образом, в течение одного оборота ро-
7. Зак. 670
тора в каждом цилиндре совершается
семь полных рабочих циклов.
Описанные гидромоторы способны
развивать большие крутящие моменты.
Промышленностью они выпускаются
одно-, двух- и трехрядными.
Для колесных тракторов создаются
радиально-поршневые гидромоторы,
конструкции которых приемлемы для
их размещения непосредственно в обо-
дах ведущих колес.
На рис. 4.13 показан продольный
разрез тракторного гидромотора кон-
струкции HATH. На неподвижной оси
2, имеющей эксцентрик (эксцентри-
ситет составляет 42 мм), на двух под-
шипниках 1 и 7 вращается составной
ротор. Гидромотор имеет пять цилинд-
рических гильз, зажатых между го-
ловками 3 и картером блока при по-
мощи шпилек. В цилиндрах установ-
лены поршни 4. Ось цилиндра смещена
на 0,346 мм в сторону вращения коле-
са при переднем ходе трактора, что
Рис, 4.13, Радиально-поршневой гидромотор колесного трактора
4.6. Типовые конструкции радиально-поршневых гидромашин
99
способствует уменьшению нормальной
реакции гильзы, действующей на пор-
шень, и, следовательно, уменьшению
потерь мощности на трение. Соедине-
ние поршня с шатуном 5 — шаровое.
Шатун выполнен двутаврового сече-
ния и опирается на эксцентриковое
кольцо 6. В плоскости опоры шатуна
установлены вкладыши из сталеалю-
миниевой ленты. В оси 2 выполнено
два канала: по одному каналу рабочая
жидкость поступает от насоса к рас-
пределителю S, а по другому отводит-
ся на слив.
Роторные радиально-поршневые гид-
ромашины широко применяются в
станкостроении, тракторостроении и
других отраслях.
т
5
АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕ ГИДРОМАШИНЫ
5.1.	Классификация,
особенности кинематики
Роторно-поршневая гидромашина, в
которой ось вращения ротора парал-
лельна осям поршней или составляет
с ними угол не более 45°, называется
аксиально-поршневой. В главных при-
водах машин наибольшее распростра-
нение получили насосы и гидромоторы
с параллельным расположением ра-
бочих органов — поршней.
Аксиально-поршневые гидромашины
обладают комплексом положительных
качеств, которые обусловливают рост
их применения в приводах различных
машин (привод движителя, рабочего
органа и др.). К основным показате-
лям их можно отнести: 1) высокое ра-
бочее давление (35...42 МПа); 2) быст-
роходность (до 5000 мин-1, в ракет-
ных установках — до 25 000 мин-1);
3) компактность, малые габариты
и массу. Металлоемкость регулируе-
мых насосов, применяемых в мобиль-
ных машинах, не превышает 0,5...
0,6 кг/кВт; 4) высокие значения обще-
го (до 0,94) и объемного (0,97...0,98)
КПД; 5) высокие гидравлическую же-
сткость и герметичность; 6) широкий
диапазон регулирования частоты вра-
щения вала гидромотора — до 1 : 100
при переменных и 1 : 1000 при постоян-
ных нагрузках; 7) возможность работы
при низкой частоте вращения (до
1 мин-1); 8) благоприятную для мо-
бильных машин энергетическую ха-
рактеристику (в интервале давлений
от 3 до 32 МПа КПД не ниже 0,7, а в
интервале подач от ОтЯТ до Qmax/7 —
не ниже 0,6); 9) долговечность (до
12 000 ч); 10) быстродействие (изме-
нение подачи от нулевой до макси-
мальной и наоборот за 0,04...0,08 с);
11) высокие моторные характеристи-
ки — момент страгивания более
0,9Мтах; 12) низкий уровень шума
(70...90 дБ); 13) возможность про-
мышленного изготовления с примене-
нием современного высокоточного и
высокопроизводительного оборудова-
ния; 14) низкие эксплуатационные за-
траты и быструю окупаемость.
Аксиально-поршневые гидромаши-
ны выполняются либо с наклонным
блоком цилиндров, либо с наклонным
диском. Преимущества гидромашин
первого типа: небольшие радиальные
нагрузки на поршень благодаря ша-
тунной связи поршня с валом; малый
периметр утечек, определяемый рас-
пределительным узлом и поршневой
парой; большой угол наклона блока
(до 45°) и, следовательно, высокие мо-
торные характеристики; более высо-
кий (на 2...3%) КПД, чем у гидрома-
шин с наклонной шайбой.
Недостатки гидромашин с наклон-
ным блоком: наличие значительной
осевой нагрузки на подшипниковый
узел, что лимитирует срок службы гид-
ромашины и затрудняет создание гид-
ромашин с большим рабочим объ-
емом; ограниченная возможность фор-
сирования гидромашин по давлению
5.1. Классификация, особенности кинематики
101
Рис. 5.1. Аксиально-поршневой регулируемый насос с наклонным блоком
из-за больших контактных давлений в
сферической паре поршень — шатун;
усложненная компоновка дополни-
тельного насоса (для подпитки и
управления); повышенная конструк-
тивная и технологическая сложность.
На рис. 5.1 представлен аксиально-
поршневой регулируемый насос с на-
клонным блоком. Он включает при-
водной вал 7, опирающийся на сдвоен-
ный радиально-упорный 3 и радиаль-
ный 2 подшипники. Блок цилиндров
центрируется сферическим распреде-
лителем 8 и центральной осью 7. Ось
входит в сферическое гнездо 5 во
фланце вала и бронзовую втулку 9,
запрессованную в распределитель.
В расточках блока цилиндров 11 раз-
мещены поршни 12, связанные с валом
шатунами 13 со сферическими голов-
ками. Во фланце вала шатуны закреп-
лены пластиной 14, поршни завальцо-
ваны на шатунах. Распределитель 8
закреплен на крышке 10. Дугообраз-
ные пазы распределителя совмещены с
такими же пазами в крышке. От осе-
вого перемещения в сторону вала блок
удерживается тарельчатыми пружи-
нами 6. Качающий узел установлен в
корпусе 4.
Работает насос следующим образом.
Вращение приводного двигателя через
вал передаётся шатунам. Шатуны,
опирающиеся на конические юбки
102
5. Аксиально-поршневые гидромашины
Рис. 5.2. Схема сил, создающих крутящий мо-
мент на валу аксиально-поршневого гидромо-
тора
поршней, приводят во вращение блок
цилиндров.
При соосном расположении вала и
оси 7 поршни не совершают возвратно-
поступательного движения и, следо-
вательно, жидкость в напорную линию
не подается. При отклонении оси бло-
ка на некоторый угол от оси вала
поршни вращаются и движутся воз-
вратно-поступательно. За один оборот
приводного вала каждый поршень со-
вершает один двойной ход. При выхо-
де поршня из блока рабочая жидкость
засасывается, в освобождаемый объ-
ем, а при движении поршня в обрат-
ном направлении — вытесняется в на-
порную линию. При изменении угла и
направления наклона блока цилинд-
ров изменяются подача и направление
потока рабочей жидкости.
По принципу действия аксиально-
поршневые гидромашины относятся к
типу обратимых. При работе машины
в режиме гидромотора жидкость под
давлением подается в рабочие камеры
блока цилиндров через отверстия в
крышке 10 и полукольцевое отверстие
в распределителе 8. От давления жид-
кости создается усилие F на поршни,
которое через шатуны передается на
фланец вала, подшипники 1 и корпус.
Тангенциальная составляющая Ft это-
го усилия создает крутящий момент на
валу гидромотора (рис. 5.2). Значе-
ние крутящего момента определяется
внешней нагрузкой, частота вращения
вала — расходом жидкости, направ-
ление вращения — направлением по-
тока жидкости и отклонением блока от
соосного положения.
Шатунный привод блока цилиндров
накладывает некоторые ограничения
на условия эксплуатации гидромашин.
Насос правого вращения может рабо-
тать как гидромотор левого вращения.
Насосы левого вращения изготавлива-
ются по специальному заказу.
Работа описанной гидромашины в
режиме торможения, когда функции ее
меняются, а направление вращения ва-
ла остается тем же, нежелательна. Гид-
ромашина с карданным приводом бло-
ка цилиндров в этом случае более уни-
версальна.
Аксиально-поршневые гидромашины
с наклонным диском характеризуются
следующими преимуществами по срав-
нению с насосами с наклонным бло-
ком: 1) возможностью работы при бо-
лее высоких давлениях (до 45 МПа);
2) низким уровнем шума; 3) малыми
габаритами; 4) низкой стоимостью;
5) простотой конструкции и ее техно-
логичностью.
По способу установки ротора разли-
чают четыре группы таких гидрома-
5.1. Классификация, особенности кинематики
/7 /5 /5
Рис. 5.3. Гидромашина с установкой
ротора в наружном подшипнике
шин: с центрированием ротора по валу;
с установкой ротора в наружном под-
шипнике (рис. 5.3); с самоустановкой
головки ротора или распределительно-
го диска (рис. 5.4); жесткой конструк-
ции без элементов самоустановки.
Принцип действия гидромашин с на-
клонной шайбой рассмотрим на приме-
ре серийных насосов типа НАС (см.
рис. 5.3). Ротор 7, в котором располо-
жены поршни 13, пружинами 6, 8 и
давлением рабочей жидкости прижат к
опорно-распределительному диску 9,
имеющему два полукольцевых паза.
Последние связаны с соответствующи-
ми каналами корпуса 12, через кото-
рые масло подводится к насосу и отво-
дится от него. Поршни прижимаются к
поверхности установленного на наклон-
ной шайбе 17 диска 16 с помощью брон-
зовых башмаков, завальцованных на
их сферических головках, прижимного
диска 14, сферической втулки 15 и
пружины 6. Через эвольвентное шли-
цевое соединение ротор связан с при-
водным валом 1, установленным в
крышке 4 на радиальном 2 и радиаль-
но-упорном 3 подшипниках. Ротор опи-
рается на роликоподшипник 5, кото-
рый воспринимает радиальные нагруз-
ки, возникающие при взаимодействии
поршней с наклонной шайбой, и позво-
ляет ротору самоустанавливаться от-
носительно торцовой поверхности опор-
но-распределительного диска для ком-
пенсации неточности изготовления де-
талей насоса, а также их износа в про-
цессе эксплуатации.
Вал 1 приводит во вращение ротор и
через муфту 10 вал вспомогательного
насоса 11. Поршни 13 совершают воз-
вратно-поступательное движение в ро-
торе. Ход их определяется углом на-
клона шайбы 17. Когда поршни выдви-
гаются из ротора, их рабочие камеры
через отверстие в роторе и полуколь-
104
5. Аксиально-поршневые гйдромашины
Рис. 5.4. Гидромашина с самоустановкой распределительного диска:
/—приводной вал; 2—наклонная шайба; 3—поршень; 4—блок цилиндров; 5—опорно-распределительный диск
цевой паз диска 9 сообщаются со вса-
сывающей линией, благодаря чему ра-
бочая жидкость всасывается и запол-
няет рабочие камеры. При движении
поршней внутрь ротора объем рабочих
камер уменьшается и рабочая жид-
кость вытесняется в полукольцевой
паз диска 9, связанный с напорной ли-
нией. При наклоне шайбы 17 в проти-
воположную сторону направление по-
тока жидкости изменяется на обратное.
На рис. 5.5 показана обобщенная ки-
нематическая схема аксиально-порш-
невой гйдромашины с одним поршнем.
Вал вместе с упорным диском вра-
щается в опоре с угловой скоростью
®=dq/dt. Вокруг оси ОХ вращается
блок цилиндров с угловой скоростью
(tie=dqbldt. Оси вала и блока цилинд-
ров образуют угол у. Смещение порш-
ня в блоке цилиндров обеспечивается
благодаря связи упорного диска с
поршнем при помощи штока. Изме-
нение подачи насоса обеспечивается за
счет изменения угла у, кинематическая
связь между углом поворота вала ср и
углом поворота блока цилиндров срб—
карданным устройством. Начало отсче-
та угла ср соответствует положению
цилиндра, когда для рассматриваемого
поршня начинается такт всасывания.
Зависимость относительного переме-
щения поршня в цилиндре от угла <р:
х = гд sin у (1 — cos ср) +
+ Z (cos Р — cosp0),
где Гд — радиус расположения голо-
вок шатунов во фланце вала; / — дли-
на шатуна.
5.2. Неравномерность подачи насоса и давления нагнетания
105
Рис. 5.5. Кинематическая схема аксиально-
поршневого насоса
Если пренебречь отклонением р оси
шатуна от оси цилиндра и не учиты-
вать асинхронности углового переме--
щения блока цилиндров относительно
упорного диска, можно получить при-
ближенную зависимость
х = гд siny (1 — cos ср). (5.1)
Формула (5.1) дает удовлетвори-
тельную точность в большинстве инже-
нерных расчетов. Однако расчеты, свя-
занные с анализом индикаторных диа-
грамм, требуют более точных описаний
кинематических характеристик меха-
низмов гидромашин [1].
Для аксиально-поршневых гидрома-
шин с наклонным диском
х = r6tgy(l — coscp),
где гв — радиус окружности располо-
жения цилиндров в блоке.
5.2.	Неравномерность подачи насоса
и давления нагнетания
Рабочий объем аксиально-поршнево-
го насоса
Vo - 0,25nD2zS = AzS,
где D — диаметр поршня; z — число
поршней; S — ход поршня; А — пло-
щадь поршня.
Максимальный ход поршня S полу-
чается при повороте вала из нейтраль-
ного положения на угол <р = л.
Поскольку cos л——1, для аксиаль-
но-поршневой гидромашины с наклон-
ным блоком S = 2rAsiny. Рабочий объ-
ем такой гидромашины
Уо = 2Агдг sin у,
а средняя расчетная подача
QT = Von = 2Агдпг sin у.
Соответственно для насоса с наклон-
ным диском
S = 2гб tg у; QT = ^Ar^nz tg у.
Максимальный угол наклона блока
насоса к нейтрали — 25°, шайбы —
20°. От угла у зависит долговечность
аксиально-поршневой гидромашйны.
Так, например, при уменьшении угла
с 25° до 20° она возрастает почти в 2
раза.
Мгновенная подача жидкости акси-
альным насосом, как и радиальным,
имеет неравномерный, пульсирующий
характер. Она слагается из подач Q-,
обеспечиваемых отдельными поршнями
N цилиндров, соединенных с полостью
нагнетания:
N
Z=1
Мгновенная подача, обеспечивае-
мая одним поршнем насоса с наклон-
106,
5. Аксиально-поршневые гидромашины
ным блоком, приближенно выражает-
ся как
Qi ~ Av0th “
= —ИгдС0 8Шу8Ш[ф1 + (^— 1)ф2],
где Уотн — текущее значение относи-
тельной скорости поршня в цилиндре:
^отн=dx[dt.
Приведенное выражение справедли-
во для насоса с синхронным карданом,
обеспечивающим равные угловые ско-
рости упорного диска и блока цилин-
дров: С0д=С0б = С0.
Мгновенная подача насоса с наклон-
ным блоком
N
Q' = —Лгд® sin у	sin to + (z — О 4>J-
1=1
Так как эта формула не отличается
от аналогичного уравнения для ради-
ально-поршневых машин, то можно
использовать и выражения, получен-
ные для расчета коэффициента нерав-
номерности подачи otq.
При четном числе цилиндров <Tq =
= 1,25/г2, при нечетном — (?q = 5/z2.
Насос с нечетным числом цилиндров
обеспечивает более равномерное по-
ступление рабочей жидкости к потре-
бителю.
Равномерность потока жидкости
зависит и от других факторов: степени
совершенства фазораспределения, си-
стемы регулирования и т. д.
Коэффициент неравномерности по-
тока жидкости для семицилиндрового
насоса составляет 2%. Однако даже
небольшие ее колебания вследствие
инерции и упругости жидкости могут
вызвать значительные колебания дав-
ления.
В теории гидравлического удара
устанавливается, что
dp = (pcMT)dQ, (5.2)
где dp, dQ — изменение соответствен-
но давления и расхода жидкости в
трубе; с — скорость распространения
звука в жидкости; Ат — площадь
проходного сечения трубы.
Пульсация давления может приве-
сти к усталостному разрушению труб,
а также вызывать вибрацию элемен-
тов гидроаппаратуры. Приемлемым
считается коэффициент пульсации
давления, не превышающий 15%. Из
выражения (5.2) видно, что пульса-
ция давления снижается пропорцио-
нально площади проходного сечения
канала.
Хорошие результаты дает установ-
ка в напорной гидролинии емкости
диаметром D в 5 раз большим,
чем диаметр маслопровода, длиной
(5...6)/). Для исключения резонанс-
ных колебаний расстояние I от насоса
до емкости не должно быть равным
длине полуволны пульсирующего дав-
ления: 1=^с!(2f), где f — преобладаю-
щая частота импульсов давления, для
насоса f—nz.
5.3.	Динамический анализ гидромашин
Динамика поршня. Ввиду громозд-
кости точных аналитических зависи-
мостей, описывающих кинематику и
динамику аксиально-поршневых гид-
ромашин, в инженерной практике
пользуются приближенными зависи-
мостями, дающими вполне удовлетво-
рительную точность. Если пренебречь
конечной длиной штока, относитель-
ные скорость иОтн и ускорение аОтН
поршня гидромашины с наклонным
блоком можно получить последова-
тельным дифференцированием выра-
жения (5.1):
^отн = sin у sin со/,
аотн = гда)2 sin у cos со/.
5.3. Динамический анализ гидромашин
107
Осевая сила инерции поршня мас-
сой т
= —/адотн = —sin у cos со/,
центробежная сила
= тгб(о2.
Для насоса с наклонным блоком
здесь необходимо учитывать массу не
только поршня, но и приведенную к
поршневой головое массу шатуна.
Воздействие поршня на стенку ци-
линдра. Сила, передающаяся от порш-
ня на цилиндр, зависит от давления
жидкости и угла наклона шатуна к оси
цилиндра. При работе насоса угол на-
клона шатуна к оси цилиндра периоди-
чески изменяется.
Следствием вращения пары пор-
шень — цилиндр вокруг оси блока
являются наличие центробежной си-
лы, соизмеримой с нормальной к стен-
ке цилиндра составляющей Гр силы
давления жидкости на поршень Г, и
эффект центрифугирования жидкости
в цилиндрах, приводящий к осаждению
загрязняющих частиц на поверхности
цилиндра, удаленной от оси вращения.
На поверхность цилиндра действу-
ют две основные силы (рис. 5.6): бо-
ковая Гр от давления жидкости на пор-
шень и цедтробежная Гц поршня с уче-
том массы шатуна, приведенной к
поршневой головке.
Боковая составляющая от силы
давления жидкости на поршень с до-
статочной степенью точности может
быть определена из выражения
Гр= Fa/l.
На рис. 5.6, б показана проекция
траектории шатунных головок блока
(окружность) и вала (эллипс) на пло-
Z
Рис. 5.6. К анализу работы шатуна:
а—схема сил, действующих на поршень; б—проекция
траектории движения шатунных головок на пло-
скость, перпендикулярную к оси вращения блока
скость, перпендикулярную к оси вра-
щения блока.
Уравнения траекторий точек А и Б
в параметрическом виде:
г/л=гбсоз<р, zA=r6sin<p;
У в — гд cos Ф cos у, zB = гд cos <р.
Проекции силы FB на оси OY и OZ
108
5. Аксиально-поршневые гидромашины
Р рУа-Ув
Р$У~ Р--j-
Р (гб— гД cos у) cos <р,
(5.3)
Г,	JlD2 /	ч .
Ftz	(Гб— Гд) Sin Ф,
центробежной силы
Рпу= т®2ГбС03ф, 1
Fw= mco2r6 sin <р. /
Сила давления поршня на
цилиндра
(5.4)
стенку
Рп— Fp+ ^ц,
а ее модуль
Fn=V^y+F^+(F.z+F^- (5-5)
Угол между вектором Fn и осью OY
а = arctg [(ГРг+ F1W)/(FPJZ+ Гщ,)].
Наибольшее F"n и наименьшее Fn уси-
лия в паре поршень — цилиндр при
такте нагнетания имеют место при
<р = 180° и ф = 270°. Соотношение
этих сил зависит от отношения радиу-
сов расположения сферических головок
шатунов в упорном диске гд и блока
гб. Радиус гб выбирают, исходя из но-
минального рабочего объема и конструк-
ции насоса. Для выбора гд удобно вос-
пользоваться графиком (рис. 5.7), на
котором, согласно уравнению (5.5),
строят зависимости Fn и F„ от гд.
Анализ тангенциальных составляю-
щих давления жидкости на поршень
позволяет определить статическую на-
груженность кардана. Основным ста-
тическим моментом, действующим на
кардан насоса, является момент тре-
ния в распределителе. С целью умень-
шения нагруженности кардана блок
цилиндров насоса повернут на угол
6.= 1...1,5° по ходу вращения
(рис. 5.8, а). Как видно из схемы
(рис. 5.8, б), суммарный момент
сил Ft=Fr68/l противодействует мо-
менту трения, нагружающему кардан.
Таким образом, кардан нагружен ре-
зультирующим моментом, равным раз-
ности указанных моментов:
Л4К= Л1Т—Л4б.
Момент трения примерно можно
определить по зависимости
2о0
где 60 — зазор в паре распределите-
ля; и, г4— соответственно внутрен-
ний и наружный радиусы распреде-
лителя.
Момент сил, противодействующих
моменту трения,
Гбб [P1N + Ро (Z - О.
Устойчивость блока цилиндров. При
работе аксиально-поршневого гидро-
привода может происходить отрыв
блока цилиндров гидромотора от
зеркала торцового распределителя.
Герметичность системы нарушается,
давление в гидролиниях падает до ну-
ля и гидропривод становится не-
управляемым. В связи с этим важно
правильно выбрать максимальную
частоту вращения вала гидромотора
по условиям устойчивости блока ци-
линдров.
На рис. 5.9, а представлена схема
сил и моментов, действующих на ро-
тор гидромашины при работе насоса.
Оторвать блок цилиндров от распреде-
лителя стремятся моменты: центробеж-
ных сил поршней Л4Ц; гироскопиче-
5.3. Динамический анализ гидромашин
109
ский Мт\ боковых сил, действующих на
поршни, Мр.
Момент Мд возникает вследствие
того, что поршни находятся в блоке
на различной высоте относительно его
основания. Боковые силы появляются
в результате отклонения осей шату-
нов от осей цилиндров. Удерживают
блок в рабочем положении две силы:
Fnp — усилие пружины, Fp — резуль-
тирующая гидравлического прижима
и отжима блока.
Пренебрегая силами трения в па-
рах, обозначим
Fnp+ Fp=
Найдем значение момента Мд. Цент-
робежная сила
Гц== m®2r6,	(5.6)
где т — масса поршня с учетом части
массы шатуна, приведенной к поршне-
вой головке.
Проекции центробежных сил на оси.
координат OY и OZ (рис. 5.9, б)
Fyi= Гцсо8срг, F,;= Fusing^. (5.7)
Составляющие Fz попарно (для
поршней 2 и 9, 3 и 7 и т. д.) взаимно
уравновешиваются. Момент Мц со-
здают составляющие Fy:
2
Ma=%Fytht. (5.8)
i= 1
Плечо hi определяется из выраже-
ния
К = Гд sin у cos ф}.	(5.9)
• Подставив выражения (5.6), (5.7),
(5.9) в уравнение (5.8), получим
Z
Мп — та>2гбГд sin у cos%.
2=1
Рис. 5.7. График зависимости усилия в паре
поршень — цилиндр от радиуса расположения
шатунов во фланце вала (для гидромашин с
Го=2ОО см3)
Z
Среднее значение величины ^cos%-
2=1
составляет z/2, поэтому момент центро-
бежных сил
M4=0,5m<a2r6rRzsin у. (5.10)
При повороте регулирующего орга-
на (люльки) со скоростью (ол разви-
вается гироскопический момент
МТ= 1хам>д, (5.11)
где 1Х~ момент инерции блока цилинд-
ров с поршнями относительно оси вра-
щения ОХ: /а=(32.. .40) р/4 • Dy; Dv —
характерный размер: Dv =т/У0.
Момент Л4е определяется раздельным
суммированием моментов, создаваемых
поршнями, связанными с полостью наг-
нетания (Мрх) и полостью всасывания
(Л1ео):
N	г
2	^^yi—^ei + Мр0.
1=1	j=W+l
по
5. Аксиально-поршневые гидромашины
Рис. 5.8. К определению момента на кардане
при угловом смещении блока цилиндров отно-
сительно вала
Момент, создаваемый одним порш-
нем,
= pAht (гб — rR cos у) cos <рг//.
Подставляя в эту формулу значения
hi из выражения (5.9) и суммируя
моменты для всех поршней, связан-
ных с полостью нагнетания, полу-
чим
N
М&1=р!А(гб—гя cos у) гя sin у/l- 2 соз2фг.
i=i
Для обоих полостей
Мр= Лгд5туГб г/дСО57^р1 2 cos2<pj 4-
+ р0 2 cos2<Pi)-
i=W4-l
Если гидропередача используется в
трансмиссии мобильной машины, то
при движении последней накатом ра-
бочее давление в системе pi=po. Сила
прижатия блока к золотнику давле-
нием жидкости
p^AzKp,
где Кр — коэффициент прижима: Кр =
=0,06...0,1 [1].
Таким образом, при движении мо-
бильной машины накатом сила, удер-
живающая блок в рабочем положении,
Гуд= Гпр+ poAzKp.
При работе гидропередачи под на-
грузкой частота вращения вала гидро-
мотора определяется по уравнению
^М= ^нЛо.П^Он/Гом =^в11о.п^0н/(^ом“)>
где т]о.п— объемный КПД гидропе-
редачи; пе — частота вращения вала
двигателя мобильной машины; и —
передаточное число механической
передачи от двигателя мобильной ма-
шины к насосу.
Однако максимальная частота вра-
щения вала гидромотора может зна-
чительно отличаться от рассчитанной
по приведенному уравнению. Рассмот-
рим случай движения мобильной ма-
шины в режиме наката с очень малым
торможением. Гидромотор начинает
подавать жидкость в гидронасос, т. е.
функции гидромашин меняются. Кро-
ме того, двигатель работает не на но-
минальной частоте вращения пе, а
частоте холостого хода. пх.х, которая
5.3. Динамический анализ гидромашин
111
на 120 мин-1 может быть больше пе
(для двигателя Д-80).
Возможно также некоторое увели-
чение частоты вращения двигателя
и сверх указанной. В этом случае
трансмиссия работает в режиме тор-
можения, т. е. полость всасывания
находится под давлением, а полость
нагнетания разгружается. При до-
статочно резком торможении, т. е. ког-
да приведенный к маховику двигателя
момент торможения станет равным
или даже несколько большим момента
торможения двигателя, давление,
поджимающее блок к распределителю,
упадет и гидромотор будет работать
при частоте вращения вала большей,
чем при работе в режиме холостого
хода. Такой случай возникает, когда
машина после движения накатом под
уклон начинает двигаться на подъем.
У двигателя Д-80 при частоте вра-
щения вала, превышающей частоту
холостого хода на 120 мин-1, может
происходить полное отключение пода-
чи топлива. Тогда
тах=^он^н (ихх+ 120)/(ГОМ8М«По.п)>
где п — объемный КПД гидропере-
дачи в режиме торможения.
Значение момента Л1р невелико, а
7ИГ действует при регулировании, и его
влияние на суммарный опрокидываю-,
щий момент Л4опр незначительно. Для
упрощения расчетов введем коэффици-
ент Копр, учитывающий влияние момен-
тов Л1р и Л4Г на суммарный Л40Пр’.
Копр
Мопр/^ц— (Мц+ ^г)/^Ц-
(5.12
По результатам проведенных ис-
следований для гидромашин с рабо-
чим объемом Vq=250 см3 при частоте
вращения вала до 3000 мин-1 К0Пр<
с1,12 (при Мг=0).
Рис. 5.9. Схема расположения сил, отрываю-
щих ротор гидромашины от распределителя
Условие равновесия блока
^опр^С Куд,
где Копр — опрокидывающее усилие:
Копр = КопрМц/гоп; Гоп — р адиус опор -
ной поверхности распределительного
диска; Куд— сила, удерживающая
блок от опрокидывания.
Отношение усилий Куд и К0Пр пред-
ставляет собой коэффициент запаса
устойчивости блока по усилию:
^F~ ^уд/^опр-
112
5. Аксиально-поршневые гидромашины
• Однако при рассмотрении вопроса
о форсировании гидромашины удоб-
нее пользоваться коэффициентом за-
паса не по усилию, а по частоте вра-
щения вала:
^П = ^кр/^*
При п = Пкр опрокидывающее уси-
лие также достигает критического зна-
чения и
Лшр— F уд-	(5.13)
Из выражений (5.10)...(5.13) полу-
чим условие для расчета критической
угловой скорости вращения вала гид-
ромашины
ао)кр+ 6о)кр+с=0,
где a = 0,57<onpmr6V sin у; &=/хо)л;
о>л — угловая скорость вращения
ЛЮЛЬКИ J С ~~ (Fnp + F'pjfon.
Отсюда значение критической угло-
вой скорости вращения вала гидро-
машины, при превышении которой
произойдет отрыв блока от золотника,
®кр= (& + г Ь2— 4ас)/(2а).
5.4.	Обеспечение устойчивости блока
цилиндров роторных аксиально-
поршневых гидромашин
Работа объемной гидромашины в
трансмиссии мобильной машины ха-
рактеризуется рядом особенностей,
определяемых связью гидропривода с
ДВС. Эта связь обусловливает необ-
ходимость малого пускового момента
и устойчивой работы гидромашин при
высокой угловой скорости вращения
вала: первое — из-за жесткой кине-
матической связи их с ДВС, послед-
нее — из-за значительного повышения
угловой скорости вращения валов
гидромашин при частоте вращения
вала двигателя выше номинальной, а
для вала гидромотора — и из-за обра-
тимости гидропривода.
Наибольшее влияние на устойчи-
вость работы аксиально-поршневых
гидромашин трансмиссии оказывает
режим движения мобильной машины
с максимальной скоростью без нагруз-
ки и торможения двигателем. Основ^
ной причиной нарушения нормальной
работы гидропривода в этом случае
является отрыв блока цилиндров гид-
ромашины (чаще гидромотора) от
зеркала торцового распределителя.
Рассмотрим условия удержания
блока гидромашины в рабочем поло-
жении.
Используя уравнения (5.10) и (5.12),
получим усилие, стремящееся оторвать
блок от золотника:
^опр~	siп у/(2гоп). (5.14)
Из уравнения (5.14) видно, что
усилие Гопр для регулируемой гидро-
машины зависит от двух переменных:
угловой скорости вращения вала гид-
ромашины со и угла наклона оси бло-
ка к оси вала у.
На рис. 5.10 и 5.11 представлены
зависимости Fonp от о и у для гидро-
машин, работающих в трансмиссии в
режиме насоса и гидромотора. Кри-
вая Fonp.H («н» — насос, «м» — мотор)
построена для насоса при у= const
(см. рис. 5.11). Кривая опрокиды-
вающего момента гидромотора имеет
более сложный вид. При последова-
тельном регулировании гидромашин
(увеличении угловой скорости вра-
щения выходного вала гидропривода
сначала за счет регулирования насо-
са, а затем гидромотора) в зоне регу-
лирования скорости насосом кривые
Fonp.H и Лшр.м совпадают. При даль-
нейшем увеличении скорости за счет
регулирования гидромотора закон из-
5.4. Обеспечение устойчивости блока цилиндров роторных гидромашин
ИЗ
менения Fonp.M приближается к линей-
ному.
Действительно, угловая скорость
вращения вала регулируемого гидро-
мотора
(,)M.HOM*sin'ymax/sin'y. (5.15) -
Подставляя выражение (5.15) в
формулу (5.14), для гидромотора по-
лучим линейную зависимость FOnp
ОТ (О!
[^ОП.р~ Л^опр^^^ном sin?maJW/(2ron).
Для удержания блока гидромашин
в рабочем положении в его централь-
ную расточку устанавливают пружи-
ну. Недостатком такого конструктив-
ного решения является то, что усилие
поджима блока к золотнику не зави-
сит от угловой скорости вращения
блока. При малых скоростях враще-
ния и в момент пуска, когда масло
выдавливается из рабочего зазора,
это усилие значительно превышает
необходимое и оказывает отрицатель-
ное воздействие на работу пары рас-
пределителя. Кроме того, при связи
гидромашины (особенно высокоскоро-
стной) с ДВС затрудняется запуск
последнего, так как для устойчивой
работы усилие пружины блока долж-
но быть значительным.
При росте угловой скорости враще-
ния вала гидромашины наступает
такой момент, когда усилия пружины
не хватает для удержания блока в
рабочем положении. Пересечение ли-
ний Копр и Кпр дает значение ®кр. За-
кон изменения удерживающего уси-
лия, выраженный прямыми Кпр.н и
Кпр.м. не является идеальным. Опти-
мальным для нерегулируемых гидро-
машин и вполне удовлетворительным
для регулируемых следует считать
Рис. б. 10. Зависимость отрывающих и удержи-
вающих усилий блока цилиндров аксиально-
поршневой гидромашины от частоты вращения
ее вала
Рис. 5.11. Зависимость опрокидывающего FOnp
и удерживающего Fys усилий от угла наклона
блока цилиндров гидромашины
закон нарастания удерживающего
усилия
Куд=а<о2+с, (5.16)
где а, с — постоянные величины.
Для насоса нарастание удержи-
вающего усилия должно происходить
по кривой Куд-н, для гидромотора —
по кривой Куд.м, проходящим соответ-
ственно ВЫШе КРИВЫХ КОпр.н И Копр.м
(см. рис. 5.10). Этому условию удов-
8. Зак. 670
114
5. Аксиально-поршневые гидромашины
Рис. 5.12. Гидромашина, обеспечивающая из-
менение усилия прижима по ломаной линии
летворяет центробежный механизм,
обеспечивающий малое удерживаю-
щее усилие при небольшой скорости
вращения вала гидромашины и увели-
чение его с ростом (i> таким образом,
чтобы оно всегда было больше опро-
кидывающего усилия.
Расчет удерживающего усилия, со-
здаваемого клиновым центробежным
механизмом, можно производить по
формуле
cos -ф— / sin -ф sjn л
sin ч|>+ / cos ф z
где z — число грузов; тГ — масса од-
ного груза; и, г% — соответственно
наружный и внутренний радиус груза;
ф — угол клина; f — коэффициент
трения клиновой пары.
Размещение механизма в централь-
ной расточке блока не вызывает уве-
личения габаритов и массы гидрома-
шины, а также потерь энергии на пе-
ремешивание масла. Выполнение
грузов в виде клиньев обеспечивает
создание усилия, достаточного для
удержания блока в рабочем положе-
нии. Для гидромашины с рабочим
объемом Vo=200 см3 при ®=314 с-1
и суммарной массе всех грузов 360 г
оно составляет 1920 Н.
Еще большее сближение характери-
стик Еуд.н и Гопр.м возможно для гид-
ромашины, обеспечивающей измене-
ние усилия прижима по ломаной ли-
нии: по Еуд.н от нуля до пересечения с
линией Гуд.м и далее по линии FyaM.
Механизм, удовлетворяющий этому
условию, показан на рис. 5.12.
Вращающийся блок цилиндров 7
аксиально-поршневой регулируемой
гидромашины прижимается к торцу
неподвижного распределителя 8 цент-
робежной силой грузов 10 и 1, поме-
щенных в центральной расточке бло-
ка. С торцовым распределителем
связана ось 3, на которой на подшип-
нике 4 установлен подвижный в
осевом направлении блок цилиндров
7. Втулка 5 прижата к блоку цилинд-
ров пружиной 9 и упирается в наруж-
ную обойму подшипника 4. На этой
втулке установлена часть центробеж-
ных грузов 10, упирающихся в блок
цилиндров 7. Втулка 11 расположена
на втулке 5 и прижата к ней пружиной
2. На втулке 11 шарнирно закрепле-
на другая часть центробежных грузов
10. Пружина 9 рассчитана на уси-
лие, достаточное для того, чтобы блок
цилиндров не отходил от распредели-
теля во время пуска.
При работе гидромашины вращает-
ся блок цилиндров 7. Под действием
центробежных сил грузы 10 и 1 пово-
рачиваются вокруг шарниров и со-
здают дополнительное усилие прижи-
5.4. Обеспечение устойчивости блока цилиндров роторных гидромашин
115
ма блока цилиндров 7 к зеркалу тор-
цового распределителя 3, зависящее
от частоты вращения блока.
При достижении определенной
угловой скорости вращения, опреде-
ляемой усилием пружины 2, грузы 10
поворачиваются вокруг шарниров и
упираются во внутреннюю поверх-
ность 6 блока цилиндров 7. С этого
момента наращивание осевого уси-
лия происходит только под действием
грузов /, что позволяет значительно
сблизить характеристики прижимаю-
щего и опрокидывающего усилий.
Для регулируемой гидромашины,
работающей в режиме насоса (со==
= const, y=var), Fonp.H линейно за-
висит от у (см. рис. 5.11). Для регу-
лируемого гидромотора ((o==var, у=
=var) имеем гиперболическую за-
висимость
Fonp.M ~ -^опр^^ном^б^Д^ siH2Tmax/(2^on X
Xsin у)^с/у.
Для удержания блока насоса в ра-
бочем положении при возрастании у
предложен механизм (рис. 5.13), уве-
личивающий Гуд.н (для насоса) или
уменьшающий Руд.м (для гидромото-
ра)-
На валу 2 установлен блок цилинд-
ров 3, имеющий возможность смещать-
ся в осевом направлении и поджимае-
мый к торцовому распределителю 1
тарельчатой пружиной 4. На пружину
опирается стакан 5, находящийся в
контакте с кулачковым упором 6, ко-
торый через подшипник 7 опирается
на втулку 8, Втулка установлена в
центральной расточке качающейся
шайбы 9 и опирается на бурт рычага
управления 10.
При нулевом рабочем объеме гидро-
машины, когда угол у наклона шайбы
9 равен нулю, опрокидывающий мо-
8»
Рис. 5.13. Гидромашина с переменным усилием
прижима в зависимости от угла регулирования
мент, действующий на блок 3 вслед-
ствие его динамической неуравнове-
шенности, также практически равен
нулю. Для прижима блока к распре-
делителю 1 достаточно небольшого
усилия предварительной затяжки
пружины 4, которое обеспечивается
поджатием ее при помощи рычага
управления 10, ввинчиваемого в шай-
бу 9.
При увеличении угла у происхо-
дит возрастание опрокидывающего
момента, и для предотвращения отры-
ва блока от распределителя необходи-
мо соответствующее увеличение уси-
лия прижима, которое достигается за
счет дополнительного поджатия пру-
жины 4 кулачковой парой стакан 5 —
упор 6.
Жесткость пружины и профиль
поверхностей стакана 5 и упора 6
116
5. Аксиально-поршневые гидромашины
могут быть подобраны так, чтобы
усилие прижима соответствовало оп-
рокидывающему моменту при изме-
нении угла у. Этот механизм может
быть использован в получивших ши-
рокое распространение гидромашинах
с качающейся шайбой.
С целью создания нормального
скоростного режима (особенно с изме-
нением усилия прижима блока в зави-
симости от у) гидромашин, предназна-
ченных для работы с ДВС, за расчет-
ную угловую скорость вращения вала
следует принимать не максимально
допускаемую < (паспортную) (отах, а
вычисленную по приведенным ниже
зависимостям.
Расчетная угловая скорость враще-
ния вала гидромотора
С0м= С0м тах * й>е/(0т * Ло,п>
где (ое — угловая скорость вращения
вала двигателя при номинальной
мощности; (от — то же, при работе в
режиме торможения двигателем; т]0.п—
объемный КПД гидропередачи.
За расчетную угловую скорость
вращения вала насоса следует выби-
рать меньшее из двух значений:
(0^= C0M max *	’ ^ом/^он ’ Ло.п
ИЛИ
С0и~ шах’^е^т'
При установке на тягово-транспорт-
ные средства гидромашины с регули-
рованием ^уд=^уд(т) необходима
корректировка расчетной угловой ско-
рости вращения ее вала по приведен-
ным выше зависимостям.
Таким образом, выполнение гидро-
машин с регулированием Т^уд по любо-
му из рассмотренных законов обеспе-
чивает следующее усилие сжатия па-
ры распределителя: небольшое при
пуске и оптимальное в режиме номи-
нальных угловых скоростей вращения
вала гидромашины; для гидромашин с
^уд=^(о)) —достаточное, чтобы удер-
жать блок цилиндров в рабочем по-
ложении при угловой скорости враще-
ния выше номинальной.
5.5.	Порядок проектирования и
расчета основных параметров
Общий порядок расчета. Для про-
ектирования аксиально-поршневой
гидромашины необходимо знать мо-
мент 7ИМ на валу гидромотора и ча-
стоту его вращения. Номинальное
рабочее давление р задают исходя из
анализа аналогов аксиально-поршне-
вых гидромашин. Порядок расчета
следующий [3].
1.	Определяют рабочий объем гид-
ро мотор а:
^ом=2 лЛ1 м/ (pt]rM),
где т]гм — гидромеханическйй КПД.
2.	Вычисляют расход рабочей жид-
кости в гидромоторе:
Qm~ ^ом^/Ло*
3.	Находят необходимую подачу на-
соса:
Qh~ Qm*
4.	Задают частоту вращения вала
насоса. Для насосов, работающих в
гидросистемах с подпиткой, частота
вращения вала может быть в 1,3...1,5
раза выше, чем для насоса без подпо-
ра жидкости на всасывании. При ча-
стотах вращения, выше общеприня-
тых, КПД насоса будет уменьшаться.
Повысить его можно, проектируя гид-
ромашину для работы с сухим, не за-
полняемым рабочей жидкостью кар-
тером.
5.5. Порядок проектирования и расчета основных параметров
117
5.	Определяют рабочий объем насо-
са:
^0н= Сн/(^нЛо)
и уточняют его по ГОСТ 13824—80.
В случае необходимости производят
перерасчет исходных параметров.
Далее находят геометрические па-
раметры аксиально-поршневой гидро-
машины.
6.	Диаметр поршня и число цилинд-
ров z выбирают исходя из рабочего объ-
ема гидромашины: D =(1,4 .. .1,5)х
X V К>/(22 tg у), ПРИ рабочем объеме гид-
ромашины до 100 см3 2 = 7,100...
250 см3—9, свыше 250 см3—11.
7.	Толщину стенки между цилинд-
рами принимают равной 0,2d, между
цилиндрами и наружной поверхно-
стью блока — 0,3d. Диаметр окруж-
ности расположения осей цилиндров
Dq— (0,35...0,4)£>z, наружный диаметр
блока £>р=Дб+1,6£>.
Расчет распределителя. Торцовый
распределитель аксиально-поршневых
гидромашин выполняется, как пра-
вило, в виде плоского или сферическо-
го диска с двумя полукольцевыми
окнами, соединяющими блок с поло-
стями нагнетания и всасывания.
В течение одной половины оборота
вала каждый цилиндр соединен со
всасывающим окном, в течение дру-
гой — с нагнетательным. Ширина
перемычки между окнами (рис. 5.14)
обычно составляет s= (1,1...1,2)£, где
t — длина окна в донышке цилиндра.
С целью улучшения качества рабо-
чего процесса в насосах (гидромото-
рах) одностороннего вращения поло-
жительное перекрытие рабочих окон
выполняют лишь с одной стороны в
направлении вращения (рис. 5.15).
При переходе из зоны всасывания в
зону нагнетания жидкость предвари-
Рис. 5.14. Схема окон распределителя
Рис. 5.15. Распределитель гидромашины одно-
стороннего вращения
тельно сжимается на участке <рь что
способствует устранению «заброса»
давления в момент соединения запер-
той полости с полостью нагнетания,
снижению шума, увеличению долго-
118
5. Аксиально-поршневые гидромашины
вечности машины. Угол перекрытия
Ф1 рассчитывают по зависимости
<Pi = arccos Г1-—------(pi— ро)].
L	/СЛГд Silly
где V — объем жидкости в цилиндре
при ф=180°; К—модуль упругости
жидкости; А— площадь поршня; у —
угол наклона оси блока к оси вала.
Плавное снижение давления при
переходе жидкости из зоны нагнета-
ния в зону всасывания обеспечивается
за счет угла перекрытия
Г V' ( All
<p2= arccos —-—:----(рх— ро)—1 ,
L КАгЛ sin у
где V' — объем жидкости в цилиндре
при давлении pi и <р=0.
Для обеспечения безударного пере-
хода жидкости из полости всасывания
в полость нагнетания и наоборот в уз-
ле распределения выполняют дрос-
сельные канавки (см. рис. 5.14), дли-
на которых определяется углом q/ =
= 8...10°, ширина—1...2 мм. Устрой-
ство канавок менее эффективно, чем
смещение угла нейтрали, однако при-
менимо в гидромашинах двухсторон-
него вращения.
Площадь окна цилиндра выбирают
такой, чтобы скорость жидкости в нем
не превышала более чем в 2,2...2,5
раза среднюю скорость поршня. Для
насосов с подпиткой наибольшая ско-
рость жидкости не должна быть более
8 м/с, для самовсасывающих насо-
сов — 3 м/с. Ширину распределитель-
ных окон выбирают равной (0,4...
0,5) Р, ширину уплотнительных пояс-
ков—0,1257). Учитывая, что интен-
сивность изнашивания поясков неоди-
накова, ширину внутреннего пояска
принимают равной 0,75...0,8 от шири-
ны наружного.
Уточненный расчет параметров рас-
пределителя выполняют с учетом сил,
действующих в стыковом зазоре. На
блок цилиндров со стороны поршней
направлено усилие Fpl, прижимающее
блок к распределителю, со стороны
распределителя — Fit отжимающее
блок. При вращении блока эти силы
не остаются постоянными, так как с
полостью высокого давления связаны
то (z+l)/2, то (z—1)/2 поршней. Ра-
счет усилий достаточно произвести по
любому из этих вариантов. Если с
полостью высокого давления связаны
(z—1)/2 поршней (зона нагнетания),
усилие прижима
Fpl=nD2/4
а отжимающее усилие
= [л (НН ИРМ
(rl-rH
+HHri)/’n]
г —1
2z
Для нормальной работы распреде-
лителя необходимо, чтобы соблюда-
лось условие F\>F2. Оценку распре-
делителя производят по коэффициен-
ту поджима, определяемому в процен-
тах: т = (Т7!—F2) /Fi • 100.
Для пары сталь — бронза значение
т составляет 10%, иногда его дово-
дят до 30%. С уменьшением т сни-
жается надежность работы распреде-
лителя, с его увеличением возрастает
контактное давление в паре трения и
соответственно уменьшается долго-
вечность распределителя. Контакт-
ное давление
рк= (Л— Fi)lAK,
где Лк — площадь пятна контакта
пары распределителя.
Площадь Лк увеличивают за счет
5.5. Порядок проектирования и расчета основных параметров
119
устройства дополнительного опорного
пояса 1 (см. рис. 5.15), отделенного
от внешнего уплотнительного пояска
2 дренажной канавкой 3, соединен-
ной со сливом каналом 4,
Уменьшение периметра утечек, ра-
диуса трения распределителя и габа-
ритов насоса достигается при гСр<^б-
Но тогда равнодействующая опорно-
го давления смещается от центра
опорной поверхности, что вызывает
перекос пары распределителя, сни-
жается его долговечность и ускоряет-
ся изнашивание рабочих поверхнос-
тей.
При гСр=Гб и увеличенной ширине
наружного уплотнительного пояска
расположение точки приложения рав-
нодействующей реактивного давле-
ния относительно центра опоры более
благоприятно.
Уменьшение гСр достигается про-
ще всего в сферическом распредели-
теле. При максимально возможном
удалении от распределителя радиаль-
ной опоры блока (рис. 5.16) плечо b
силы F2 (меньшей) больше плеча а
силы Fi (большей), и при равенстве
моментов Fxa = F2b точка приложения
равнодействующей опорного давле-
ния оказывается в центре опорной по-
верхности. Радиальная составляющая
воспринимается радиальной опорой
блока (точка О).
Гидростатические опоры поршней
аксиально-поршневых машин с на-
клонной шайбой рассчитываются по
этому же принципу превышения сил
прижима над силами отжима.
Материалы и основные технологи-
ческие требования к изготовлению
деталей. Скользящими парами акси-
ально-поршневых гидромашин обыч-
но являются сталь — бронза, сталь —
латунь. Латунь должна быть специ-
ального состава (включать никель).
Рис. 5.16. Схема сил, действующих в сфериче-
ском распределителе:
Fi—сила прижима; F2—сила отжима; Fz—результиру-
ющая сил F\ и F2; F4, F5 — составляющие р3; cl —
плечо силы Fi; О—радиальная опора блока; Ь —
плечо силы F2
Для распределительной пары приме-
няют сочетание оловянистых бронз
типа ОСН-10-2-3, ОСН-11-4-3 со ста-
лями Х12Ф1, ХВГ, 38ХМЮА.
Блоки малых насосов изготавли-
вают целиком из бронзы (оловянистой
или сурмянистой), больших насосов—
из стали 12ХНЗА с последующей за-
прессовкой или наплавкой бронзы.
Твердость рабочих поверхностей дета-
лей из сталей — не мёнее 60 HRC3.
Для уменьшения скорости изнашива-
ния рабочие поверхности распредели-
теля покрывают тонким слоем серебра,
индия, свинца и др.
Поршни изготовляют из сталей
ШХ15, 38ХМЮА, 12ХНЗА, а работаю-
щие по стальной поверхности — из
проката бронзы АЖ9-4 или бериллие-
вых бронз. Однако применение брон-
зовых поршней нежелательно из-за
больших их температурных деформа-
ций. Обработку рабочих поверхностей
распределителя производят до Ra=
= 0,62...0,31 мкм, поршневой пары —
120
5. Аксиально-поршневые гидромашины
Яо=0,16...0,04 мкм. Рабочий зазор в
поршневой паре составляет 0,01...
0,02 мм. Непрямолинейность рабочих
поверхностей распределителя — не
более 0,005 мм. При этом выпуклость
поверхностей не допускается.
Особое внимание обращают на
качество завальцовки сферических
головок шатунов и поршней. Люфты
в этих соединениях недопустимы, так
как при знакопеременных динамиче-
ских нагрузках они быстро увеличива-
ются.
5.6.	Направления совершенствования
аксиально-поршневых гидромашин
Уровень совершенства многих со-
временных мобильных машин опреде-
ляется степенью их гидрофикации.
С повышением мощности гидроприво-
дов растут требования к их техниче-
ским показателям. Расширение сфе-
ры применения аксиально-поршневых
гидромашин объясняется их наиболее
полным соответствием этим требова-
ниям. Для стационарных установок
используют преимущественно гидро-
машины с наклонной шайбой, для
мобильных машин, работающих в
средних и тяжелых условиях,— с на-
клонным блоком. Перспективным счи-
тается применение гидроприводов, со-
стоящих из аксиально-поршневого на-
соса с наклонной шайбой и аксиально-
поршневого гидромотора с наклонным
блоком.
Основными направлениями совер-
шенствования аксиально-поршневых
гидромашин являются:
увеличение удельной мощности за
счет повышения рабочего давления
жидкости и частоты вращения вала;
повышение надежности работы и
долговечности, в том числе при про-
должительной работе в условиях вы-
соких нагрузок;
повышение КПД во всем диапазоне
изменения рабочих параметров;
расширение типоразмерных рядов
(с рабочим объемом от 10 до 1000 см3);
увеличение диапазона изменения
частоты вращения вала;
снижение уровня шума;
улучшение пусковых качеств и сни-
жение минимально допустимой часто-
ты вращения;
обеспечение возможности работы
на негорючих жидкостях.
По критерию наименьшей стоимо-
сти максимальное давление жидкости
в гидромашинах должно быть 40...
45 МПа. При этом достигаются хоро-
шие показатели по их материалоемко-
сти. Однако зона максимального КПД
остается в области более низких дав-
лений, и перемещение ее в область
высоких давлений — задача техни-
чески сложная.
Кроме увеличения мощности, повы-
шение частоты вращения вала гидро-
машин, устанавливаемых в мобиль-
ных машинах, связано с необходи-
мостью соединения насосов непосред-
ственно с коленчатым валом двигате-
лей внутреннего сгорания. На 20...
30% частоту вращения вала насоса
можно увеличить за счет создания
избыточного давления жидкости во
всасывающей гидролинии, а в 1,5...2
раза — за счет применения центро-
бежного механизма прижима блока
цилиндров и пластины, прижимающей
гидростатические башмаки к упорному
диску. Использование центробежного
прижима позволяет попутно решить
и ряд других задач; улучшить пуско-
вые качества и обеспечить более устой-
чивую работу гидромотора при низких
частотах вращения вала, повысить его
5.6. Направления совершенствования аксиально-поршневых гидромашин	121
долговечность, КПД (особенно в ре-
жиме низких частот вращения и дав-
лений), увеличить надежность работы
в режимах высоких скоростей враще-
ния вала.
Использование аксиально-поршне-
вых гидромашин для работы на него-
рючих и трудновоспламеняющихся
жидкостях является актуальной за-
дачей, так как она связана с обеспе-
чением безопасности обслуживающе-
го персонала. Однако давление, ча-
стота вращения вала, гарантированный
срок службы машины при использо-
вании этих жидкостей снижаются на
25...30 %.
6
ПЛАСТИНЧАТЫЕ ГИДРОМАШИНЫ
6.1.	Классификация, принцип действия
Пластинчатым называют роторный
насос, в число рабочих органов которо-
го входят вытеснители, выполненные в
виде пластин. Рабочие камеры плас-
тинчатого насоса образованы рабочими
поверхностями ротора, статора, двух
смежных пластин и боковых крышек.
Пластинчатые насосы и гидромото-
ры отличаются простотой и надежно-
стью конструкции, а также компактно-
стью и малой массой. Они разделяются
на машины однократного и много-
кратного действия. В машинах од-
нократного действия за один оборот
вала происходит один цикл работы,
включающий процессы всасывания и
нагнетания. В машинах двух-, трех-
кратного и более действия за один обо-
рот вала совершаются соответственно
два, три и более циклов работы.
Машины однократного действия бы-
вают регулируемыми и нерегулируемы-
ми. Машины многократного действия
выполняются только нерегулируемыми.
Когда требуется обеспечить поступ-
ление в гидросистему двух независи-
мых потоков рабочей жидкости, приме-
няются сдвоенные насосы.
Пластинчатые гидромашины могут
быть реверсивными и нереверсивными.
Основными частями простейшего
пластинчатого насоса (рис. 6.1, а) яв-
ляются вращающийся ротор 4, поме-
щенный с эксцентриситетом е в непо-
движном кольце статора 3. В пазах ро-
тора находятся пластины 2. На боко-
вых крышках корпуса или в статоре
выполнены два окна 1 и 5, соединенные
с всасывающей и нагнетающей магист-
ралями. Угловой размер а перемычки
между окнами должен быть не меньше
углового размера между двумя сосед-
ними пластинами, т. е. а^2л/г, где
z — число пластин.
Во время работы насоса пластины
постоянно прижимаются к статору цен-
тробежными силами. Поскольку ротор
4 помещен в кольце статора 3 с эксцен-
триситетом, пластины совершают слож-
ное движение: вращаются вместе с ро-
тором и движутся возвратно-поступа-
тельно в пазах. При вращении ротора,
например по часовой стрелке, рабочие
камеры, расположенные слева от вер-
тикальной линии, сообщаются со вса-
сывающим окном А Их объемы увели-
чиваются, рабочая жидкость поступает
под давлением pi в рабочие камеры.
Так происходит процесс всасывания.
Рабочие камеры насоса, расположен-
ные справа от вертикальной линии, со-
общаются с нагнетательным окном 5.
Их объемы уменьшаются, и находя-
щаяся в них рабочая жидкость вытес-
няется под давлением через окно 5
на выход из насоса и далее в напорную
линию. Так происходит процесс нагне-
тания.
В зоне перемычек между окнами
объемы рабочих камер практически не
изменяются. Таким образом, за один
оборот ротора из всасывающего окна
6.1. Классификация, принцип действия
123
в нагнетательное переносится z объ-
емов жидкости, характеризуемых раз-
ностью максимального и минимального
ее объемов между пластинами. При-
ближенно эту разность можно предста-
вить как объем участка кольца со сред-
ним радиусом /?ср=/? = га + е, высо-
той 2е и шириной Ъ за вычетом объема
пластин толщиной $. Здесь R — радиус
статора, га — активный радиус ротора,
равный сумме радиуса ротора г и ми-
нимального зазора между ротором и
статором. При этом рабочий объем гид-
ромашины однократного действия мож-
но определить по формуле
VQ=2eb(2nR— zs). (6.1)
Из уравнения (6.1) следует, что ра-
бочий объем насосов однократного дей-
ствия прямо пропорционален эксцен-
триситету е, который можно изменять,
если центр статора О' перемещать от-
носительно центра ротора О. При сов-
падении центров статора и ротора ра-
бочий объем насоса равен нулю, а при
переходе центра О' статора через центр
вращения ротора О изменяется знак е
и направление потока жидкости.
Объемная подача насоса
Q = VQn =2eb (2л7?— zs) /г,
где п — частота вращения ротора.
Применяются также пластинчатые
гидромашины с цапфенным распреде-
лением жидкости (рис. 6.2). Напорное
1 и всасывающее 2 окна размещены в
неподвижной цапфе 3. С рабочими ка-
мерами эти окна соединены радиаль-
ными отверстиями 4 в роторе 5. Ротор
имеет с валом торцовое соединение.
Изменение подачи осуществляется пу-
тем перемещения статора 6.
В пластинчатом насосе двухкратного
действия (рис. 6.3) ротор 1 с пласти-
нами 2 охвачен статором 5 специаль-
ного профиля. За один оборот ротора
Рис. 6.1. Схема пластинчатого насоса (а) и его
условное обозначение (б)
4
две любые соседние пластины совер-
шают два рабочих цикла, перемещая
жидкость через окна 7 и 9, разделен-
ные перемычкой <8, а затем окна 11 и
4, разделенные перемычкой 3. Окна 7
и 11, а также 9 и 4 соединены попало
между собой и далее со всасывающей
(pj и нагнетающей (р2) магистраля-
ми.
Участки статора ai и а2, соответст-
вующие перемычкам 8, 3, 10 и 6, опи-
саны дугами окружностей радиусами
/?i и /?2, проведенными из центра'рото-
ра О. Профиль участков статора меж-
ду перемычками описан лекальными
кривыми, обеспечивающими плавное
изменение скорости движения пластин
во избежание ударов их о статор. Бла-
124
6. Пластинчатые гидромашины
Рис. 6.2. Схема пластинчатого насоса с цап-
фенным распределением жидкости
11
6
Рис. 6.3. Схема пластинчатого насоса двухкрат-
ного действия
годаря такой форме статора объем
жидкости между двумя пластинами во
время перемещения ее по перемычкам
не изменяется, чем устраняются пуль-
сация давления и шум, которые имеют
место при изменении этого объема
жидкости. Улучшение герметичности
достигается, когда углы ои и а2 боль-
ше углов между пластинами.
Рабочий объем машины определя-
ется выражением
Т?2) [(7?х+ Т?2) л - zS].
В пластинчатом гидромоторе крутя-
щий момент Mi на валу 3 (рис. 6.4)
создается при подводе рабочей жидко-
сти под давлением в рабочую камеру
в результате различия усилий на плас-
тины 1 и 2, находящиеся у перемычек с
обеих сторон от нагнетательного ок-
на 4\
Mi= р (Л1/х— Л2/2),
где р — давление жидкости в рабочей
камере; Alf Д2 — рабочая площадь
пластины 1 и 2; Zb /2— плечо действия
соответствующих равнодействующих
сил давления жидкости.
Полный крутящий момент равен
сумме моментов, возникающих возле
каждого нагнетательного окна.
Произведение рабочей площади
пластины на плечо действия равнодей-
ствующей сил давления жидкости —
величина переменная, зависящая от
числа пластин и угла поворота ротора.
Для гидромоторов однократного дей-
ствия с нечетным числом пластин из-
менение крутящего момента в зависи-
мости от угла поворота ротора может
быть записано в виде
М= pbRe [cos ф cos (ф — ф)], (6.2)
где ф — угол поворота ротора; ф =
= л(г—1) /г при изменении ф от л/г
до нуля и ф = л(г+1)г при изменении
Ф от нуля до —л/г.
Для гидромоторов с четным числом
пластин крутящий момент изменяется
по закону косинуса при изменении уг-
ла ф от —nlz до +л/г:
М =2pbRecosq. (6.3)
Из рис. 6.5 следует, что при поворо-
те ротора гидромотора с нечетным чис-
лом пластин на угол ф = ±л/г крутя-
щий момент минимален, а при ф =
6.1. Классификация, принцип действия
125
= ±л/(2г) — достигает максимально-
го значения:
^min~ pbRc [1“|“ COS (л/z)], |	>6 4)
м max = 2pbRe cos [n/(2z) ]. J
Для гидромотора с четным числом
пластин минимальное и максимальное
значения крутящего момента находим
из уравнения (6.3) при соответствую-
щих углах ф = ±л/г и ф = 0:
Mmin=2pbRe cos (л/z),
•^4 max ~ ^pbRe.
(6.5)
Неравномерность крутящего момен-
та оценивается коэффициентом
Одо = 2(Л1гаах ^min)/(^max“b ^min)’
Подставив в это уравнение пооче-
редно выражения (6.4), а затем (6.5),
получим для гидромоторов с нечетным
числом пластин
(TM=2tgW(4z)]^l,25/z2;	(6.6)
для гидромоторов с четным числом
пластин
o^=2tgW(2z)] ^5/z2.	(6.7)
При энергетических расчетах поль-
зуются теоретическим (средним за 1
оборот вала) моментом
Мт=рУ0/(2л).
Из уравнений (6.6) и (6.7) видно,
что коэффициент неравномерности кру-
тящего момента для гидромоторов с
нечетным числом пластин значительно
меньше, чем для гидромоторов с чет-
ным числом пластин. Для уменьшения
неравномерности крутящего момента
необходимо увеличивать число плас-
тин.
В гидромоторах двухкратного дейст-
вия развиваемый крутящий момент
Рис. 6.4. Схема образования крутящего мо-
мента в пластинчатом гидромоторе
Рис. 6.5. Изменение крутящего момента гидро-
мотора в зависимости от угла поворота ротора
равен удвоенной разности моментов
сил давления рабочей жидкости на две
пластины, из которых одна контакти-
рует со статором на участке большего
радиуса /?ь а вторая — меньшего R2
(см. рис. 6.3).
Теоретический крутящий момент,
развиваемый гидромотором двухкрат-
ного действия,
а с учетом толщины пластины
Мт= (Кх- RJ [л (7?,+ RJ- ZS].
Л
Гидромоторы двухкратного действия
являются нерегулируемыми.
126
6. Пластинчатые гид Ромашины
6.2.	Потери мощности и
неравномерность подачи
пластинчатого насоса
Потери мощности в пластинчатых
гидронасосах и гидромоторах включа-
ют потери: а) на трение рабочей жид-
кости; б) на механическое трение плас-
тин о статор, о боковые диски, в пазах
ротора и в подшипниках; в) вследствие
утечек рабочей жидкости.
Пластинчатые насосы характеризу-
ются удовлетворительной всасываю-
щей способностью и могут работать без
подпора жидкости перед входом в на-
сос. Минимальное допустимое давле-
ние pi и максимальная частота враще-
ния ротора Птах определяются для них
суммарными потерями давления при
прохождении жидкости от входа в на-
сос до полости рабочей камеры. Подво-
дящие каналы и подводящие окна в
корпусе насоса выполняют всегда
большими и они характеризуются ма-
лым гидравлическим сопротивлением.
Наиболее существенными являются
потери давления жидкости на входе ее
во вращающуюся камеру между плас-
тинами Д/7вх.
Вторыми по значимости являются
потери давления на преодоление цен-
тробежных сил вращающейся в каме-
рах жидкости Дро, которые действуют
навстречу втекающему потоку и долж-
ны преодолеваться за счет давления
жидкости pi. При этом в камере насо-
са давление не должно быть ниже ми-
нимально допустимого Pmin.
Таким образом,
Pl Pmin~ АрвХ“Ь
где £вх — коэффициент сопротивления
входного окна: £вх= р — плот-
ность жидкости; Vi, v2 — скорость дви-
жения жидкости соответственно у вхо-
да и на поверхности ротора: vi = wRi9
у2=(о/?2; о) — угловая скорость враще-
ния ротора.
Минимальное давление /7min, при
котором из-за интенсивного выделения
из жидкости растворенного воздуха по-
дача насоса начинает снижаться, мож-
но принимать равным 0,04...0,05 МПа.
Для пластинчатых насосов по усло-
виям возникновения кавитационного
снижения подачи допустимое мини-
мальное давление жидкости перед вхо-
дом в насос Pmin=0,07...0,08 МПа, а
максимальная ее скорость должна со-
ставлять 6...7 м/с.
При работе пластины должны быть
прижаты к статорному кольцу. На-
чальный прижим пластин в насосе
обычно осуществляется под действием
центробежных сил, а иногда пружин.
Необходимость использования центро-
бежных сил для выдвижения пластин
обусловливает ограничение минималь-
ной частоты вращения пластинчатых
насосов значением птщ> (0,4...0,6)nmax.
Это особенно важно в начальный пери-
од пуска насоса, когда рабочая жид-
кость характеризуется повышенной
вязкостью. Рабочий прижим пластин
производится под действием гидроста-
тических сил давления жидкости на
внутренние торцы пластин из полостей
12 (см. рис. 6.3). В насосах, предна-
значенных для работы при более вы-
соких давлениях жидкости (р2>
>14 МПа), эти полости, как правило,
сообщаются поочередно с окнами вы-
сокого и низкого давления. Таким об-
разом, кроме увеличения рабочего объ-
ема, достигается и частичное гидро-
статическое уравновешивание пластин,
благодаря которому уменьшаются кон-
тактные нагрузки между пластинами и
статором и увеличивается механиче-
6.2. Потери мощности и неравномерность подачи пластинчатого насоса
127
ский кпд насоса, хотя и усложняется
его конструкция. В насосах среднего и
низкого давления (р2<7 МПа) во все
полости 12 подводят жидкость под вы-
соким давлением. Конструкция насоса
упрощается, но повышаются объемные
и механические потери мощности.
Пазы в роторе, в которых помеща-
ются пластины, обычно выполняются
наклонно к радиусам. Наклонное рас-
положение пазов обусловлено тем, что
можно изменить направление силы вза-
имодействия пластины со статором так,
что она не будет вызывать изгиба
пластин и увеличивать силы трения
пластины в пазу ротора. При наклон-
ном положении пластин исключается
возможность реверса гидромашины.
Поэтому в реверсивных насосах и гид-
ромоторах прорези под пластины вы-
полняются строго радиально.
Неравномерность подачи насоса вы-
зывается в основном: 1) сжатием жид-
кости в рабочих камерах в момент их
соединения с полостью нагнетания;
2) изменением объема части пластин,
находящихся в рабочей камере, в про-
цессе хода нагнетания в результате
утапливания их в прорези ротора;
3) несимметричностью профиля стато-
ра. Частота колебаний подачи и давле-
ния равна произведению числа пластин
на частоту вращения ротора, а ампли-
туда колебаний пропорциональна пере-
паду давления.
Влияние сжатия жидкости на равно-
мерность подачи обусловлено следую-
щим: при соединении замкнутых ка-
мер, заполненных жидкостью под дав-
лением всасывания, с окном нагнета-
ния в эти камеры будет поступать из
окна некоторый объем жидкости, необ-
ходимый для повышения давления в
камерах нагнетания. Обратный поток
жидкости из полости нагнетания вызы-
вает «забросы» давления в камере
вследствие гидравлических ударов, а
также пульсацию давления на выходе
насоса, определяемую при прочих рав-
ных условиях объемом камер и сжи-
маемостью жидкости. Уменьшение
объема жидкости в одной камере
r2)abph
где К — модуль упругости жидкости;
а — угол между соседними пластина-
ми, а = 2л/г; pi — давление сжатия
при обратном потоке жидкости в каме-
ре, Рх<Рг<р2-
Давление pi может превысить вслед-
ствие гидравлического удара, обуслов-
ленного высокими скоростью процесса
и перепадом давлений, в 2 и более раз
давление р2 в нагнетательном окне на-
соса.
Приняв радиус ротора г равным ма-
лому радиусу R2 статора, можно при-
ближенно записать коэффициент не-
равномерности подачи, обусловленной
сжатием жидкости:
o' == а dpi
Qi 2л/С dq> ’
где dpi/dq — изменение давления в ка-
мере в зависимости от угла поворота
ротора.
Следовательно, для снижения нерав-
номерности подачи насоса следует
уменьшать скорость изменения давле-
ния жидкости в камере, что частично
может быть достигнуто постепенным
соединением камер с полостью нагне-
тания (обычно с помощью щелевидной
прорези малого сечения). Площадь
прорези выбирают из условия плавно-
го повышения давления pi до макси-
мального значения р2.
Стабильность давления жидкости в
камере достигается за счет обеспече-
ния ее компрессии перед соединением
камеры с нагнетательным окном. Для
128
6. Пластинчатые гидромашины
этого профиль статора выполняется
/таким образом, что при переходе ра-
бочей камеры из полости всасывания
в полость нагнетания осуществляется
предварительное сжатие жидкости.
При проходе замкнутой камеры через
перемычки ось очерченные по больше-
му радиусу Rx (см. рис. 6.3), происхо-
дит некоторое уменьшение ее объема.
Подбором режима предварительной
компрессии может быть обеспечено
полное выравнивание давлений жидко-
сти в камере и нагнетательном окне.
Снижение неравномерности подачи
может быть достигнуто также за счет
уменьшения угла а (увеличения числа
пластин г). Для достижения более
равномерной подачи пластинчатых на-
сосов однократного действия следует
выбирать нечетное число пластин (7...
15).
У насосов двухкратного действия, в
которых поджим пластин осуществля-
ется за счет давления жидкости в по-
лости нагнетания, каждая пластина
при перемещении от центра к перифе-
рии ротора забирает рабочую жид-
кость из линии нагнетания, а во время
перемещения от периферии к центру
вытесняет ее обратно. Для достижения
равномерной работы насоса потоки
жидкости, всасываемой первыми плас-
тинами и нагнетаемой вторыми, долж-
ны быть одинаковыми. Число пластин
выбирается кратным 4, но не менее 8
(обычно число пластин — 12).
6.3.	Способы разгрузки пластин
В большинстве конструкций насосов
пластины прижимаются к статору за
счет давления жидкости, подведенной
под их торцы из камеры нагнетания.
При этом пластины, находящиеся в по-
лости нагнетания, будут полностью раз-
гружены от радиальных сил давления
жидкости; пластины, разделяющие по-
лости всасывания и нагнетания, раз-
гружаются частично, а находящиеся в
полости всасывания прижимаются к
статору усилием
Fp= p2bs,
обусловливающим при высоких давле-
ниях р2 интенсивное изнашивание ста-
тора и пластин.
Разгрузка пластин позволяет умень-
шить скорость изнашивания деталей и
повысить долговечность насоса. Осо-
бенностью конструкции, изображенной
на рис. 6.6, является наличие в каждом
пазу ротора двух пластин 3 и 3', имею-
щих скошенные кромки на гранях, при-
мыкающих к боковым дискам и к ста-
тору. Поэтому уплотнение между по-
лостями всасывания и нагнетания
осуществляется двумя кромками, об-
разующими замкнутую камеру 4, со-
единенную с полостью 2 под пласти-
нами.
При прохождении пластинами поло-
сти всасывания пространство под ними
и камера 4 соединяются каналом 1 со
всасывающей магистралью (pi), а
при прохождении полости нагнетания
каналом 5 — с напорной (р2). Таким
образом, пластины не нагружаются и
в процессе всасывания, а прижимаются
к статору только центробежной силой
Fn= mJ [Я2- //2-4 (7?х— Т?2)/а2],
где I — длина пластины.
Отсюда следует, что повышение силы
прижима может быть достигнуто за
счет увеличения массы пластины m и
скорости вращения ротора со.
Если площадь сечения каналов, со-
единяющих камеру 4 с полостью 2
мала (сечение имеет большое сопро-
тивление), пластины к статору будут
прижиматься дополнительной силой,
т. е. будут частично разгружены.
По другой схеме частичной разгруз-
6.3. Способы разгрузки пластин
129
Рис. 6.6. Схема разгрузки пластин
ки пластин, обеспечивающей их на-
дежный прижим к статору без исполь-
зования пружин (рис. 6.7), давление
жидкости р2, прижимающее пластину
3 к статору 6, действует не на всю пло-
щадь сечения пластины. Верхняя часть
пластины шире нижней. Соответствую-
щую форму имеют пазы ротора 8. По-
лость 5 под пластиной 3 соединяется с
камерой 2 между двумя соседними
пластинами при помощи канала 1 в
роторе, в результате чего давление под
пластинами равно давлению в камере
5 [19],.
Для обеспечения необходимой силы
прижима пластины 3 к статору каме-
ра 4, образованная выступами пласти-
ны и ротора, сообщается с полостью
нагнетания каналом 7.
Рис. 6.7. Частичная разгрузка пластины
9. Зак. 670
130
6. Пластинчатые гидромашины
6.4.	Выбор основных параметров
пластинчатых гидромашин
В пластинчатых гидромашинах одно-
кратного действия давление рабочей
жидкости действует на ротор и нагру-
жает его силой
F =2p2rb,
которая передается на вал и далее на
подшипники.
Подшипники скольжения изготавли-
вают из медно-свинцовистых или сереб-
ряно-кадмиевых сплавов, выдерживаю-
щих давление до 10 МПа. Подшипни-
ки скольжения с вкладышами, покры-
тыми слоем серебра толщиной 0,5 мм,
допускают давление до 14... 15 МПа.
При выборе'радиусов R{ и R2 про-
фильных участков статора между окна-
ми, определяющих рабочую высоту
пластин hi=Ri—R2, исходят из того,
что увеличение hr приводит к повыше-
нию опрокидывающего момента от дав-
ления жидкости, защемляющего плас-
тину в пазу ротора, а уменьшение hx—
к понижению подачи и объемного КПД
насоса. В существующих конструкци-
ях пластинчатых гидромашин отноше-
ние h\l(h—hi) находится в пределах
0,74...0,89. Толщина пластин обычно не
превышает 2 мм.
Пластины изготавливают из вольф-
рамистых (быстрорежущих) сталей
Р-18 и закаливают до твердости 63...65
HRC3. Применение быстрорежущих
сталей обусловлено необходимостью
предотвратить термический отпуск кон-
цевых частей пластин, контактирую-
щих со статором. Размеры пластины
имеют допуски по g’6 или f7, шерохо-
ватость соответствует = мкм.
Чтобы избежать отжима распреде-
лительного диска плавающего типа от
статора, необходимо правильно вы-
брать его размеры.
Сила прижима плавающего диска к
статору
^П= р2 G^n ^о),
где Лп, Ло — приведенная площадь со-
ответственно прижима и отжима пла-
вающего диска, определяемая по кон-
структивной схеме пластинчатой гидро-
машины.
Для нормальной работы гидронасо-
сов необходимо обеспечение условия
Лп/Ло^ 1,2.
В конструкциях пластинчатых гидро-
моторов давление прижима плавающе-
го диска может быть несколько ниже
давления, отжимающего этот диск,
так как к ротору рабочая жидкость по-
дается непосредственно через распре-
делительные окна дисков. Поэтому в
конструкциях пластинчатых гидромото-
ров Лп/Л о 1,5.
Давление прижима опорной поверх-
ности плавающего диска пружинами
должно быть достаточным, чтобы обес-
печить нужное уплотнение со стороны
торцов статора и ротора при возмож-
ном вертикальном расположении оси
насоса. При условии, что насос ра-
ботает без подпора,
Рпр ~ (Лир О)/Л о. п?
где Fnp— сила прижима плавающего
диска при помощи пружин; G — сила
тяжести плавающего диска и ротора с
пластинами; Ло. п — площадь опорной
поверхности плавающего диска.
В серийных пластинчатых гидрома-
шинах давление прижима' плавающих
дисков пружинами рпр = 50...85 кПа.
Для улучшения питания насосов
жидкость обычно подводят. череэ
расположенные друг против друга
окна в боковых дисках, которые сооб-
щаются между собой каналами в кор-
пусе. Средняя скорость течения жидко-
сти в каналах — не более 2 м/с. Раз-
6.5. Конструкции пластинчатых гидромашин и направления их совершенствования	131
меры окон питания выбирают такими,
чтобы скорость* жидкости в них не пре-
вышала 0,25...0,3 м/с.
При выборе зазора между поверхно-
стями статора радиуса R2 и ротора ра-
диуса г следует иметь в виду, что с уве-
личением этого зазора ухудшаются
всасывающие качества насоса, а так-
же повышается тангенциальная на-
грузка на пластины. Поэтому зазор
должен быть по возможности малым
(0,1...0,2 мм)’
Для улучшения динамических ка-
честв, а также снижения неравномер-
ности-подачи насоса статор в местах
сопряжения межоконных участков дол-
жен выполняться так, чтобы было обес-
печено постоянное ускорение пластины
при движении в пазах ротора. Обычно
эти участки выполняются по архимедо-
вой спирали.
Для предупреждения отрыва плас-
тин от статора при копировании его
профиля отношение радиусов профиля
статора Ri/R2 при числе пластин 8, 12
и 16 не должно превышать соответст-
венно,!,15; 1,27 и 1,34.
Статоры пластинчатых насосов изго-
товляют из легированных сталей, на-
пример ШХ15. Они являются прецизи-
онными деталями, так как имеют очень
точную профилированную внутреннюю
поверхность. Параметр шероховатости
поверхности профиля Ra=0,l мкм,
твердость после закалки составляет
60...64 HRC3.
Ротор изготавливают из легирован-
ных сталей 20Х с цементацией и закал-
кой до 50...62 HRC3 или 38ХМЮА с
азотированием, статор — 12ХЗА с це-
ментацией или ШХ15. Шероховатость
поверхностей боковых торцов соответ-
ствует Ra=0,025 мкм, пазов — Ra=
= 0,2 мкм. Пазы в роторе обрабатыва-
ются с полем допуска Н7. Боковые дис-
ки выполняют из кремнистой или мар-
ганцовистой бронзы, корпус и крыш-
ки — из чугуна.
Допуски формы й расположения ра-
бочих поверхностей в пластинчатых
насосах выполняются по 5-й степени
точности (ГОСТ 24643—81).
6.5.	Конструкции пластинчатых
гидромашин и направления
их совершенствования
Наиболее простым насосом пластин-
чатого типа является насос с двумя
пластинами. На рис. 6.8 представлена
конструкция пластинчатого реверсив-
ного насоса типа С12-4, предназначен-
ного для подачи масла в смазочные
системы.
В чугунном корпусе 10 имеется коль-
цо-статор 7. В бронзовой втулке 9, за-
прессованной в корпусе, вращается
вал-ротор 8, расположенный концент-
рично с наружной поверхностью стато-
ра 7. Ротор 8 — со сквозным радиаль-
ным пазом, в котором установлены две
пластины 6. Между пластинами нахо-
дится пружина 11. С ее помощью плас-
тины постоянно поджимаются к внут-
ренней поверхности статора.
При вращении вала против часовой
стрелки масло подается из всасываю-
щего отверстия 1 через полость 2, от-
верстие 3 в полость статора и далее че-
рез отверстие 5 и канал 13 в нагнетаю-
щее отверстие 4.
При изменении направления враще-
ния вала кольцо-статор 7 поворачива-
ется на 90°. Поворот кольца ограничи-
вается штифтом 15, один конец кото-
рого перемещается в пазу 14 крышки
12, а второй неподвижно установлен в
кольце. Насосы С12-4 выпускаются для
работы с номинальным давлением
0,25 МПа и номинальной частотой вра-
щения ротора 16 с-1 четырех типораз-
9*
132
6. Пластинчатые гидромашины
меров, различающихся рабочим объе-
мом (2; 4; 6,3 и 10 см3).
Насосы пластинчатые однократного
действия чаще всего выполняются ре-
гулируемыми. На рис. 6.9 представле-
на конструкция пластинчатого насоса
типа Г12-5М. с автоматически регули-
руемым потоком рабочей жидкости.
В корпусе 19 и крышке 20, скреплен-
ных винтами, установлен рабочий комп-
лект, состоящий из ротора 26 с пласти-
нами 11, подвижного статора 12, непо-
движного кольца 16, переднего рас-
пределительного диска 25 и заднего
нажимного диска 27. Рабочий комп-
лект скреплен двумя винтами 15.
Ротор установлен в подшипники
скольжения 24 и посажен на шлицы
вала 23, вращающегося в шариковых
подшипниках 17 и 21, с манжетным
уплотнением 22.
Передний диск имеет окна А и Б со-
ответственно для всасывания и нагне-
тания рабочей жидкости, а также В
и Г для подвода и отвода ее из-под
пластин. Задний диск имеет полость
Д, сообщающуюся с нагнетательным
окном Б. Там же установлена шайба
18. Под давлением рабочей жидкости
в полости Д рабочий комплект прижи-
мается к торцу крышки.
В корпусе закреплен качающийся
опорный узел статора, включающий
неподвижную опору 3, закрепленную
на крышке 1, и подвижную 2.
В отверстии кольца 16 установлен
ограничитель 10, поддерживающий ста-
тор при остановке насоса.
В корпусе расположен винт регуля-
тора подачи 13, перемещающийся в
резьбовой гайке 14 и служащий для
настройки насоса на необходимую мак-
симальную подачу.
С противоположной стороны имеет-
ся регулятор давления, состоящий из
корпуса регулятора 7, упора 9, пружи-
ны 8, втулки 6 и винта 4 с гайкой 5.
Регулятор давления позволяет автома-
тически, в зависимости от давления
жидкости на выходе из насоса, изме-
нять эксцентриситет статора относи-
тельно ротора.
Пружина 8 стремится установить
статор с максимальным эксцентриси-
тетом, т. е. в положение, соответствую-
щее максимальной подаче. Давление
6.5. Конструкции пластинчатых гидромашин и направления их совершенствования
133
Рис. 6.9. Регулируемый пластинчатый насос типа Г12-5М
рабочей жидкости, нагнетаемой насо-
сом, действует на внутреннюю поверх-
ность статора и стремится сдвинуть его
в сторону уменьшения эксцентрисите-
та. Когда давление рабочей жидкости
преодолевает усилие пружины, статор
передвигается, в результате чего резко
уменьшается подача насоса.
Характеристика регулируемого плас-
тинчатого насоса представлена на рис.
6.10. Подача Q насоса при изменении
давления от нуля до р2 будет умень-
шаться только на объем утечек. При
увеличении давления с р2 до р2 подача
насоса снижается до-нуля' Регулято-
ром можно изменять подачу в преде-
лах Q = (0,4...1)Qo. Путем изменения
силы поджатия пружины 8 можно ре-
гулировать давление в пределах опре-
деленного диапазона Д.
При р2>6,3 МПа значительно увели-
Рис. 6.10. Характеристики регулируемых на-
сосов
134
6. Пластинчатые гидромашины
Рис. 6.11. Схема регулируемого пластинчатого
насоса с гидравлической пружиной
чивается сила давления жидкости, на-
гружающая статор. Соответственно
возрастает уравновешивающее ее уси-
лие пружины. Последняя становится
громоздкой и трудоемкой в изготовле-
нии. Поэтому при давлениях на выходе
из насоса от 6,3 до 2.0 МПа для авто-
матического регулирования подачи
применяют механизм с гидравличе-
ской пружиной (рис. 6.11), которая об-
разуется в результате действия на ста-
тор 1 плунжера 2, нагружаемого дав-
лением жидкости р. При давлении жид-
кости на выходе из насоса Рг<Ртах
плунжер 2 и пружина 3, преодолевая
силу давления жидкости на статор 1 и
усилие от действия плунжера 5, вводи-
мого для уменьшения пульсации силы,
нагружающей статор, прижимают ста-
тор к упору 4, что соответствует е—
= етах- Клапан К находится под дейст-
вием пружины и давления р=р%. При
повышении давления р2 до ртах кла-
пан, преодолевая усилие пружины, от-
крывает щель, и поток рабочей жидко-
Рис. 6.12. Двухпоточный насос
6.5. Конструкции пластинчатых гидромашин и направления их совершенствования
135
Рис. 6.13. Пластинчатый насос типа БГ12
сти поступает в бак. При этом статор
начинает перемещаться в направлении
уменьшения эксцентриситета е и пода-
ча насоса уменьшается.
Двухпоточный насос (рис. 6.12) со-
стоит из одинарных насосов 1 и 4 без
промежуточных корпусов, специально
обработанных крышек и валов, кото-
рые соединены между собой посредст-
вом муфты 5 с крестообразными паза-
ми. Неуравновешенное радиальное уси-
лие на роторе 2, несущем 11 пластин,
воспринимается двумя бронзовыми
подшипниками скольжения 5 и 7. В ро-
торе имеется диагональный канал 6
рля выравнивания давления в местах
утечки жидкости.
Наиболее широко применяются плас-
тинчатые насосы двухкратного дейст-
Рис. 6.14. Характеристики однопоточных насо-
сов типа БГ12:
сплошная линия — /г=25 с"1; пунктирная —	10 с“
136
6. Пластинчатые гидромашины
вия типа БГ12 (рис. 6ЛЗ). В корпусе 7
с крышками 1 и 8 находится статор 15
с профильной внутренней поверхно-
стью. Ротор 5, в пазах которого уста-
новлены двенадцать пластин 16, поме-
щен на шлицах вала 11, вращающего-
ся в подшипниках. К торцам статора
прижаты плоский диск 4, имеющий
окна всасывания а, и диск 14 с шейкой.
Дирк 14 в начале работы насоса при-
жимается к статору пружинами 13, а
в процессе работы — давлением рабо-
чей жидкости в полости нагнетания.
Для двухстороннего подвода рабочей
жидкости в рабочие камеры насоса в
статоре имеются отверстия 17, через
которые рабочая жидкость поступает в
глухие окна всасывания В в диске 14.
Уплотнение корпуса осуществляется
уплотнительными кольцами 6, 12,
манжетой 10 и прокладкой 9. Для от-
вода утечек установлены кольцо 2 и
штуцер 3. —
. На рис. 6Л4 представлены характе-
ристики однопоточных насосов двух-
кратного действия типа БГ12.
7
ШЕСТЕРЕННЫЕ ГИДРОМАШИНЫ
7.1.	Принцип действия
и классификация
Шестеренной называют роторную
гидромашину с рабочими камерами,
образованными рабочими поверхно-
стями зубчатых колес, корпуса и бо-
ковых крышек.
Шестеренные гидромашины так же,
как и пластинчатые, отличаются про-
стотой и надежностью конструкции,
малой массой и компактностью. Бла-
годаря этим качествам, а также тех-
нологичности конструкции они полу-
чили широкое распространение в гид-
роприводах мобильных машин в
качестве нерегулируемых насосов в
системах питания гидродвигателей не-
большой мощности с дроссельным
управлением, в смазочных системах
и системах управления.
Шестеренная гидромашина наибо-
лее распространенного типа — с на-
ружным зацеплением (рис. 7.1) —
представляет собой пару чаще всего
одинаковых шестерен 1 и 2, находя-
щихся в зацеплении и помещенных в
камеру с малым зазором относитель-
но ее стенок. Камеру образуют кор-
пус 3 и боковые диски 4 и 5. По обе
стороны области зацепления в корпу-
се имеются полости А и Б, соединен-
ные с трубопроводами высокого р2 и
низкого pi давлений.
Рабочий процесс шестеренного на-
соса протекает следующим образом.
Ведущая шестерня 1 приводит во вра-
щательное движение ведомую 2. При
вращении шестерен насоса в противо-
положные стороны в камере всасыва-
ния А их зубья выходят из зацепле-
ния — образуется разрежение (ваку-
ум). За счет созданного разрежейия
из бака в камеру всасывания посту-
пает рабочая жидкость и заполняет
впадины между зубьями шестерен 1
и 2. Рабочая жидкость, находящаяся
во впадинах зубьев шестерен, пере-
мещается по внутренней поверхности
.	А-А
Рис. 7.1. Схема шестеренного' насоса (а) а
и его условные обозначения (б)
138
7. Шестеренные гидромашины
Рис. 7.2. Шестеренный насос с внутренним за-
цеплением
корпуса 3 и переносится из зоны вса-
сывания (из камеры Д) в зону нагне-
тания (в камеру Б). В камере нагне-
тания зубья шестерен входят в за-
цепление и выталкивают из впадин
жидкость, которая из камеры Б по-
ступает в нагнетательный трубопро-
вод. Одновременно каждая находя-
щаяся в зацеплении пара зубьев
разобщает камеры нагнетания и вса-
сывания, поэтому обратный перенос
жидкости из полости нагнетания в по-
лость всасывания невозможен. В
дальнейшем процесс повторяется.
Наряду с шестеренными гидрома-
шинами с наружным зацеплением
применяются шестеренные насосы с
внутренним зацеплением (рис. 7.2).
Ведущей чаще всего является вну-
тренняя шестерня 3 с наружными
зубьями. Подводящее 1 и отводящее
4 окна размещаются в боковых крыш-
ках корпуса. Охватывающая шестер-
ня 2 с внутренними зубьями вращается
в расточке корпуса, образуя с ним
развитый подшипник скольжения, спо-
собный работать под большими на-
грузками. Между шестернями распо-
лагается уплотняющий серпообраз-
ный элемент 5.
Габаритные размеры и масса на-
сосов с внутренним зацеплением зна-
чительно меньше, чем насосов с наруж-
ным зацеплением при одинаковых
рабочих объемах. Преимуществом их
перед пластинчатыми насосами явля-
ется отсутствие контактного трения
между пластинами и статором, огра-
ничивающего максимальное давление
рабочей жидкости. Максимальное
давление жидкости в шестеренных на-
сосах с внутренним зацеплением опре-
деляется работоспособностью под-
шипников.
Для увеличения подачи насоса или
получения нескольких независимых
потоков жидкости применяют много-
шестеренные насосы с тремя (рис. 7.3,
а) и более шестернями, размещенны-
Рис. 7.3. Схемы подключения многошестеренных (а) и многоступенчатых (б) насосов
7.2. Подача шестеренных насосов и пульсация давления нагнетания
139
ми в одном корпусе с ведущей ше-
стерней. Для получения потока боль-
шого давления используют многосту-
пенчатые насосы — последовательное
соединение нескольких насосов (рис.
7.3, б). Для выравнивания подачи на-
сосов устанавливают переливные кла-
паны.
7.2.	Подача шестеренных насосов
и пульсация давления нагнетания
Процесс работы шестеренной ма-
шины рассмотрен на рис. 7.4, а. Теку-
щий объем Q жидкости, вытесняемой
из полости с давлением рг, представля-
ет собой алгебраическую сумму объ-
емов жидкости, вытесняемой и погло-
щаемой в результате, перемещения ее
условных подвижных стенок /—2, 3—
4 и 7—8—9-.
О — Q1—2 + Qa—4 0.7—8 — Qs—9 •
Соответственно подача в полость А
определяется перемещением стенок 5—
6, 10—11 и 7—8—9.
Одному рабочему циклу машины
соответствует поворот шестерен на
угловой шаг 2n/z (z — число зубьев
шестерни). При этом сечения 1—2 и
3—4 переходят в положение Г—2' и
3'—4', а точка 8 контакта зубьев
перемещается по линии зацепления
(рис. 7.4, б), вследствие чего длина
отрезков 7—8 и 8—9 изменяется. Это
вызывает нестабильность подачи Q
на протяжении рабочего цикла ма-
шины.
Из теории зубчатых передач изве-
стно, что при повороте в пределах
углового шага длина отрезков 7—8 и
8—9 изменяется по параболическому
закону. Соответственно изменяется и
переменная часть подачи AQ (рис.
7.4, в).
Максимальная подача Qmax соот-
ветствует минимальной длине отрез-
ков 7—8 и 8—9 в момент их совпаде-
ния с осью К—L:
Qmax — а Гw)
хце га — радиус окружности вершин
зубьев; rw — радиус начальной окру-
жности; Ь — ширина шестерни.
Значение Отш зависит от конструк-
тивных особенностей машины. Обычно
для обеспечения герметичности и
плавности хода шестерни выполняют
с перекрытием зацепления, т. е. так,
что угол поворота, соответствующий
контакту двух зубьев (1—2" на рис.
7.4, в), превышает угловой шаг 2n/z.
Тогда на протяжении части цикла за-
цепления (1—2 и Г—2') в контакте на-
ходятся одновременно две пары зубь-
ев. Жидкость между ними оказывает-
ся запертой. Вступление в контакт
каждой последующей пары зубьев
вызывает скачкообразное изменение
подачи из-за внезапного изменения
длины замыкающих отрезков (от
7—8—9 до 7'—8’—9' на рис. 7.4, а).
Велики и пульсации давления в запер-
том объеме жидкости, который при
вращении шестерен сначала уменьша-
ется, а затем увеличивается. На рис.
7.4, в процессу уменьшения запертого
объема соответствует площадь фигу-
ры 4—1—5, а процессу его увеличе-
ния — площадь фигуры 2—3—5.
Запирание жидкости обусловливает
шум в машине, кавитационную эро-
зию зубьев и ударное нагружение
подшипников. В насосе это ведет к
усилению пульсации момента на при-
водном., валу, а в гидромоторе с посто-
янным моментом сопротивления —
пульсации давления ' в подводящей
гидролинии. При этом в любом случае
снижается долговечность подшипни-
ков.
140
7. Шестеренные гидромашины
Рис. 7.4. Схема работы (а), образование запертого объема жидкости (б), изменение подачи (в)
и коэффициента ее неравномерности (г) для шестеренного насоса
7.3. Силы, действующие на подшипники, и способы их компенсации
141
Для предупреждения появления
указанного явления в зоне зацепления
на одном из торцов боковых дисков
выполняют разгрузочные канавки 5 и
Т (см. рис. 7.4, б). Канавка S соеди-
няет запертый объем жидкости М во
время его уменьшения с областью р2,
благодаря чему жидкость в объеме
4—1—5 (см. рис. 7.4, в) вытесняется в
полость высокого давления и пульса-
ция подачи снижается до AQ. При
этом график Q следует по линии 5—7—
5' вместо линии 4—1—5—7—4' при
запирании жидкости. Во время возра-
стания объема М канавка Т соединя-
ет его с полостью, находящейся под
давлением pi, из которой в М посту-
пает жидкость в объеме 2—3—5. Рас-
стояние между канавками, равное
(cos а, определяется основным шагом
'зацепления /|ь=лтсоз'а и углом за-
цепления а (см. рис. 7.4, б). Переклю-
чение соединения запертой жидкости
с канавками будет происходить при
наименьшем значении М, когда точки
контакта зубьев 8 и 8' равноудалены
от полюса зацепления С. На графике
подачи (см. рис. 7.4, в) этому моменту
соответствует точка 5.
При контакте зубьев в точках 8 и
8', т. е. при максимальной длине от-
резка 7—8—9, минимальная подача
определится как
Qmin=(4~ 4~ P/tyab.
При квадратичном законе измене-
ния подачи значения Qmax и Qmin по-
зволяют определить среднюю теоре-
тическую подачу QT. Для квадратич-
ной параболы (см. рис. 7.4, в) площадь
фигуры 5—6—7 составляет 1/3 площа-
ди фигуры 5—6—7—8. Поэтому
QT= Qmax - AQ/3= (4- 4 - ?/ 12) C0&,
или
QT=2n&(r2-r2-/2/12)n.
Отсюда рабочий объем насоса -
У0=2л&(г2-Г2-ф12).
Неравномерность подачи шестерен-
ного насоса характеризуется коэффи-
циентом
(Qmax Qmin)_______________
Q Qmax+Qmin ^-Г2-^/8 Г '
Если используются шестерни без
смещения, rw=0,5 mz, ra=0,5 mz+m.
Тогда
V0=2nm2b (z +1— л2 cos2a/12),
-------n2cos2a/4. _=2)47cos2a/z-
® z +1— л2 cosa2/8.
Даже при условии использования
запертого объема жидкости неравно-
мерность подачи шестеренных насосов
велика (см. рис. 7.4, г). Для снижений
неравномерности подачи требуете^
увеличить число зубьев шестерен г.
Однако это приводит при заданном ра- 
бочем объеме насоса к увеличению его
габаритов и массы.
7.3.	Силы, действующие на
подшипники, и способы их
компенсации
Вследствие утечек рабочей жидко-
сти между корпусом и головками зубь-
ев давление ее по периметру шестерен
постепенно снижается с р2 до р-,
(рис. 7.5). Давление жидкости приво-
дится к равнодействующим силам F,
которые создают значительные нагруз-
ки на подшипники. При определении
радиальной силы предполагают, что
в пределах изменения угла поворота
шестерен <р от нуля до л давление из-
меняется от pi до р2, а при изменений
Ф от л до 1,5л оно принимается посто-
янным. Поэтому радиальное усилие,
142
7. Шестеренные гидромашины
Рис. 7.5. Схема действия сил на подшипники
действующее на шестерню на первом
участке,
dFi= (Pi— Pi) —brady.
Л
При л<ф<1,5л
^2= (р2— Pl) bradq.
Суммарное усилие, действующее на
шестерни в направлении оси ОХ,
Л
Рх = f (р2— pl)— bra cos <pd<p +
J	л
о
1,5л
+ j (р2—pi)^acosq>d<p.
л
После интегрирования получаем
Гя=1,62(р2— pi)rab.
В полюсе зацепления двух шесте-
рен действует сила Гп, вызываемая
приложенным крутящим моментом
М = (р2— pi) m2zb.
Тогда
Fa= M/rw—2 (р2— рх) mb.
Сила, действующая в полюсе за-
цепления, уменьшает силу Fx для ве-
дущей шестерни и увеличивает для
ведомой.
Усилие от давления рабочей жид-
кости, действующее в направлении оси
OY, для ведущей и ведомой шестерен
Л
1,5л
+ J (P2— pi) bra sin <pd<p.
Л
После интегрирования получим Fy=0.
Кроме рассмотренных, на каждую
шестерню в направлении на оси OY
действует еще сила Fy — результат
взаимодействия зацепляющихся зубь-
ев, стремящаяся раздвинуть шестерни:
Ру= Fatga-
Суммарное усилие, действующее на
опоры ведущей шестерни,
ведомой шестерни--
F2=
Таким образом, подшипники ведо-
мой шестерни нагружены больше, чем
ведущей. s
Выравнивания нагрузок на под-
шипники ведомой и ведущей шестерен
можно добиться смещением канала
низкого давления pi в сторону веду-
щей шестерни 1 (на рис. 7.5 влево).
Это приводит к увеличению углового
размера эпюры давлений на шестер-
ню 2 и, соответственно, уменьшению
нагрузки на ее подшипники от сил гид-
ростатического давления. Сила гидро-
статического давления на ведущую
шестерню 1 при этом увеличивается.
Для разгрузки опор ведомых ше-
7.3. Силы, действующие на подшипники, и способы их компенсации
143
стерен во впадинах зубьев можно вы-
полнить не пересекающиеся друг с
другом радиальные сверления, соеди-
няющие между собой каждую пару
расположенных противоположно меж-
зубовых камер. Однако при подобном
способе разгрузки опор несколько сни-
жается объемный КПД насоса.
Уменьшение пульсации давления
(а, следовательно,, и динамических
нагрузок на подшипники) и уровня
шума достигается применением косо-
зубых и шевронных шестерен.
Одним из способов снижения на-
грузки на подшипники путем умень-
шения пульсации давления является
выполнение на поверхности зубьев
сквозных пазов, боковые поверхности
которых параллельны плоскости вра-
щения шестерен, а дно каждого паза
наклонено к оси зуба. При этом пазы
выполнены через один зуб, а шестер-
ни располагаются так, что два зуба с
пазами, находящиеся в зацеплении,
обращены друг к другу поверхностя-
ми с наименьшей глубиной паза
(рис. 7.6). В таком насосе полностью
Рис. 7.6. Форма зубьев шестерен, при которой
исключается появление -запертого объема
жидкости
устраняется защемление жидкости в
межзубовых полостях и отсутствуют
утечки из полости нагнетания в по-
лость всасывания через зону зацепле-
ния шестерен.
У шестеренных насосов с внутрен-
ним зацеплением снижение нагрузки
на подшипники достигается за счет
гидростатического уравновешивания
сил.
На рис. 7.7 показана схема насоса
с внутренним зацеплением, способного
длительное время работать при давле-
нии свыше 20 МПа. В нем охватываю-
&
Рис. 7.7. Гидростатическое уравновешивание радиальных сил, действующих на подшип ники на-
соса с внутренним зацеплением
144
7. Шестеренные гидромашины
щая шестерня 5 опирается на сектор-,
ный гидростатический подшипник 8,
питаемый через отверстия 4 в шестер-
не 5. Подшипник расположен в зоне
равнодействующей давления жидко-
сти, нагружающей шестерню 5. Серпо-
образный уплотняющий элемент 7 вы-
полнен самоустанавливающимся. Ше-
стерня 6 на валу 2 имеет меньший пе-
риметр и поэтому нагружена меньшей
силой, которая воспринимается под-
щипниками скольжения 3 и 1. Послед-
ние смазываются маслом, подаваемым
из зоны низкого давления.
7.4.	Порядок расчета и
проектирование
шестеренных гидромашин
Для предварительного выбора мо-
дуля зацепления m (мм) при окруж-
ной скорости вращения шестерен
о=10...20 м/с часто пользуются эмпи-
рическим выражением [3]
m = (2,3 .3,9) /Q,
где Q — расчетная подача насоса,
дм3/с.
Для уменьшения габаритов насоса
число зубьев желательно выбирать
при всех прочих равных условиях воз-
можно меньшим, а модуль — боль-
шим. Однако при сокращении числа
зубьев снижается их прочность из-за
подрезания ножек, а также увеличи-
вается неравномерность подачи насо-
са. Для устранения подрезания ножек
зубьев выполняют положительное сме-
щение исходного контура.
Современные шестеренные насосы
изготавливаются с числом зубьев ше-
стерен от 6 до 30. Шестерни с большим
числом зубьев часто применяются в
насосах низкого и среднего давления.
Достаточные межосевые расстояния
позволяют использовать в них в каче-
стве опор мощные подшипники каче-
ния, тогда как в насосах с малым чис-
лом зубьев шестерен опорами валов
могут быть только подшипники сколь-
жения или игольчатые.
С целью сокращения объема жид-
кости, переносимой из полости нагне-
тания в полость всасывания, радиаль-
ный зазор между вершиной зуба одной
шестерни и донышком впадины меж-
ду зубьями другой уменьшают во мно-
гих случаях до 0,05m.
Ширина шестерни Ь=^ьтШ обычно
не превышает десяти модулей. Здесь
фь™ — коэффициент ширины шестерни:
р, МПа До 1 До 4 Свыше 4
До 13	7. . .9 До 6
При заданном рабочем объеме на-
соса, принятом числе зубьев шесте-
рен, коэффициенте можно также
определить предварительно значение
модуля т из уравнения
т=^У0/[2лфЬго(г+2Х)],
где X — коэффициент смещения, кото-
рый принимается равным 0,5 при
10<2с30.
Расчет межцентрового расстояния
aw и диаметра вершин зубьев шестер-
ни da в этом случае производится по
формулам:
aw=m(z+2X), da= m(z +24-2Х).
Для улучшения заполняемости
межзубовых впадин жидкостью вход-
ной канал выполняется в виде диффу-
зора, входная часть которого в осевом
направлении плавно расширяется до
ширины шестерни.
Напряжение в стенках корпуса рас-
считывается по формуле
(Ж)Я2 -Ц1-*)г2
7.5. Конструктивные схемы шестеренных гидромашин
145
где k — отношение предела текучести
(предела, прочности для чугуна) при
растяжении к пределу текучести (проч-
ности) материала при сжатии; R —
наружный радиус корпуса; га — радиус
окружности вершин зубьев шестерни.
Расчетное напряжение должно
быть меньше допускаемого, которое
принимается: для чугуна 60 МПа, для
стального литья 110 МПа, для алюми-
ниевого литья 40 МПа.
Для предупреждения резонанса,
возникающего при вибрациях стенок
корпуса, толщина их обычно увеличи-
вается против требуемой по расчету.
Для изготовления деталей шестерен-
ных насосов применяют различные ма-
териалы. Корпуса и боковые крышки
выполняют из чугуна или алюминия
(АЛ-9, АЛ-5) с обеспечением твердо-
сти 76...107 НВ, шестерни — из леги-
рованных сталей 20Х, 40Х, 18ХН13А и
других с применением цементации и
закалки до твердости 58...62 HRCa.
Зубья шестерен шлифуются. Для из-
готовления подшипников скольжения
чаще всего используют бронзы
Бр ОС 10-20, Бр ОС5-25 с добавкой 2%
никеля или Бр ОЦС5-5-5.
Для уменьшения утечек рабочей
жидкости и повышения общего КПД
насосы изготавливаются с гарантиро-
ванными малыми торцовыми и ради-
альными зазорами. В современных на-
сосах для работы при давлениях более
10 МПа применяют устройство для
автоматического уплотнения шестерен
по их торцам (систему автоматической
компенсации торцовых зазоров).
Степень точности изготовления ше-
стерен, как правило, 6-6-7-В (ГОСТ
1643—81). Допуск параллельности тор-
цовых поверхностей шестерни и их
перпендикулярности к оси — по 6-й
степени точности (ГОСТ 24643—81).
Шероховатость торцовых поверхностей
10. Зак. 670
шестерен должна соответствовать
7?а = 0,32...0,16 мкм, зубьев — Ra<
<1,25 мкм (ГОСТ 2789—73).
Непараллельность торцовых поверх-
ностей корпуса — по 6-й степени точ-
ности, а неперпендикулярность осей
расточек в корпусе под шестерни и
расточек в крышке и торцовых дисках
(основании) под подшипники к их тор-
цовым поверхностям — по 7-й степе-
ни точности (ГОСТ 24643—81).
Среднее отклонение профиля по-
верхности расточки в корпусе насоса
под шестерни 7?а<1,25 мкм, а рабочих
поверхностей дисков, сопрягаемых с
торцами шестерен, Ra<0,63 мкм.
7.5.	Конструктивные схемы
шестеренных гидромашин
и направления их
совершенствования
В отечественном машиностроении в
качестве источника энергии в сельско-
хозяйственных машинах широко ис-
пользуются насосы, а исполнительных
агрегатов — шестеренные гидромо-
торы.
Шестеренные гидромашины обычно
рассчитаны на давление рабочей жид-
кости 15...20 МПа, хотя имеются на-
сосы и на давление 32 МПа. Срок
службы их достигает 5000 ч в рабочем
режиме.
Насосы характеризуются высокой
частотой вращения шестерен. Широко
распространены насосы, для которых
максимальная частота их вращения
составляет 40...70 с-1, хотя некоторые
насосы на подшипниках скольжения
работают с частотой вращения шесте-
рен 300 с-1.
Для насосов в основном использу-
ются шестерни с внешним зацеплением
в силу лучшей технологичности их из-
готовления, в то время как насосы с
146
7. Шестеренные гидромашины
Рис. 7.8. Шестеренный насос типа НШ-У
внутренним зацеплением шестерен
имеют меньшие габаритные размеры
и создают меньший шум.
Насосы НШ-У снабжены сплошной
резиновой уплотняющей манжетой 6
(рис. 7.8), зажатой между крышкой 1
и корпусом 5. В отверстия манжеты
вставлены резиновые кольца 7 с при-
легающими к крышке стальными тон-
кими шайбами для уплотнения перед-
них опорных втулок 4. Резиновые
кольца препятствуют выдавливанию
манжеты в зазор между хвостовиком
втулки и отверстием в крышке.
Для снижения давления на подшип-
ники (опорные втулки 4), а также
уменьшения скорости изнашивания со-
пряженных поверхностей подшипников
и их цапф на торцах опорных втулок,
прилегающих к торцам шестерен 2 и
3, выполнены дугообразные разгрузоч-
ные канавки размером 2X2 мм.
На торцах подшипников от стыко-
вой плоскости к осевым отверстиям
проточены канавки 0,4 X 0,6 мм для
подвода масла.
Для уменьшения внутренних потерь
жидкости через зазоры между торцо-
выми поверхностями шестерен и вту-
лок в конструкции насоса применен
автоматический поджим: рабочая жид-
кость из полости нагнетания поступает
по пазу в полость А над передними
опорными втулками и поджимает по-
движные втулки к торцам шестерен,
устраняя зазор между ними.
Чтобы предотвратить утечки жид-
кости из полости А во всасывающую
полость насоса, со стороны полости
всасывания в расточку корпуса встав-
лены клиновое резиновое уплотнение 9
и клиновой алюминиевый вкладыш 8.
Рабочая жидкость, проникающая в
зазоры между передними опорными
втулками и цапфами шестерен, посту-
пает через отверстие в крышке и осе-
вое отверстие ведомой шестерни в по-
лость Б, соединенную каналом с по-
лостью всасывания.
Шестеренные насосы типа НШ-К
(рис. 7.9) — насосы принципиально
новой конструкции (буква К означает
«круглый»).
Внутри корпуса 1 ведущая 2 и ве-
домая 3 шестерни установлены в вы-
точках подшипниковой 5 и поджимной
9 обойм, снабженных платиками-замы-
кателями 7 с манжетами. В днище
7.5. Конструктивные схемы шестеренных гидромашин
147
корпуса 1 имеется отверстие для вы-
хода приводного вала. В это отверстие
запрессованы с наружной стороны
манжета S, а с внутренней — центри-
рующая втулка 6.
В привалочной плоскости крышки 4
и в днище корпуса 1 сделаны гнезда
для манжет 10 и углубления для обра^
зования камер осевого поджима, в ко-
торые рабочая жидкость поступает из
зоны высокого давления и создает уси-
лие поджима обоймы 9 к зубьям ше-
стерен.По мере изнашивания опорных
поверхностей с помощью поджимной
обоймы 9 компенсируется радиальный
зазор между уплотняющей поверхно-
стью и зубьями шестерен.
Цапфы шестерен вращаются в под-
шипниковой 5 и поджимной 9 обоймах
в виде полуцилиндров. В средней части
подшипниковой обоймы перпендику-
лярно к оси насоса расположены вса-
сывающее, а в поджимной — нагнета-
тельное отверстия.
На торце подшипниковой обоймы 5
выполнена канавка для отвода утечек
жидкости в полость всасывания, а в
центре — проточка под торцы плати-
ков 7.
Поджимная обойма 9 имеет два па-
раллельных паза для установки пла-
тиков 7 и отверстие на торце для под-
вода рабочей жидкости с целью под-
жима платиков к торцам шестерен.
С наружной, стороны вдоль образую-
щих расположены два паза для отво-
да рабочей жидкости в случае разру-
шения манжеты радиального уплотне-
ния. В каждом из платиков 7 с одной
стороны имеются четыре цилиндриче-
ские расточки, в которые вставлены
манжеты, с .другой — три наклонных
и одно перпендикулярное к плоскости
платика отверстия для подвода рабо-
чей жидкости под манжеты с целью
поджима платиков к торцам шестерен
и исключения появления запертого
объема.
Полость высокого давления в круг-
лых насосах небольшая, так как в
центральной части поджимной обоймы
выполнены два сегмента, прилегающие
к шестерням с дугой охвата, равной
примерно полутора шагам зубьев.
С уменьшением -зоны высокого давле-
10*
148
7. Шестеренные гидромашины
Табл. 7.1. Технические характеристики насосов тракторных гидросистем
Показатель	НШЮЕ	НШЮЕ-2	НШ32У	НШ32У-2	НШ46У	НШ50У-2	НШ67-2	04 О О а я	НШ250Л-2	НМШ-25	со 04 а S Е
Рабочий объем, см3 Давление нагнета- ния, МПа:	10	10	31,7	32	45,7	49,1	69	98,8	244,8	25	28
номинальное	10	14	10	14	10	14	14	14	14	1,6	1
максимальное * Минимальное давле- ние на входе в насос,	14	17,5	14	17,5	14 .	17,5	17,5	16	16	2,5	1,5
МПа Частота вращения вала, с"1:	0,074	0,074	0,075	0,08	0,08	0,085	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08
минимальная	18	16	20	16	20	16	20	16	16	20	12,5
номинальная	25	32	25	32	25	32	25	25	25	25	28,3
максимальная Потребляемая мощ-	37	50	32	40	32	40	32	33	33	32	32
ность, кВт Первоначальный КПД, не менее:	2,94	5,5	10,9	16	12,5	25,7	26,4	37,5	92,7	1,25	0,92
объемный	0.,92	0,92	0,92	0,92	0,92	0,92	0,92	0,94	0,94	0,85	0,85
полный	0,82	0,82	0,82	0,82	0,83	0,83	0,85	0,85	0,85	0,7	0,7
Масса, кг	2,6	2,5	5,3	5,3	5,8	6,3	17,4	17,5	45,3	5,3	
ния значительно разгружается корпус
насоса.
В табл. 7.1. приведены краткие тех-
нические характеристики шестеренных
насосов, наиболее широко применяе-
мых в гидросистемах тракторов.
Известны конструкции шестеренных
насосов с регулированием ширины за-
цепления зубьев путем осевого пере-
мещения одной из шестерен. На рис.
7.10 представлен регулируемый шесте-
ренный насос внутреннего зацепления.
В корпусе 8 установлена наружная
ведомая шестерня 7, не перемещаю-
щаяся в осевом направлении. В зацеп-
лении с ней находится ведущая ше-
стерня 11, перемещаемая по шлицам
ведущего вала 12 с помощью торцовой
стенки 5. Серповидная проставка 4 от-
деляет полости всасывания и нагнета-
ния, а вращающиеся сепараторы 2 и 6
с зубьями, выполненными по форме
впадин шестерен, запирают впадины
выведенных из зацепления частей ше-
стерен 7 и И. При повышении давле-
ния в напорной линии 10 и в полости 9
подвижная торцовая стенка 5, дей-
ствуя как поршень, сжимает пружину
3 и перемещается вместе с шестерней
11 и сепаратором 6 относительно не-
смещаемых сепаратора 2 и ведомой
шестерни 7. Это приводит к уменьше-
нию длины зацепления, а следователь-
но, и к уменьшению подачи насоса.
Для разгрузки корпуса и обеспечения
смазывания трущихся деталей давле-
ние подводится к полости 1. Возврат
ведущей шестерни И и подвижной
стенки 5 в первоначальное положение
осуществляется пружиной 3.
Эффективность работы исполнитель-
ных органов гидрофицированных ма-
7.5. Конструктивные схемы шестеренных гидромашин
149
шин в значительной мере зависит от
слаженности их взаимодействия, обес-
печиваемой гидравлической схемой
машины. До настоящего времени эта
задача решалась путем увеличения
числа независимых гидравлических
контуров, включающих гидродвигате-
ли, контрольно-регулирующую аппара-
туру и питающие насосы.
Во многих случаях можно достичь
взаимодействия механизмов, включив
в гидравлическую схему машины ше-
стеренный делитель потока жидкости
(рис. 7.11). Объемный делитель раз-
деляет поток жидкости на два одина-
ковых с помощью двух взаимосвязан-
ных шестерен. Жидкость подводится
к входному отверстию 1 и вращает
в противоположные стороны шестер-
ни 3 и 5. Поскольку впадины в обеих
шестернях одинаковы, жидкость вы-
тесняется в равных объемах в выход-
ные отверстия 2 и 6. Для разгрузки
подшипников шестерен противополож-
ные впадины каждой из них соедине-
ны между собой каналами 4.
Объемные делители потока могут
быть созданы также на основе шесте-
ренных гидромашин, причем разделе-
ние потоков может быть произведено
в зависимости от количества соединен-
ных друг с другом модулей.
Поток жидкости вводится в дели-
тель через входное отверстие, имею-
щееся только в одном из модулей, и
подводится к другим по внутренним
аксиальным каналам. Разделенные по-
токи жидкости выводятся через на-
ружные выходные отверстия в каждом
модуле.
Двухсекционный шестеренный дели-
тель потока жидкости, представлен-
ный на рис. 7.12, состоит из двух мо-
дулей. Модуль включает корпус 10,
шестерни 4 и 5, четыре втулки 7 с за-
прессованными в них металлофторо-
Рис. 7.11. Шестеренный делитель потока жид-
кости
пластовыми подшипниками, которые
являются опорами для цапф шесте-
рен, два торцовых замыкателя 8 и ре-
зиновые уплотнения 3. В шестеренный
делитель потока, кроме двух модулей,
ориентируемых один относительно дру-
гого штифтами 2, входят проставки 9
и две крышки И. Сборка делителя
осуществляется с помощью шпилек 6
и гаек, а шестерни двух смежных мо-
150
7. Шестеренные гидромашины
Рис. 7.12. Двухсекционный шестеренный делитель потока жидкости
дулей связаны между собой шлицевым
валиком 1 [36].
Кинематическая связь между ше-
стернями обусловливает равенство
или . пропорциональность потоков ра-
бочей жидкости, пропускаемых каж-
дой из секций, при любом давлении
рабочей жидкости в гидравлических
контурах, присоединенных к делите-
лю. Кроме того, при уменьшении дав-
ления жидкости на выходе одной из
секций на выходе другой секции мож-
но создать давление большее, чем на
входе в делитель потока, и таким об-
разом использовать насосы среднего
давления для получения высоких дав-
лений.
Табл. 7.2. Характеристики делителей потока		
Номер типораз- мерной группы	Рабочий объем секции, см8	Число моде- лей делите- лей потока
1	10; 12,5; 16; 20; 25	459
2	32; 40; 50; 63	205
3	80; 100; 125	80
Ряд модулей, из которых могут быть
собраны делители потока, по конструк-
тивным соображениям разделен на
три типоразмерные группы (табл. 7.2).
Общим признаком принадлежности
модуля к определенной группе являет-
ся идентичность присоединительных
размеров. При наличии в каждой груп-
пе пяти исполнений (по количеству
выходных потоков) общее число дели-
телей потоков превышает 700 моделей:
Для выбора подходящей модели де-
лителя потока можно воспользоваться
графиком, устанавливающим зависи-
мость между рабочими объемами сек-
ций, частотой вращения шестерен и
расходом рабочей жидкости, проходя-
щей через эти секции. Учитывая, что
частота вращения шестерен во всех
секциях делителя потока одинакова,
по требуемым выходным расходам,
пользуясь указанным графиком, мож-
но определить рабочие объемы секций
шестеренного делителя потока, обес-
печивающие желаемые расходы.
На рис. 7.13 приведен пример опре-
7.5. Конструктивные схемы шестеренных гидромашин
151
деления объема секций делителя, пред-
назначенного для разделения исход-
ного потока 60 дм3/мин на два: 40 и
20 дм3/мин. Как видно из графика,
данному требованию удовлетворяют
две модели шестеренного делителя по-
тока, составленные из секций 1-й ти-
поразмерной группы (табл. 7.2): двух-
секционная, включающая секции с ра-
бочим объемом 20 и 10 см3 и частотой
вращения шестерен 33,3 с-1; двухсек-
ционная, содержащая секции с рабо-
чим объемом 25 и 12,5 см3 при часто-
те вращения шестерен 26,7 с1.
Разработанные шестеренные секции
рассчитаны на продолжительную ра-
боту при давлении рабочей жидкости
20 МПа и допускают кратковременную
перегрузку (до 25 МПа).
На рис. 7.14 представлена схема
шестеренного гидромотора с повышен-
ными пусковым моментом и надеж-
ностью запуска.
В камере подвода жидкости 4 уста-
новлен экран 3 с плоской поверхно-
стью S, параллельной линии центров
шестерен 1 и 2, и профилированными
боковыми поверхностями Р, сопряжен-
ными с вершинами зубьев шестерен.
Экран 3 совместно с втулкой 7 закреп-
лен в корпусе. В камере 4 установлен
также клапан 6, запорный элемент ко-
торого выполнен в виде цилиндриче-
ского стакана 6, поджатого пружиной
ко втулке 7.
В момент запуска гидромотора ра-
бочая жидкость воздействует на ста-
кан 6. При этом ее давление в канале
5 будет возрастать до тех пор, пока
усилие, отжимающее стакан, не пре-
высит усилия, развиваемого пружиной.
Запорный клапан открывается, и по-
ток рабочей жидкости под давлением,
определяемым настройкой пружины,
воздействует на шестерни и приводит
их во вращение. Установка клапана
Рис. 7.13. К определению объема секций дели-
теля потока жидкости
/	2
Рис. 7.14. Схема гидромотора с повышенными
пусковым моментом и надежностью запуска
позволяет повысить давление жидко-
сти и крутящий момент при запуске
гидромотора.
За счет установки экрана достига-
ется частичная разгрузка подшипников
скольжения от радиальных усилий,
уменьшаются усилия прижима шесте-
рен к корпусу, а также противодейст-
вующий момент усилий воздействия
рабочей жидкости на зубья шестерен
в зоне их зацепления.
8
ГЕРОТОРНЫЕ (БИРОТОРНЫЕ) И ПЛАНЕТАРНО-
РОТОРНЫЕ ГИДРОМАШИНЫ
8.1.	Героторные гидромашины
Обычные шестеренные машины с
внутренним зацеплением и эвольвент-
ным профилем зубьев могут выпол-
няться лишь так, что кольцевое колесо
имеет на два и более зубьев больше,
чем внутренняя шестерня. При этом
необходима установка между колесом
и шестерней серпообразного раздели-
тельного элемента. Выполнение спе-
циального профиля выступов рабочих
элементов (зубчатых колес) гидрав-
лической машины позволяет осущест-
вить непрерывный контакт зубьев
внутренней шестерни и колеса в зонах
разделительных перемычек между
окнами впуска и выпуска (рис. 8.1).
Необходимость в промежуточном раз-
делительном элементе здесь отпадает.
Такая гидравлическая машина с дву-
мя вращающимися рабочими органа-
ми получила название героторной или
бироторной, т. е. с двумя роторами.
У кольцевого ротора (колеса) 1 на
один зуб больше, чем у внутреннего 2
(шестерни). Их оси смещены одна
относительно другой на расстояние е
(эксцентриситет), обеспечивающее за-
цепление шестерен в зоне верхней раз-
делительной перемычки. Контакт зубь-
ев при проходе ими нижней раздели-
тельной перемычки обеспечивает изо-
ляцию полостей высокого и низкого
Рис. 8.1. Героторныи насос
8.2. Планетарно-роторные гидромашины
153
давлений. Межзубовые впадины со-
общаются с входным 7 и выходным 5
каналами с помощью серпообразных
окон 3 и 4 на боковых крышках. Верх-
няя цилиндрическая поверхность ко-
леса вращается в подшипниках сколь-
жения.
Конструкцией насоса, изображен-
ного на рис. 8.1, предусмотрена уста-
новка в корпусе насоса регулятора
расхода 8 с предохранительным кла-
паном 6.
Бироторные гидравлические маши-
ны могут выполняться с контуром
охватывающего элемента (колеса) или
с контуром охватываемого элемента
(шестерни) в виде любой циклоидаль-
ной кривой.
Героторные гидромашины приме-
няются в качестве насосов для работы
при давлениях рабочей жидкости до
14 МПа и частоте вращения вала
30 с-1. Они также пригодны для ра-
боты в качестве быстроходных низко-
моментных гидромоторов. В отдель-
ных случаях такие гидромашины
строят на давление 30 МПа и частоту
вращения до 60 с-1.
Приближенно рабочий объем би-
роторной шестеренной гидромашины
можно найти, считая равными объемы
впадин и выступов шестерен.
Если входной вал связан с внутрен-
ней шестерней, рабочий объем гидро-
машины
V0=2tercD62-z2/Zi.
Если входной вал связан с колесом,
VQ=2benDe2.
В формулах b — ширина роторов,
D€2 — диаметр окружности выступов
колеса, Zi, г2 — число выступов соот-
ветственно шестерни и колеса.
8.2.	Планетарно-роторные
гидромашины
Если один из роторов (обычно ко-
лесо) бироторной гидравлической ма-
шины затормозить, то второй ротор
при соответствующем числе степеней
свободы будет находиться в абсолют-,
ном планетарном движении. При вра-
щении гидравлического поля ротор
будет обкатываться по зубьям статора
с той же скоростью, что и поле, и мед-
ленно поворачиваться в противопо-
ложную сторону (относительно вра-
щающегося поля). Ось планетарного
ротора при его обкатывании по внут-
ренней кулачковой поверхности ста-
тора описывает окружность, радиус
которой равен эксцентриситету е. Та-
кая машина называется планетарно-
роторной (или планетарной).
На рис. 8.2 показаны четыре поло-
жения ротора планетарного гидромо-
тора. В позиции 1 с правой стороны
плоскости симметрии АА находится
зона I давления жидкости, а с другой
стороны — зона II ее слива. В позиции
2 зоны повернуты на 90°, в позиции
3— на 180°, а в позиции 4 — на 270°.
Таким образом, когда гидравлическое
поле совершает полный оборот против
часовой стрелки, ротор поворачивается
в противоположную сторону всего на
один зуб или на угол 3607^1. Контак-
тирование зубьев происходит на двух
участках М и К, расположенных около
линии центров АА. Поворот гидравли-
ческого поля осуществляется распре-
делительным устройством, которое
обеспечивает изменение положения
гидравлического поля синхронно с
планетарным движением оси ротора.
Соотношение скоростей вращения
ротора и выходного вала, а также ра-
бочий объем планетарных гидромашин
зависят от способа преобразования
154
/
8. Героторные (бироторные) и планетарно-роторные гидромащины
Рис. 8.2. Принципиальная схема планетарного гидромотора
сложного движения ротора в плоскос-
ти во вращение выходного вала. На
рис. 8.3 показаны основные варианты
их кинематических схем.
В гидравлических машинах с кине-
матической схемой I плоскопараллель-
ное движение ротора преобразуется
во вращение выходного вала за счет
кривошипа. Ротор связан кривошипом
с входным валом, ось которого про-
ходит через центр О неподвижного
колеса (контура рабочей полости).
Длина кривошипа (эксцентриситет)
е=г—R. Скорость точки А ротора
равна геометрической сумме двух со-
ставляющих: линейной скорости сове
вращения его центра относительно
точки О (сов — угловая скорость вра-
щения выходного вала) и линейной
скорости col/? вращения точки А во-
круг центра 01 (<хц — угловая ско-
рость вращения ротора относительно
центра 01). Поскольку векторы этих
скоростей направлены в противопо-
ложные стороны, а скорость точки Д,
контактирующей с неподвижным зуб-
чатым колесом, равна нулю, можно
записать
<017? + о)ве=0,
откуда
сов/о)1= — R/е или сов/со1=— zv
В планетарных машинах с кинема-
тической схемой I выходной вал со-
вершает один оборот за цикл, соот-
ветствующий повороту гидравличе-
ского поля на угол 2л. Его скорость
вращения в раз больше, чем ско-
рость вращения ротора в противопо-
ложную сторону. Машины этой схемы
нашли применение в качестве быстро-
ходных насосов и быстроходных низ-
комоментных гидромоторов. Их рабо-
чий объем определяется по формуле:
V0=2Z>enDe2-z2/z1.
В машинах второй схемы движе-
ние ротора в плоскости преобразуется
во вращение выходного вала за счет
дополнительного эвольвентного за-
цепления, размещенного в одной плос-
кости с ротором. При вращении ро-
тора его центр О\ вращается вокруг
оси, проходящей через центр О, со
скоростью ©о, определяемой из выра-
жения
®0/®1= — zx.
Рассматривая точку В, принадле-
жащую зубчатому венцу z3, получим
®Bz4 = ®1Z3 — ®о (z3 — z4),
а подставляя в это уравнение значе-
8.2. Планетарно-роторные гидромашины
155
ние ©о, определяемое предыдущим вы-
ражением, найдем передаточное число
<пв
+ г1 (г3 — г*)
г4
=
За один оборот выходного вала ро-
тор совершает Z\]uu циклов. Рабочий
объем гидравлической машины с ки-
нематической схемой II в zjuu раз
больше рабочего объема планетарной
гидромашины с кинематической схе-
мой I:
Von = 2benDeiz2/un.
При разработке отечественных пла-
нетарных гидромоторов на Кирово-
градском заводе «Гидросила» была
принята кинематическая схема с пла-
нетарно-поступательным движением
кольцевой шестерни и простым вра-
щательным движением ротора, уста-
новленного соосно на центрально рас-
положенном выходном валу гидромо-
тора (инверсия схемы II).
На базе принятой схемы разрабо-
таны гидромоторы легкой серии
(ПМЛ) и средней серии (ПМС) (рис.
8.4, а). Их качающий узел состоит из
находящихся во взаимном зацеплении
ротора 16 с эпитрохоидным профилем
зубьев и кольцевой шестерни с внут-
ренним зубчатым венцом, выполнен-
ным в виде вставных цилиндрических
роликов 17. Центрально расположен-
ный ротор связан стандартным соеди-
нением с валом, вращающимся в двух
радиально-упорных роликовых под-
шипниках 1 и 7, способных восприни-
мать внешние радиальную и осевую
нагрузки на вал. Эти подшипники
установлены в передней 2 и задней 4
крышках, являющихся одновременно
торцовыми замыкателями рабочих ка-
мер 18. Кольцевая шестерня 15 имеет
также наружный зубчатый венец, на-
ходящийся в зацеплении с неподвиж-
Рис. 8.3. Кинематические схемы планетарных
гидромашин
ным зубчатым кольцом 20, число зубь-
ев которого равно числу зубьев коль-
цевой шестерни. Профиль поверхности
контакта этих зубьев — эвольвента
одной основной окружности. При этом
эвольвента зуба неподвижного кольца
является внешней эквидистантой
эвольвенты зуба кольцевой шестерни,
а разность ширины впадины кольца и
толщины зуба кольцевой шестерни (по
их основной окружности) равна сумме
удвоенного эксцентриситета и бокового
зазора. Такое зацепление при постоян-
ном смещении оси кольцевой шестерни
допускает планетарное поступатель-
156
8. Героторные (бироторные) и планетарно-роторные гид Ромашины
ное ее движение, при котором каждая
точка шестерни движется по окруж-
ности радиусом, равным эксцентриси-
тету. Наружный зубчатый венец коль-
цевой шестерни 15, находящийся в за-
цеплении с неподвижным зубчатым
кольцом 20, в совокупности с элемен-
тами, фиксирующими ротор на выход-
ном валу для предупреждения его
радиального смещения, составляют
механизм, разделяющий сложное от-
носительное движение шестерен кача-
ющего узла на два простых.
На торцах крышек 2 и 4 в зоне за-
цепления кольцевой шестерни и коль-
ца выполнены изолированные от дре-
нажной гидролинии каналы И для
свободной циркуляции жидкости, вы-
тесняемой зубьями этого зацепления.
Движение жидкости происходит в на-
правлении планетарного движения
кольцевой шестерни.
На торцах кольца 20 имеются коль-
цевые канавки, сообщающиеся через
отверстие 21 с дренажным отверстием
22, Наличие таких канавок позволяет
отказаться от резиновых уплотнитель-
ных колец в плоскости разъема коль-
8.2. Планетарно-роторные4 гндромашины
157
ца 20 с передней и задней крышками
при одновременном уменьшении ра-
диальных габаритов гидромотора.
Оригинальной особенностью кон-
струкции гидромоторов ПМЛ и ПМС
является отсутствие каких-либо спе-
циальных дополнительных деталей,
предназначенных для распределения
рабочей жидкости. Все необходимые
для этой цели каналы и отверстия
выполнены в передней и задней крыш-
ках и в кольцевой шестерне, а распре-
деление жидкости осуществляется с
использованием описанного планетар-
ного поступательного движения коль-
цевой шестерни, постоянно смещенной
относительно оси ротора.
Каждая из семи рабочих камер в
любой момент времени сообщается с
одной из семи пар радиальных пазов
13 на торцах передней и задней кры-
шек, а в кольцевой шестерне имеются
семь пар аксиальных каналов 12 с
выходом на торцы, разделенных меж-
ду собой перемычками 19 шириной,
равной ширине радиальных пазов в
крышках. Эти каналы через систему
фигурных отверстий 10 и 3 и коллек-
торов 8 и 6 в задней крышке поочеред-
но сообщаются с одним из двух от-
верстий 9 и 5, предназначенных для
подсоединения к напорной и сливной
гидролиниям.
Гидромотор имеет две зеркально
симметричные поверхности распреде-
ления рабочей жидкости, лежащие в
плоскостях сопряжения торцов коль-
цевой шестерни с передней и задней
крышками. Подвод жидкости к обеим
этим поверхностям и отвод от них осу-
ществляется со стороны подвижной
детали качающего узла — кольцевой
шестерни. Для полного осевого урав-
новешивания движущейся кольцевой
шестерни на рабочем торце передней
крышки имеются глухие фигурные
отверстия 14 и 23, повторяющие фор-
му сечения подводящих и отводящих
отверстий в задней крышке.
Гидромотор является реверсивным.
При вращении ротора, например,
против часовой стрелки рабочая жид-
кость из напорной гидролинии пода-
ется к отверстию 5 в задней крышке,
а далее по кольцевому коллектору 6
и системе фигурных отверстий 3 — к
аксиальным каналам 12а в кольцевой
шестерне (рис. 8.4, б). В положении
деталей, указанном на рисунке, рабо-
чая жидкость поступает затем толь-
ко в те из пазов 13, которые соедине-
ны с расширяющимися в данный мо-
мент рабочими камерами 18а,
При давлении жидкости на шес-
терни качающего узла возникает кру-
тящий момент, который от ротора
передается через шлицевое соедине-
ние на выходной вал. Ротор, а с ним
и выходной вал, приводятся во вра-
щение, а кольцевая шестерня — в
планетарное движение. Объем рабо-
чих камер 186 уменьшается, рабочая
жидкость вытесняется через связан-
ные с ними пазы 13, аксиальные ка-
налы 126, отверстия 10, коллектор 8
и отверстие 9 в сливную гидролинию.
Такое распределение рабочей жидкос-
ти происходит непрерывно в процессе
планетарного движения кольцевой
шестерни.
Рабочий объем описанной гидро-
машины определяется по приведен-
ной формуле для схемы II, но с уче-
том, что Wjj=1. Для выполненных
конструкций гидромоторов рабочие
объемы следующие: 200, 250, 320,
400, 500 см3. Номинальный рабочий
режим гидромашины характеризуется
разностью давлений жидкости в ка-
налах входа и выхода (Др=12,5...
14 МПа), частотой вращения вала
(п=2...4	с-1), гидромеханическим
158
8. Героторные (бироторные) и планетарно-роторные гидромашины
КПД (0,92...0,94) и общим КПД
(0,81...0,83).
Схема III используется в орбиталь-
ных гидравлических машинах. Здесь
ротор, вращаясь с угловой скоростью
Ш1, совершает орбитальное движение,
обкатывая по периметру рабочую по-
лость. При этом выходной вал связан
с ротором при помощи подвижной
муфты, которая обеспечивает вра-
щательное и плоскопараллельное дви-
жение ротора. При такой схеме ско-
рость вращения выходного вала рав-
на скорости вращения ротора: <oi =
Входной вал совершает один обо-
рот за 21 циклов. Умножив рабочий
объем машины однократного дейст-
вия (схема /) на получим форму-
лу для определения рабочего объема
машины, выполненной по схеме III:
Vqi и = 2benDeiz2.
Орбитальные гидромашины схемы
III широко используются в объемном
гидравлическом рулевом управлении
мобильных машин в качестве дозиру-
ющих насосов. Орбитальные гидро-
моторы используются для привода
рабочих органов сельскохозяйствен-
ных машин и в мотор-колесах мо-
бильных машин. Гидромоторы тяже-
лых серий выпускаются с рабочим
объемом от 80 до 950 см3 и рассчи-
таны для работы при давлении до
25...26 МПа и п=8...33 с-1.
Схема IV позволяет получить высо-
кий крутящий момент на валу гидро-
мотора при относительно низком дав-
лении рабочей жидкости и малых га-
баритах машины. Помимо основной
рабочей пары — ротора и статора, в
ней имеются еще два зубчатых коле-
са внутреннего зацепления с малой
разницей чисел зубьев, являющиеся
преобразующим механизмом.
Записав уравнение для преобразу-
ющего механизма
coBz4 = ®iZ3 + (О0 (*4 — z3)
и качающего узла
о)о = — ол,
найдем
I «в Zite —*3) —*з
uiv = --- ------------------.
I «j.	z4
Тогда (аналогично редукторной
гидромашине схемы II) рабочий объ-
ем гидромашины схемы IV
VQ iv = 2benDe2z2/uiV.
Планетарные гидромашины схемы
IV целесообразно применять в тех
случаях, когда возникает потребность
в тихоходных гидромоторах, способ-
ных при малом давлении рабочей сре-
ды (0,5...3 МПа) развивать крутящий
момент, равный моменту гидромаши-
ны схемы III при давлении 10 МПа.
8.3.	Профили рабочих элементов
героторных и планетарно-
роторных гидромашин
Ротор и статор планетарной гидро-
машины представляют собой ци-
линдрические прямозубые шестерни
внутреннего зацепления. (Проектиро-
вание планетарных гидромашин с ду-
говыми профилями ротора и рабочей
полости см. в [5].)
При обкатывании ротора по коль-
цевой шестерне его начальный ци-
линдр катится без скольжения по на-
чальному цилиндру кольцевой шес-
терни. Теоретические профили строят
так, что в зацеплении зубьев, находя-
щихся на линии центров, нет зазора*
и эти зубья всегда находятся в сопри-
косновении.
Линия контакта зубьев должна
8.3. Профили рабочих элементов героторных и планетарно-роторных гидромашин
159
изолировать полости высокого и низ-
кого давлений в любой момент вре-
мени. При обкатывании зуб ротора
должен выходить из зацепления и
входить в него тогда, когда он пере-
ходит из одной зоны в другую.
В шестеренных планетарных и ге-
роторных гидравлических машинах
контур ротора (внутренней шестерни)
представляет собой эпитрохоиду.
Эпитрохоидальная кривая является
траекторией движения точки, посто-
янно связанной с подвижным (произ-
водящим) кругом радиуса г, который
обкатывает снаружи без скольжения
другой неподвижный круг радиусом
R. Образующая точка М связана с
производящим кругом й расположена
на расстоянии гт=£г от его центра.
Если модуль tn = r[R— рациональное
число, кривая будет замкнутой. Одну
и ту же эпитрохоидальную кривую
можно получить путем обкатывания
производящим кругом неподвижного
кругй, расположенного как внутри
производящего, так и вне его.
Для практики представляет интерес
случай, когда производящий круг
охватывает неподвижный, а расстоя-
ние от образующей точки до центра
производящего круга больше его ра-
диуса (гт>г). Получаемая при этом
кривая относится к семейству эпитро-
хоид и называется удлиненной перит-
рохоидой.
Из кинематической схемы механиз-
ма образования эпитрохоидного кон-
тура (рис. 8.5) видно, что образую-
щая точка М постоянно связана с
планетарным колесом 1, диаметр
которого больше диаметра обкаты-
ваемой шестерни 2. Начальные ок-
ружности этих зубчатых колес экви-
валентны производящему и обкатыва-
емому кругам. При вращении эксцен-
трикового вала 3 колесо 1 . будет
Рис. 8.5. Кинематическая схема механизма об-
разования эпитрохоидного контура
Рис. 8.6. Схема образования действительных
контуров ротора и рабочей полости
обкатывать шестерню 2, производя-
щая точка опишет циклоидальную
кривую, которая при гт>г может быть,
отнесена к удлиненным перитрохои-
дам.
Связав полученную кривую с не-
подвижным кругом и обкатывая его.
вокруг окружности радиуса г, приняв,
ее за неподвижную, получим семейст-
во кривых, имеющих внутреннюю и
внешнюю огибающие. За контур ра-
бочей полости обычно принимается
внешняя огибающая, а за контур ро-
тора — первоначальная перитрохои-
да. Уравнения полученных таким об-
160
8. Ге роторные (бироторные) и планетарно-роторные гид Ромашины
Рис. 8.7. Профилирование ротора героторных
и планетарно-роторных гидромашин с цевоч-
ным зацеплением
разом контуров рассмотрены в книге
[5].
Выступы теоретического контура
рабочей полости остроконечные. В
действительности их выполняют с ра-
диусом закругления гц, что изменяет
и контур ротора, и контур рабочей
полости.
На рис. 8.6 показаны теоретические
эпитрохоидные контуры ротора и ра-
бочей полости в месте установки эле-
мента кругового профиля (кривые 2
и 1) и эквидистантные им кривые 4
и 3 действительных контуров ротора
и рабочей полости, образованных с
учетом радиуса закругления гц выс-
тупа контура рабочей полости.
Конфигурацию рабочей полости мож-
но выполнять с зубьями кругового про-
филя (цевками), центры которых ле-
жат в точках пересечения дуг теоре-
тического контура. Это позволяет ис-
пользовать вставные зубья (ролики).
Рабочую полость со вставными
зубьями нужно изготавливать так,
чтобы ролики, посаженные с зазором,
обеспечивающим их вращение, не вы-
падали из своих гнезд. Высота цевки
над поверхностью расточки должна
быть такой, чтобы выступы ротора не
могли касаться поверхности рабочей
полости. Для этого принимают Л =
= 2e+S, где S — радиальный зазор.
Диаметры окружностей выступов
рабочей полости Dez и ротора Der
De2 = 2 (rT — гц), Del = 2 (rT — гц + e);
диаметры расточки рабочей полости
и впадин ротора Du:
Di2=2 (rT — гц + h), Dn=2 гц—е)-
Для непрерывного сопряжения ро-
тора с каждой цевкой действитель-
ный его контур должен иметь вид
эпитрохоиды. Найдем уравнение ли-
нии профиля ротора. Имея систему
координат ХО1У, неподвижную отно-
сительно ротора, за независимый па-
раметр принимаем не угол ср, а угол
ф поворота образующего круга отно-
сительно оси OiX, и полагаем, что при
ф = 0 центр цевки ОД лежит на оси
OtX (рис. 8.7). Пусть х0, г/0—коорди-
наты кривой, описываемой центром
цевки. Из рисунка следует, что
х0 = rT cos (<p/z2) — е cos <p,
Уо = rT sin (<p/z2) — e sin <p.
Поскольку rlz2 = e, ф=(1—«21)‘ф =
='ф/г2, получим
' x0 = r[ccosi|)—l/z2-cos(z2^)],
y0 = r[c sin ф — l/z2-sin (г2ф)],
где c = r^r — параметр формы.
Координаты точки К профиля ротора
х = х0 — rusiny, у = y0 + rucosY,
8.4. Распределение рабочей жидкости
161
где
sinv —	. _ccosi|> —cos(zai|>)
|ОЦР| V 1 + с2 — 2c cos (г2ф)	*
cosy = |Оц£[ =	_sin (г2ф) — c sin ф	.
| ОЦР|	V 1 + c2 — 2c cos (г2ф)
Полный профиль половины впади-
ны выявляется при изменении ф от
нуля до л/хь
8.4.	Распределение рабочей жидкости
Ответственным узлом гидравличе-
ской машины является распредели-
тель, представляющий собой устрой-
ство для управления потоком рабочей
жидкости.
В героторных гидромашинах воз-
можно распределение рабочей жид-
кости тремя способами. На рис. 8.8, а
показана схема распределения жид-
кости через отверстия в кольцевой
шестерне. Корпус 1 гидромашины
имеет приливы, между которыми вра-
щается кольцевая шестерня 3. При-
ливы разделяют полость 2 на камеру
всасывания и камеру нагнетания. Эта
система наиболее проста и легко вы-
полнима. Ее недостатком является
отрицательное действие сил инерции
при всасывании жидкости.
На рис. 8.8, б показан способ рас-
пределения жидкости через отверстия
во внутренней шестерне 4, которая
вращается вокруг специального раз-
делителя 5, делящего полость внут-
ренней шестерни на две: полость вса-
сывания I и полость нагнетания II.
Толщина рабочих элементов разде-
лителя равна диаметру отверстий в
шестерне. Осуществление такого рас-
пределения жидкости наиболее слож-
но. Оно отличается повышенными
гидравлическими потерями.
Наиболее распространенный в геро-
торных гидромашинах принцип рас-
пределения жидкости показан на
рис. 8.8, в. В торцовых дисках имеют-
ся серповидные окна 6 и 7, связываю-
щие рабочие камеры гидромашины с
полостями нагнетания и всасывания.
При положении шестерен, как пока-
зано на рисунке, нижняя камера
имеет наибольший объем. В указан-
ном положении эта камера не должна
сообщаться ни с полостью нагнета-
ния, ни с полостью всасывания. Бо-
ковые стороны контура распредели-
тельных окон находятся, как дуги,
построенные из центров внутренней
и кольцевой шестерен.
В планетарно-роторных гидромаши-
нах могут применяться распредели-
Рис. 8.8. Схемы распределения рабочей жидкости в героторных гидромашинах
11. Зак. 670
162
8. Героторные (бироторные) и планетарно-роторные гидромашины
Рис. 8.9. Планетарный насос-мотор с торцо-
, вым распределителем рабочей жидкости
тели всех известных типов, в том чис-
ле золотниковые (кранового и плос-
кого типов). Наиболее просто и
надежно распределение рабочей жид-
кости непосредственно ротором. При
этом может быть осуществлен внут-
ренний подвод ее через осевые кана-
лы эксцентрика или распределитель-
ной оси (если на ней вращается ротор
или установлен неподвижный элемент
гидромашины) или наружный — че-
рез каналы по. периметру неподвиж-
ного или вращающегося корпуса,
либо подвод через распределительные
окна в торцовых дисках. Непосредст-
венное распределение жидкости при
наружном ее подводе рассмотрено на
примере планетарных гидромоторов
серий ПМЛ и ПМС (см. рис. 8.4).
В планетарном насосе-моторе (рис.
8.9) распределение жидкости осуще-
ствляется плоским золотником /.
При вращении приводимого вала 2
распределительный золотник, поса-
женный на эксцентрично расположен-
ную шейку 3 эксцентрикового вала,
совершает колебательное движение.
Внешний кольцевой поясок золотника
последовательно закрывает те выхо-
ды из камер, которые находятся в
нейтральном положении. Эксцентри-
ситеты шеек вала расположены отно-
сительно друг друга под углом 90°,
при котором нейтральная ось золот-
никового распределителя совпадает с
нейтральной осью (плоскостью сим-
метрии) рабочей пары.
Рис. 8.10. Планетарно-роторный гидроусилитель вращающего момента
с цапфенным распределением рабочей жидкости
8.5. Особенности расчета и проектирования планетарно-роторных машин	163
На рис. 8.10 показан гидромотор
орбитального типа с цапфовым рас-
пределителем, выполненный таким
образом, что может быть использован
в качестве гидроусилителя крутяще-
го момента. При вращении приводно-
го вала 1 с распределителем 2 жид-
кость поступает в рабочие камеры,
образованные зубьями статора 3. Ро-
тор 4 совершает планетарное движе-
ние и с помощью промежуточной зуб-
чатой втулки 5 передает крутящий
момент на выходной вал 6.
8.5.	Особенности расчета и
проектирования планетарно-
роторных машин
При конструировании планетарно-
роторной гидромашины исходными
данными являются номинальные по-
дача, давление рабочей жидкости и
частота вращения вала. На основании
этих данных с учетом условий экс-
плуатации осуществляется выбор ки-
нематической схемы и типа распреде-
ления рабочей жидкости.
Максимальная частота вращения
вала ограничивается допустимым
уровнем вибраций и пропускной спо-
собностью распределителя.
Во всех планетарных гидромашй-
нах из-за неуравновешенности рото-
ра, центр масс которого смещен отно-
сительно оси вала, возникает центро-
бежная сила
= (2ли)2т1е,
где п — частота циклов (число оборо-
тов центра ротора за 1 с); mi— мас-
са ротора.
С возникновением центробежной си-
лы появляются вибрации с частотой,
равной частоте циклов. Допускаемая
неуравновешенность определяется от-
носительным значением центробежной
силы (в процентах от веса машины)'
и зависит от назначения и условий
эксплуатации машины. В практиче-
ски выполненных конструкциях неу-
равновешенность ротора составляет
5...40%.
Хорошие виброакустические свой-
ства планетарных гидромашин дости-
гаются двумя способами:
1)	планетарную машину выполня-
ют с двумя рабочими парами и оди-
наковым смещением центров роторов
в противоположные стороны; 2) уста-
навливают балансир на эксцентрико-
вый вал.
Все геометрические соотношения в
машине в той или иной степени зави-
сят от параметра формы с. Минималь-
ное его значение выбирается из усло-
вия вписываемости в контур рабочей
полости производящей окружности
перитрохоиды:	1+2/z2 + r4/r. С уве-
личением параметра с машина стано-
вится менее компактной. Поэтому не-
обходимо стремиться к его минималь-
ному значению.
Ширину ротора b рекомендуется
выбирать такой, чтобы обеспечивалось
соотношение ширины и диаметра ра-
бочей полости гидромашины пример-
но в тех пределах, которые имеют
место для распространенных пластин-
чатых гидромашин.
Корпус гидравлической машины из-
готовляется из алюминиевых сплавов,
чугуна или стали (если он составляет
одно целое со статором).
Расчет корпуса сводится к проверке
прочности его стенок, а также расче-
ту каналов в линиях нагнетания и
всасывания на допустимую скорость
потока. При запрессовке в корпус
статора необходимо проверить значе-
ние напряжения о, возникающего при
запрессовке под давлением
Р ~ Md (CjJEi Н- Е^/Е^)],
п*
164
8. Героторные (бироторные) и планетарно-роторные гидромашины
Рис. 8.11. Схема обработки ротора с эпитро-
хоидным профилем круглым долбяком:
/—эпитрохоида; 2—ось шпинделя; 3—ось кругового
долбяка; 4—круглый дол бяк; 5—заготовка колеса
где 6Н — максимальный диаметральный
натяг; d — номинальный диаметр сопря-
гаемых поверхностей; Ci=(d2+ di)/(d2—
- di) - hi; C2= (D2 +
D, di — наружный диаметр корпуса и
диаметр окружности, вписанной в кон-
тур рабочей полости статора; p.lt р>2—
коэффициенты Пуассона для материала
соответственно статора и корпуса; Ei,
Е2 — модуль упругости материала соот-
ветственно статора и корпуса.
Напряжение а определяется по фор.
муле:
а = p(D2 + d2)/(D2 —d2).
Толщину стенок цилиндрической
части корпуса и плоской крышки
можно определять по зависимостям,
рекомендованным для расчета соот-
ветствующих элементов гидроцилин-
Дра.
При механической обработке необ-
ходимо обеспечить соосность отвер-
стий для торцовых крышек с отвер-,
стиями для установки статора,
распределительных дисков и подшип-
ников в пределах 0,02 мм. Шерохо-
ватость поверхностей должна соот-
ветствовать Ra<l,25 мкм.
Болты и шпильки, соединяющие
детали гидромашины, проверяются на
прочность по нагрузкам при макси-
мальном гидравлическом давлении и
по усилиям предварительной затяжки.
Статор и ротор выполняются из ле-
гированных среднеуглеродистых ста-
лей с последующей цементацией и
термообработкой рабочих поверхнос-
тей до твердости 56...63 HRCa, встав-
ные цевки — из стали ШХ15. Шеро-
ховатость рабочей поверхности долж-
на соответствовать. 7?а^0,32 мкм, а
вогнутость не должна превышать
0,005 мм. Толщина стенок статора
должна быть достаточной, чтобы ис-
ключить их деформации при давлении
жидкости.
Допуски формы и расположения
рабочих поверхностей основных дета-
лей (статора, ротора, торцовых дис-
ков) — по V степени точности ГОСТ
24643—81. Выпуклость их торцовых
поверхностей не допускается.
Зазор между торцовыми поверх-
ностями ротора и торцовых дисков
(или крышек корпуса) не должен
превышать 0,015...0,02 мм.
Роторы, работающие с цевками,
8.5. Особенности расчета и проектирования планетарно-роторных машин	165
могут обрабатываться на зубодол-
бежном станке с круглым долбяком,
диаметр которого равен диаметру
цевки (рис. 8.11). Если ось долбяка
перемещается по кривой P0FiEi, а
движения долбяка и заготовки связа-
ны между собой, в результате сложе-
ния двух вращательных движений
(точки Ро вокруг оси ОзО3 с угловой
скоростью и заготовки вокруг оси
0101 с угловой скоростью ®к)
получается эпитрохоидный профиль
Р'о Е, Ер При этом необходимо со-
блюдать условие сош——(OkZi.
Торцовые диски выполняются из
цементируемых или азотируемых ста-
лей с высокой твердостью рабочей
поверхности (до 60...63 HRCJ, а так-
же из алюминиевой, кремнистой или
марганцовистой бронзы. Шерохова-
тость рабочих поверхностей торцовых
дисков должна соответствовать Ra^sZ
г^0,32 мкм. Торцовые диски должны
быть недеформируемыми.
9
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ЦИЛИНДРЫ
9.1.	Устройство
и основные параметры
поршневых гидроцилиндров
Гидравлическим (пневматическим)
цилиндром называют объемный гид-
родвигатель (пневмодвигатель) с ог-
раниченным возвратно-поетупатель-
цым движением выходного звена
[31]. По принципу действия и конст-
рукции гидроцилиндры подразделя-
ются на поршневые, плунжерные, те-
лескопические, мембранные и силь-
фонные. Применение гидроцилиндра
того или иного типа определяется
конкретными условиями его работы,
назначением и конструкцией той ма-
шины, в которой он используется.
Поршневые гидроцилиндры как ис-
полнительные устройства являются
неотъемлемой частью гидропривода и
систем гидропневмоавтоматики и ши-
роко применяются в авиа- и станко-
строении, металлургии, тракторном и
сельскохозяйственном машинострое-
нии, подъемно-транспортных, дорож-
ных машинах и т. п. Благодаря вы-
сокой энергоемкости, быстродействию,
простоте в управлении и регулирова-
ния скорости выходного звена порш-
невые гидроцилиндры в настоящее
время нашли применение в манипу-
ляторах и робототехнике.
Мембранные цилиндры применяют-
ся в качестве силовых устройств в
пневматических приводах к тормо-
зам, различных регулирующих сис-
темах, а также технологической
оснастке. Сильфоны как чувстви-
тельные элементы используются в
приборостроении в автоматических
устройствах.
Конструктивные схемы гидро- и
пневмоцилиндров различных типов и
их условные обозначения по ГОСТ
2.782—68 приведены в табл. 9.1.
В поршневых гидроцилиндрах ра-
бочие камеры образованы внутренни-
ми стенками корпуса (гильзы) и
поршнем со штоком. Основными эле-
ментами поршневого гидроцилиндра
являются (рис. 9.1): корпус 2 с ци-
линдрической внутренней расточкой,
закрытый с торцов крышками 1 и 7;
поршень 4, установленный внутри
корпуса, и шток 5, связанный с порш-
нем и выходящий одним концом на-
ружу через отверстие в крышке 7.
Для исключения перетечек рабочей
жидкости из одной рабочей камеры в
другую, а также вытекания жидкос-
ти наружу в сопряжениях поршня с
цилиндром и штока с крышкой уста-
новлены уплотнения 3 и 6. Рабочая
камера А, ограниченная корпусом,
поршнем и крышкой 1, называется
поршневой полостью, а рабочая ка-
мера Б, ограниченная рабочими по-
верхностями корпуса, поршня, штока
и крышкой 7,— штоковой полостью.
Поршневые гидроцилиндры могут
быть одностороннего или двухсторон-
него действия, с односторонним или
двухсторонним штоком, с подвижным
штоком или подвижным корпусом.
В гидроцилиндре одностороннего
действия движение выходного звена
(штока) в одну сторону происходит
за счет давления рабочей жидкости,
а в противоположную — за счет дру-
9.1. Устройство и основные параметры поршневых гидроцилиндров
167
Табл. 9.1. Схемы гидроцилиндров (пневмоцилиндров) и их графические обозначения
| Номер I схемы j	Наименование	Конструктивная' схема	Обозначение по ГОСТ 2.782—68
1	2	3	4
1 Цилиндр
2 Цилиндр одностороннего
действия без указания спо-
соба возврата штока
3 Цилиндр одностороннего
действия с возвратом штока
пружиной
4 Плунжерный цилиндр
Телескопический цилиндр
одностороннего действия
Цилиндр
действия с
штоком
двухстороннего
односторонним
7
Цилиндр
действия с
двухстороннего
штоком
двухсторонним
Телескопический цилиндр
двухстороннего действия
Цилиндр двухстороннего
действия с односторонним
штоком и подводом рабочей
среды через шток
168
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Окончание
i
10
Цилиндр двухстороннего
действия с двухсторонним
штоком и подводом рабочей
среды через шток
11
Цилиндр двухстороннего
действия с постоянным од-
носторонним торможением в
конце хода
12
Цилиндр двухстороннего
действия с постоянным двух-
сторонним торможением в
конце хода
13
Цилиндр двухстороннего
действия с регулируемым од-
носторонним торможением в
конце хода
14
Цилиндр двухстороннего
действия с регулируемым
двухсторонним торможением
в конце хода
15
Цилиндр двухкамерный
двухстороннего действия
16 Мембранный цилиндр од-
ностороннего действия
17
Мембранныйцилиндр двух-
стороннего действия
9.1. Устройство и основные параметры поршневых’гидроцилиндров
169
гих сил (нагрузка, сила пружины,
вес приводимого звена и др.). Гидро-
цилиндры одностороннего действия
бывают поршневыми, плунжерными и
телескопическими.
В поршневом гидроцилиндре одно-
стороннего действия (схема 2 в табл..
9.1) сила давления рабочей жидкости
F = р • лО2/4 • т)гм,	(9.1)
где р — давление рабочей жидкости,
подаваемой в цилиндр; D — диаметр
поршня; т]™ — гидромеханический
КПД гидроцилиндра.
Скорость перемещения поршня оп-
ределяется по формуле
оп = 4Qr]0/(nD2),	(9.2)
где т|о — объемный КПД гидроцилин-
дра.
В телескопических гидроцилиндрах
одностороннего действия действующие
на поршень силы и скорость его пере-
мещения рассчитываются, как и для
поршневого гидроцилиндра односто-
роннего действия. При этом необхо-
димо учитывать, что выдвижение
штоков ' у телескопического гидроци-
линдра, выполненного по схеме 5,
осуществляется последовательно: сна-
чала движутся поршни большего диа-
метра, а затем меньшего.
В гидроцилиндрах двухстороннего
действия движение выходного звена
происходит в обе стороны за счет
давления рабочей среды. Гидроци-
линдры двухстороннего действия мо-
гут быть с односторонним штоком, с
двухсторонним штоком, телескопиче-
ские, комбинированные.
На шток цилиндра, выполненного
по схеме 6 (см. табл. 9.1), при пода-
че рабочей жидкости в поршневую
полость (прямой ход штока) дейст-
вует сила
Рис. 9.1. Схема гидроцилиндра
(Р Рш.с) . 4“Рш.с ' I ‘Пгм»
4	4 J
Fn =
где рш.с — давление жидкости, вытес-
няемой на слив из штоковой полости;
dm — диаметр штока.
При подаче рабочей жидкости в
штоковую полость (обратный ход
штока) теоретическая сила, действу-
ющая на шток,
г Г/ \ яО2 И
Гщ. — (Р Рп.с) ". Р 7
L	4	4
Лгм>
где Рп.с — давление жидкости, вытес-
няемой на слив из поршневой полос-
ти.
Скорость поршня при подаче жид-
кости в штоковую полость
vm =	(О2 — 4)]. (9.3)
Из сопоставления выражений (9.2)
и (9.3) видно, что скорость поршня
при поступлении жидкости в штоко-
вую полость больше, чем при подаче
жидкости в поршневую полость, при-
чем
Vn/Vni= 1-4/П2.	(9.4)
170
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Рис. 9.2. Схема включения цилиндра в гидро-
систему для обеспечения одинаковых скорос-
тей перемещения поршня при движении штока
в двух направлениях
Равенство (9.4) характеризует сте-
пень увеличения скорости поршня при
обратном ходе штока гидроцилиндра.
Повышение скорости поршня при об-
ратном ходе штока позволяет осу-
ществлять быстрые холостые его пере-
мещения без увеличения подачи
насоса. Однако если требуется обес-
печить постоянную скорость поршня
при ходе штока в обе стороны, необ-
ходимо принимать специальные меры.
Для обеспечения одинаковых ско-
ростей перемещения поршня в обоих
направлениях в гидроцилиндре с од-
носторонним штоком необходимо, что-
бы площадь штока была в два раза
меньше площади поршня. Кроме того,
гидроцилиндр должен быть включен
в гидросистему по схеме, приведен-
ной на рис. 9.2. При движении порш-
ня вправо обе полости цилиндра сое-
диняются друг с другом, и перемеще-
ние его происходит вследствие разли-
чия рабочих площадей поршня со
стороны поршневой и штоковой по-
лостей. Вытесняемая из штоковой по-
лости рабочая жидкость поступает в
поршневую полость цилиндра вместе
с жидкостью, нагнетаемой насосом.
Другим способом получения одина-
ковых скоростей перемещения порш-
ня в обе стороны является примене-
ние гидроцилиндров с двухсторонним
штоком (схема 7 в табл. 9.1).
При использовании поршневых ци-
линдров в пневматических приводах
определение их рабочих параметров
необходимо производить с учетом
сжимаемости воздуха. Скорость пере-
мещения поршня в пневмоцилиндрах
изменяется по длине рабочего хода и
зависит от многих факторов: харак-
тера нагрузки, проходных сечений
трубопроводов и подводящих уст-
ройств, температуры воздуха и т. д.
Поэтому в общем случае при расче-
те пневмоприводов оперируют не ско-
ростью, а временем срабатывания
пневмоцилиндра.
Циклограмма изменения хода што-
ка S пневмоцилиндра, а также давле-
ния воздуха в рабочей (pi) и выхлоп-
ной (р2) полостях во времени т при-
ведена на рис. 9.3 (здесь рабочей
полостью называется полость, соеди-
ненная с источником сжатого возду-
ха, а выхлопной — соединенная с ат-
мосферой [12]). Циклограмма харак-
теризует время срабатывания не от-
дельно взятого пневмоцилиндра, а
всего пневмопривода, включая и вре-
мя нарастания давления в коммуни-
кационных линиях. Время срабатыва-
ния пневмопривода включает: 1) про-
должительность подготовительного
периода до начала перемещения пор-
шня. Этот период включает проме-
жуток времени от момента включения
управляющего устройства, подающе-
го сжатый воздух в цилиндр, до воз-
растания давления в рабочей полости,
при котором начинается движение
поршня; 2) период движения порш-
ня, когда давление воздуха в цилин-
дре может колебаться в зависимости
9.1. Устройство и основные параметры поршневых гидроцилиндров
171
от конструктивных параметров уст-
ройств, приводимых цилиндром; 3)
заключительный период, в течение
которого давление в рабочей полости
увеличивается до требуемого; 4) про-
должительность технологической опе-
рации, когда пневмоцилиндр разви-
вает рабочее усилие, воздействующее
на механизм.
Аналогичные периоды имеются и
при обратном ходе поршня. При этом
давление воздуха в рабочей полости
уменьшается от максимального зна-
чения до нуля. Расчет указанных пе-
риодов движения поршня подробно
описывается в специальной литерату-
ре [12].
Для получения больших ходов
применяют телескопические гидроци-
линдры, состоящие из совмещенных
двух и более цилиндров.
В телескопическом гидроцилиндре
(рис. 9.4) общий ход штоков превы-
шает длину корпуса. Внутренняя по-
лость штока 2 поршня 5 большого
диаметра является цилиндром для
поршня 4, к штоку 1 которого прило-
жена нагрузка. При подаче жидкости
в полость Г большого цилиндра 3 она
перетекает через отверстие 6 в донной
части поршня 5 в полость В малого
цилиндра 2. В результате оба поршня
(4 и 5) будут перемещаться влево.
При этом, поскольку шток 2 в началь-
ный момент (при относительном по-
ложении поршней 4 и 5, показанном
на рисунке) не несет нагрузки, кото-
рая приложена к штоку поршень 5
будет перемещаться вхолостую при
неподвижном поршне 4 до соприкос-
новения с его донной частью. Затем
оба поршня перемещаются совместно.
После того как поршень 5 переместит-
ся к левой крышке цилиндра 3, даль-
нейшее движение штока 1 будет про-
исходить под давлением жидкости
?ис. 9.4. Схема телескопического гидроци-
линдра
только на поршень 4,
Для обратного движения штока
жидкость одновременно подается в
штоковые полости А и Б цилиндров
2 и 3. При этом сначала перемещает-
ся поршень 5, а затем, когда он ‘при-
дет к правой крышке цилиндра 3,—
поршень 4.
172
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Сила, действующая на шток гидро-
цилиндра, и скорость его перемеще-
ния при движении влево рассчитыва-
ются по формулам
г nDi	4Q
P=Pi—r~^ Vai=—^-По.
4	SWj
где i — порядковый номер поршня
(начиная с поршня наибольшего ди-
аметра), который работает в рассмат-
риваемый момент времени.
Когда поршень упирается в крыш-
ку и вступает в работу следующий за
рим, р и изменяются скачкообраз-
но. При F=const и Q = const
&P = Pi+i — Pi =
4F 7 1
ят)гм \
л	4Q /	1
Afn=fn(W>—«ni= — Ну-
л \Di+1
При обратном движении штока
4

В этом случае вступление в работу
очередного поршня сопровождается
скачкообразным изменением р и t>n:
Др = Pi — Phi =
_ 4F /	 1______________1	\
лт)гм \	J ’
Avn = Vni ^n(i+l) =
= 4Q 7	1 1	\
Многокамерные гидроцилиндры
применяются в случаях, когда необ-
ходимо обеспечить большие усилия
на штоке при ограниченном диаметре
и неограниченной длине цилиндра.
Конструктивно такие узлы представ-
ляют собой ряд последовательно со-
единенных гидроцилиндров.
Если подавать рабочую жидкость в
каждый из цилиндров от отдельного
источника питания, можно получить
дублированную систему повышенной
надежности, что важно при проекти-
ровании различных гидроусилителей,
особенно в летательных аппаратах.
При перемещении гидроцилиндра-
ми механизмов, имеющих большую
массу, с большой скоростью силы
инерции могут быть столь значитель-
ны, что для безударной остановки дви-
жущейся массы и во избежение поло-
мок машин из-за высоких перегрузок
необходимо обеспечивать торможение
гидроцилиндра и применять демпфи-
рующие устройства.
Применяются различные схемы
демпфирующих устройств. Наиболее
распространенная схема демпфера
простейшего типа представлена на
рис. 9.5.
Поршень 1 снабжен цилиндриче-
ским выступом (плунжером) 2 (с од-
ной или с обеих его сторон), который
в конце хода поршня входит в каме-
ру 3, запирая тем самым в сливной
полости 4 гидроцилиндра некоторый,
объем жидкости. Скорость дальней-
шего движения поршня будет огра-
ничена, поскольку запертая в полости
жидкость должна быть выдавлена
через кольцевой зазор б, образован-
ный плунжером' и стенками камеры.
В результате в полости создается про-
тиводавление, препятствующее дви-
жению поршня. При этом давление в
замкнутой полости и путь торможе-
ния (до полной остановки движу-
щихся частей) зависят от сопро-
тивления дросселирующей щели и за-
кона его измерения по пути поршня.
9.1. Устройство и основные параметры поршневых гидроцилиндров
173
Энергия, поглощаемая демпфером,
определится из уравнения
IF = ApKSR = ГД3Д,
где А — площадь демпфирования:
Д=л(Р2—с?2пл)/4; ря — давление в ка-
мере демпфирования; Зд — путь дем-
пфирования; Гд — среднее по ходу
поршня усилие торможения (демпфи-
рования).
Приравнивая кинетическую энер-
гию движущихся масс т энергии,
поглощаемой демпфером необходимое
усилие торможения:
гд = /^^/(гЗд),
где v — скорость поршня в начале
торможения.
Мембранный цилиндр (рис. 9.6)
представляет собой защемленную по
периферии в корпусе 3 круглую мем-
брану 1, центральная часть которой
связана со штоком 4. В настоящее
время применяются преимущественно
эластичные мембраны, выполненные
из прорезиненной ткани. Мембрана
имеет жесткий центр 2 диаметром Лц,
составляющий обычно 0,75...0,85 DH
(Dn — диаметр, по которому мембра-
на защемлена в корпусе). Для уве-
личения хода штока используют гоф-
рированные мембраны.
Усилие, развиваемое мембранным
цилиндром, в значительной степени
зависит от эффективной площади
мембраны Ад. Под эффективной пло-
щадью мембраны понимается такая
площадь, произведение которой на
перепад давления дает истинное зна-
чение усилия на жестком центре в
осевом направлении, т. е. Гэ=АрДэ
[Ю].
Эффективная площадь мембраны
является переменной величиной и за-
висит от ряда факторов: хода центра
Рис. 9.5. Схема гидроцилиндра с торможением
Рис. 9.6. Схема мембранного гидроцилиндра
(пневмоцилиндра)
мембраны, жесткости ее материала,
перепада давления, диаметра жестко-
го центра и др. Учесть влияние всех
этих факторов трудно, поэтому Дэ оп-
ределяют по приближенным фор-
мулам.
При нейтральном положении жест-
кого центра, когда его плоскость сов-
падает с плоскостью защемления
мембранного полотна, Аэ не зависит
от формы гофра и перепада давления
и равна расчетной эффективной пло-
щади Др [3]:
ЛЭ = ДР= +	+
174
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Рис. 9.7. Схема сильфона
Понижение усилия, передаваемого
мембраной при смещении жесткого
центра из нейтрального положения,
учитывается поправочным коэффици-
ентом £=4Э/ДР.
Для некоторых материалов, приме-
няемых при изготовлении эластичных
мембран, получена эмпирическая фор-
мула для определения k [10]:
k = a + b^/DR)+c^lD^.
Значения параметров а, b и с:
а Ь с
Прорезиненная ткань 0,447 1,358 —1,2
Пленка из фтороплас-
та 4	0,160	2,04	—1,2
Полиэтиленовая плен-
ка	0,205	0,813	0,018
Предельно возможное перемещение
жесткого центра, определенное без
учета вытяжки материала полотна,
находится по формуле
smax = ± ]//2-(Пн-^)2/2,
где I — длина дуги гофра.
Положение мембраны при макси-
мальном ходе показано на рис. 9.6
пунктирной линией.
Рабочее давление жидкости в мемб-
ранных гидроцилиндрах обычно не
превышает 1 МПа.
Сильфонные цилиндры применяют-
ся для получения малых линейных
перемещений выходного звена. Силь-
фон представляет собой упругую гоф-
рированную цилиндрическую оболоч-
ку, разделяющую две среды,. находя-
щиеся под разным давлением (рис.
9.7). Применяемый материал для
сильфонов — полутомпак, фосфорис-
тая бронза, коррозионно-стойкая
сталь, бериллиевая бронза, монель-
металл и эластомеры.
Сильфоны имеют наружный диа-
метр от 5 до 250 мм. Рабочее давле-
ние жидкости определяется количест-
вом слоев материала, из которого
изготовлены стенки. Однослойные
сильфоны рассчитываются на давле-
ние от 0,2 до 3 МПа, причем большим
диаметром соответствуют меньшие
давления.
Многослойные сильфоны применя-
ют при давлениях до 15 МПа. Мак-
симальное перемещение металличе-
ского сильфона обычно не превышает
25% его свободной длины, причем
15% приходится на сжатие и 10% —
на растяжение.
Сильфоны предпочтительнее на-
гружать внешним давлением, которое
может превышать давление при внут-
реннем нагружении на 25...30%.
За эффективный диаметр сильфона
обычно принимают средний диаметр
гофров. Тогда, если при малом пере-
мещении пренебречь жесткостью силь-
фона, развиваемое усилие можно вы-
числить по формуле
F = p-ndcV/4,
где t/cp — средний диаметр гофров
сильфона: dcp= (di+d2)/2; di, d2 —
соответственно внешний и внутренний
диаметр гофров (обычно
'9.2. Конструкции гидроцилиндров и их элементов
175
9.2.	Конструкции гидроцилиндров
и их элементов
Гидравлические цилиндры по свое-
му конструктивному исполнению от-
личаются большим разнообразием.
В зависимости от характера и усло-
вий эксплуатации конструкции гидро-
цилиндров могут отличаться по спо-
собам соединения крышки с гильзой
и поршня со штоком, подвода рабочей
жидкости в полости гидроцилиндра,
уплотнения поршня и штока, а также
наличием специальных устройств для
очистки штока, ограничения хода и
скорости перемещения поршня, уда-
ления воздуха и т. д.
Конструкция соединения крышек с
корпусом в значительной степени оп-
ределяет трудоемкость изготовления
цилиндра, его сборки и ремонта. Наи-
большее распространение получили
следующие соединения крышки с
гильзой: на болтах или стяжных
шпильках; на наружной или внутрен-
ней резьбе; сварные; устройство глу-
хих крышек.
Крепление крышек болтами и стяж-
ными шпильками нашло широкое рас-
пространение в машиностроении и, в
частности, в тракторных гидроцилин-
драх. Крепление болтами (рис. 9.8)
предполагает наличие по торцам
гильзы фланцев, которые могут быть
отлиты совместно с гильзой, приваре-
ны, изготовлены путем высадки и т. п.
Наименее трудоемкий и металлоем-
кий — способ приварки фланцев к
гильзе.
Одним из наиболее простых и тех-
нологичных является соединение кры-
шек с гильзой на стяжных шпильках
(рис. 9.9). Этот метод крепления об-
ладает рядом существенных преиму-
ществ по сравнению с другими мето-
дами: минимальное число операций
по обработке гильзы; возможность
Ш77/77/7//7/Ш77^/а
Рис. 9.8. Конструкции гидроцилиндра с креплением крышки болтами и приварной
крышкой
176
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Рис. 9.9. Гидроцилиндр с креплением крышек стяжными шпильками
использования в качестве заготовки
тонкостенной трубы без обработки по
наружному диаметру; отсутствие при-
варных деталей; простота ориенти-
ровки штуцеров; простота сборки и
разборки; максимальная унификация
деталей при компоновке их в различ-
ных исполнениях по типу крепления
к машине. Однако такое крепление
обусловливает увеличение габаритов
гидроцилиндра и его массы.
Соединение крышек с гильзой на
наружной и внутренней резьбах ис-
пользуется в тех случаях, когда необ-
ходимо уменьшить габариты и массу
гидроцилиндра. Метод установки кры-
шек на наружной резьбе имеет и не-
достатки: необходимость обработки
гильзы по наружному диаметру; ус-
ложнение ориентировки штуцеров.
Конструкция гидроцилиндра с креп-
лением крышек к гильзе на наруж-
ной резьбе приведена на рис. 9.10.
Установка крышек на внутренней
резьбе требует механической обра-
ботки гильзы только по внутреннему
диаметру.
Находят применение гидроцилинд-
ры с глухими крышками, т. е. выпол-
ненными заодно с гильзой. При таких
конструкциях затруднена обработка
внутренней поверхности гильзы, поэ-
тому их в основном применяют для
плунжерных гидроцилиндров, где нет
необходимости в обработке гильзы
изнутри. Кроме того, такие цилиндры
не технологичны, так как имеют мес-
то значительные отходы металла при
обработке.
Цилиндры с приварной задней
крышкой (см. рис. 9.8) более техно-
логичны и просты в изготовлении, од-
нако при сварке имеется опасность
поводки гильзы. В силу своей просто-
ты такой метод крепления крышки
нашел широкое применение.
Конструкция крепления поршня на
штоке должна обеспечивать восприя-
тие им осевой нагрузки, действующей
на шток, и определять в конечном
итоге работоспособность гидроцилин-
дра.
На практике применяются два ос-
новных способа соединения поршня
со штоком: резьбовое и безрезьбовое.
Поршень при этом может быть цель-
ным и составным.
Широкое распространение получи-
ло резьбовое крепление поршня к
штоку (см. рис. 9.8, 9.9). Самоотвора-
9.2. Конструкции гидроцилиндров и их элементов
177 .
Рис. 9.11. Конструкции штуцеров для
подвода жидкости к гидроцилиндру
чивание крепящей гайки предупреж-
дается либо стопорной шайбой, либо
вставками из пластмассы, помещен-^
ными в резьбе гайки.
Резьбовое соединение штока с
поршнем имеет тот недостаток, что
при больших нагрузках и малых диа-
метрах штока резьба может оказать-
ся перегруженной и, кроме того, со-
храняется возможность самоотвора-
чивания гайки, особенно при вибра-
ционных нагрузках. В таких случаях
и применяется безрезьбовое соедине-
ние поршня со штоком (см. рис. 9.10).
На шток 1 надевается поршень 2,
после чего в проточку штока вставля-
ются два полукольца 5, на которые
надевается кольцо 3, стопорящееся
пружинным кольцом 4.
Способ подвода рабочей .жидкости
в полости ^зависит -от условий работы
и компоновки гидроцилиндра.
В простейшем случае подвод жид-
кости осуществляется через крышки
(см. рис. 9.8) или. через бобышки,
приваренные к гильзе. Присоедини-
тельные штуцера, подводящие жид-
кость, могут устанавливаться на ко-
нической или метрической резьбе, ли-
бо на фланцах.
Коническая резьба (ОСТ 23.1.117—
83) обеспечивает герметичность со-
единения без добавочных уплотнений
при давлениях до 30 МПа. Однако в
случае применения угольников , или
тройников коническая резьба затруд-
няет их установку в требуемом поло-
жении. В таких случаях применяют
штуцера с метрической резьбой,, со-
единения которых с корпусами гидро-
12. Зак. 670
178
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Рис. 9.12. Пневмоцилиндр одностороннего дей-
ствия с манжетным уплотнением поршня:
1—возвратная пружина; 2—манжета
цилиндров уплотняются прокладками
из маслдстойкой резины (рис. 9.11,
в), фторопласта или мягкого ме-
талла (рис. 9.11, б, г). Если позволя-
ют условия компоновки, применяется
также фланцевое подсоединение шту-
церов к гидроцилиндру (рис. 9.11, д).
В условиях серийного производства
большое значение приобретает уни-
фикация узлов и элементов гидросис-
тем, в том числе трубопроводов. Что-
бы подводящие шланги или трубо-
проводы были одинаковой длины,
подводящие штуцера размещают на
одной из крышек гидроцилиндра (пе-
редней или задней). Примером такой
конструкции является тракторный
гидроцилиндр (см. рис. 9.8, 9.9).
Назначение уплотнительного устрой-
ства — предупреждение или умень-
шение допустимых утечек рабочей
жидкости через соединения. Герме-
тизация подвижных соединений штока
с крышкой и поршня с гильзой осу-
ществляется с помощью резиновых
колец, как правило, круглого сечения
и манжет из резины или полимер-
ных материалов. Поршни цилиндров
уплотняются также металлическими
разрезными кольцами.
Манжетным уплотнениям характер-
но то, что они работают только од->
ной стороной, и одна манжета мо-
жет обеспечить герметичность кон-
такта поршня с гильзой лишь в
цилиндре одностороннего действия.
Такое уплотнение применяется, на-
пример, в пневмоцилиндре автомоби-
ля КамАЗ (рис. 9.12). Для уплотне-
ния поршней в гидроцилиндрах двух-
стороннего действия необходимо
устанавливать по две манжеты (рис.
9.13). Манжеты стандартизированы
(ГОСТ 14896—84).
В случае высоких давлений (более
10 МПа) при применении манжет
предусматриваются защитные кольца
из фторопласта (см. рис. 9.8) для пре-
дупреждения выдавливания кромки
Рис. 9.13. Гидроцилиндр с манжетным уплотнением поршня и шевронным уплотнением штока:
/—скребковые грязеочистители; 2—уплотнение штока; 3—уплотнение поршня
9.2. Конструкции гидроцилиндров и их элементов
179
штока шевронными манжетами
Рис. 9.14. Уплотнение поршня и
манжеты в зазор между поршнем и
гильзой.
Манжеты по ГОСТ 14896—84 обес-
печивают достаточный предваритель-
ный натяг без специальных распор-
ных устройств. Под давлением подво-
димой жидкости лепестки манжеты
поджимаются к уплотняемым поверх-
ностям дополнительным усилием. Ес-
ли давление действует на тыльную
сторону манжеты, лепестки отжима-
ются и пропускают жидкость через
уплотнение. Эти же манжеты приме-
няются ,и для уплотнения штоков.
Шевронные уплотнения (рис. 9.14)
состоят из набора шевронных ман-
жет 2, опорного 3 и нажимного 1 ко-
лец. Затяжка манжет регулируется
за счет подбора толщины шайб 4
(рис. 9.14, б, в), резьбовыми гайками
(рис. 9.14, а) или пружинами (рис.
9.14, г). Применение пружин устра-
няет необходимость регулирования
затяжки уплотнения. Рабочей средой
для этих манжет может быть вода,
эмульсия и минеральные масла при
давлении до 50 МПа и температуре
от —30 до +50 °C. Недостатком шев-
Рис. 9.15. Уплотнение поршня резиновыми
кольцами
ровных уплотнений является громозд-
кость и сравнительно большая сила
трения.
Эластичные кольца — наиболее уни-
версальный и распространенный вид
уплотнений не только в гидроцилинд-
рах, но и в других гидромеханизмах
вследствие их простоты, компактнос-
ти и надежности. Кольца помещают-
ся в круговые канавки между уплот-
няемыми поверхностями цилиндра и
поршня (рис. 9.15, а). Герметичность
12*
130
9* Гидравлические и пневматические цилиндры
Рис. 9.16. Уплотнение поршня
талфтческими кольцами
уплотнений при нулевом и малом
(нерабочем-) давлении жидкости
обеспечивается упругостью резины,
достигаемой предварительным сжати-
ем кольца при монтаже.- Под дейст-
вием рабочего давления жидкости
кольцо, дополнительно деформируясь
у внешней стороны канавки, создает
плотный контакт с уплотняемыми по-
верхностями.
Посадочные места под кольца
круглого сечения стандартизированы
ГОСТ 9833—73, технические требова-
ния ж ним определены ГОСТ 18829—
73. Круглые кольца применяют для
уплотнения элементов гидроузлов с
возвратно-поступательным - • переме-
щением со скоростью до 0,3 м/с. Ра-
бочая среда: минеральные масла,
жидкие топлива, эмульсии, пресная и
морская вода. Диапазон рабочих тем-
ператур от —50 до +100 °C, давле-
ние— до 10 МПа.
- Для предупреждения выдавливания
уплотнительных колец в зазор при
давлении более 10 МПа с одной или
с обеих сторон уплотнительного коль-
ца устанавливают защитные кольца
(рис. 9.15, б), изготовленные из твер-
дой; резины, фторопласта или тексто-
лита.
Вследствие того что прямоугольные
кольца больше, чем круглые, подвер-
жены закручиванию и выдавливанию
в зазор, они применяются в комбини-
рованных уплотнениях/ Для устране-
ния возможности выдавливания в за-
зор устанавливаются два кольца:
внутреннее 2 (рис. 9.15 в, г) из мяг-
кой резины и наружное 1 из твердой
резины,, капрона, нейлона, фторо-
пласта и других материалов, облада-
ющих высокой прочностью, низким
коэффициентом трения и высокой из-
носостойкостью.
Уплотнение поршня гидроцилиндра
пружинящими кольцами (рис. 9.16) —
одно из самых простых и долговеч-
ных. Металлические разрезные коль-
ца прямоугольного сечения устанав-
ливаются в канавки, проточенные на
поршне. Плотный контакт кольца с
зеркалом гильзы цилиндра создается
за счет упругости кольца, обжатого
при монтаже, а также давления жид-
кости на внутреннюю поверхность
кольца со стороны канавки, а в осе-
вом направлении — давления жидкос-
ти на боковую поверхность.
Эти уплотнения пригодны для ра-
боты при достаточно высоких давле-
ниях и в широком диапазоне темпе-
ратур. При качественном исполнении
они могут обеспечивать сравнительно
хорошую герметичность при давлении
до 30 МПа. В уплотнительном узле
применяется одно или несколько ко-
лец с расположением каждого из них
в своей канавке.
К недостаткам поршневых колец
относятся более жесткие, чем для ко-
лец из эластичных материалов, до-
пуски размеров сопрягаемых деталей,
формы и расположения их рабочих
поверхностей, повышенные утечки
жидкости.
Герметизация неподвижных соеди-
9.2. Конструкции гидроцилиндров и их элементов
181
нений осуществляется металлически-
ми и неметаллическими прокладками,
эластичными кольцами, диафрагмовы-
ми уплотнениями. В силовых гидроци-
линдрах неподвижными соединениями
являются места сопряжения крышки с
гильзой, поршня со штоком, фланцевый
стык штуцера с корпусом.
Пыль и грязь, осевшие на штоке
при работе гидроцилиндра в загряз-
ненной среде, при втягивании штока
могут попадать внутрь цилиндра. Это
приводит к загрязнению рабочей
жидкости, быстрому изнашиванию
трущихся поверхностей, выходу из
строя уплотнений поршня и штока.
Для предотвращения попадания гря-
зи в гидроцилиндр применяются гря-
зесъемники и защитные кожухи.
Простейшим грязесъемником может
служить обычная манжета (рис.
9.17, а), расположенная так, что одним
из своих усов она счищает грязь со
штока при его втягивании. Недостат-
ком таких грязесъемников является'
быстрое изнашивание эластичных кро-
мок манжеты, особенно при большом
количестве грязи.
Для цилиндров, работающих в усло-
виях повышенной загрязненности (на-
пример, тракторных), применяются
скребковые грязеочистители (см. рис.
9.13), состоящие из свободно сидящих
в расточке крышки металлических
шайб. Такие шайбы самоустанавлива-
ются на штоке. Однако в процессе
эксплуатации вследствие накопления
пыли и грязи эти шайбы могут завис-
нуть в одном положении, в результате
чего с одной стороны штока может
образоваться большой зазор, а с дру-
гой они будут царапать шток.
Более совершенными являются
комбинированные грязесъемники, со-
четающие преимущества эластичных
грязесъемных манжет и скребковых
Рис. 9.17. Конструкции грязесъемников
Рис. 9.18. Схема работы ограничительного
клапана:
1—хомутик на штоке гидроцилиндра; 2—ограничи-
тельный клапан
Рис. 9.19. Замедлительный клапан
182
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
1 2
Рис. 9.20. Гидроцилиндр с клапаном для выпуска воздуха
грязеочистителей (рис. 9.17, б). Они
устанавливаются в тракторных гидро-
цилиндрах Ц-125 и состоят из тонкого
скребкового кольца 1, плавающего
между защитной крышкой 2 и эластич-
ной грязесъемной манжетой 3.
В различных условиях эксплуатации
гидроцилиндров могут применяться
специальные устройства, повышающие
эффективность их работы, долговеч-
ность и безопасность приводимых ими
машин. К специальным устройствам
относятся ограничительные и замедли-
тельные клапаны, приспособления
для удаления воздуха из цилиндра
и др.
Ограничительный клапан предна-
значен для ограничения хода штока
гидроцилиндра и соответственно пе-
ремещения рабочей машины (напри-
мер, высоты подъема сельскохозяйст-
венного орудия). Схема действия огра-
ничительного клапана, устанавливае-
мого в гидроцилиндрах Ц-100 и Ц-75,
приведена на рис. 9.18.
Для уменьшения скорости опуска-
ния навесных орудий и предохранения
их удара о почву в тракторных гидро-
цилиндрах применяются замедлитель-
ные клапаны. Такие клапаны могут
быть встроены либо в крышку цилинд-
ра (см. рис. 9.8), либо в подводящий
штуцер (рис. 9.19).
Для достижения устойчивой рабо-
ты гидроцилиндра, особенно после
длительной ' остановки, необходимо
удалить воздух из гидросистемы. Для
этой цели в крышке гидроцилиндра
или в подводящем штуцере (рис.
9.20) имеются клапаны. При отвора-
чивании винта 2 шарик 1 отходит от
седла и пропускает воздух, который
через отверстие в винте выходит в
атмосферу.
9.3.	Расчет гидроцилиндров
Расчет силовых гидроцилиндров
производится в два этапа. На первом
этапе выбираются рабочие параметры
гидроцилиндра, обеспечивающие вы-
полнение им заданных функций. На
втором проверяется прочность гидро-
цилиндра.
Главными рабочими параметрами
гидроцилиндра являются номинальное
давление рном (ГОСТ 12445—80), диа-
метр цилиндра D, ход поршня S и диа-
метр штока dm (ГОСТ 6540—68).
Номинальным давлением задаются,
исходя из достигнутого технического
уровня гидросистем мобильных машин.
9.3. Расчет гидроцилиндров
183
Диаметр цилиндра определяется из
условия обеспечения требуемого мак-
симального усилия Fmax на штоке гид-
роцилиндра: ____________________
£) _ т/"4/f3Fmax
^РномЛгм П ~~~ (<*шД>)*]
где К3 — коэффициент запаса по дав-
лению, учитывающий потери давления
в трубопроводах, особенности гидро-
привода, требования надежности;
обычно Хз^1,2.
Гидромеханический КПД принима-
ется равным 0,85...0,95.
Ход поршня должен выбираться из
условия обеспечения функционирова-
ния приводимого механизма или вы-
полнения заданной технологической
операции. При этом максимальный
ход ограничивается для предупрежде-
ния потери продольной устойчивости
цилиндра: S/Z)<15, где S — ход порш-
ня гидроцилиндра. Минимальный ход
поршня не ограничивается и выбира-
ется исходя из конкретных условий
эксплуатации.
Корпус гидроцилиндра может быть
тонко- и толстостенным. Тонкостенным
считается цилиндр, для которого
Ra/R^l,2 (Rs, R — соответственно на-
ружный и внутренний радиусы стенки
цилиндра).
Требуемая толщина стенки тонко-
стенного цилиндра
s = Реом^/(2 [o'])»
где рвом — номинальное давление жид-
кости; [о] —допускаемое напряжение
растяжения для материала стенки,
принимается [о]=0,3ов (ов— предел
прочности материала).
Толщина стенки толстостенного од-
нослойного цилиндра
s _ D (1/~ М + (1 — fe) Рном
2 \	[о] (1 -|- k) PhOm	/
где k — отношение предела текучести
материала при растяжении к пределу
текучести его при сжатии: ^=<тт.р/от.с;
для хрупких, материалов отношение
от.р/от.с заменяется отношением преде-
лов ПРОЧНОСТИ Ов.р/Ов.с-
Необходимую толщину крышки гид-
роцилиндров определяют по следую-
щим формулам:
для плоской крышки
s= 0,4D/pBOM/[(J],
для сферической
« = РномО/(4 [<т]).
Гидроцилиндры под действием дав-
ления жидкости и внешней осевой на-
грузки работают на сжатие как балки
переменного сечения, причем напря-
женное состояние их зависит от харак-
тера нагружения и вида заделки кон-
цов цилиндра. При этом худшим явля-
ется случай, когда цилиндр закреплен
на машине шарнирно, т. е. имеет про-
ушины у задней крышки и на штоке.
При критическом значении продоль-
ной сжимающей силы ГКр может про-
изойти прогиб штока поршня, а при
дальнейшем увеличении нагрузки —
его разрушение.
Определение критической силы для
стержня с двумя участками различной
жесткости сводится в общем случае к
решению трансцендентного уравнения.
При жестком креплении цилиндра
производится расчет устойчивости вы-
двинутого штока по известной форму-
ле Эйлера:
= 3l2£'Aii/(lJ'4n)2»
где Е — модуль упругости материала;
/ш — момент инерции сечения штока;
— длина выдвинутого штока; ц —
коэффициент приведения длины (для
рассматриваемого случая ц=2).
184
9. Гидравлические и пневматические цилиндры
Короткие штоки (/ш^ 10^ш) рас-
считываются на сжатие без учета про-
дольного изгиба:
о = Г/Дш.
Согласно ГОСТ 16514—79, для гид-
роцилиндров со скоростью перемеще-
ния поршня более 0,3 м/с должны быть
предусмотрены тормозные (демпфи-
рующие) устройства, обеспечивающие
плавное, без ударов о крышку, тормо-
жение поршня в конце хода.
9.4.	Поворотные гидродвигатели
Поворотным (моментным) гидроци-
линдром называется гидродвигатель с
ограниченным возвратно-поворотным
относительно корпуса движением вы-
ходного звена. В зависимости от типа
рабочего органа различают шиберные,
поршневые и мембранные поворотные
гидроцилиндры.
Наиболее широко используются пла-
стинчатые поворотные гидроцилиндры,
рабочим органом которых является
пластина, жестко заделанная в вал
двигателя.
Рис. 9.21. Схема пластинчатого поворотного
гидроцилиндра
Поворотный гидроцилиндр (рис.
9.21) состоит из корпуса 1 и поворот-
ного ротора (вала) 2, несущего плас-
тину (лопасть) 3. Кольцевая полость
между внутренней поверхностью гид-
роцилиндра и ротора разделена пере-
мычкой 5 с уплотнительным элемен-
том 4, прижатым к ротору 2. При по-
даче жидкости под давлением в ниж-
ний канал пластина 3 с втулкой 2 бу-
дет поворачиваться против часовой
стрелки. Угол поворота вала цилинд-
ра с одной рабочей пластиной обычно
не превышает 270...280 °.
Поворотные гидроцилиндры могут
быть одно-, двух- и трехпластинчаты-
ми. Давление рабочей жидкости — до
20...30 МПа.
Крутящий момент на валу гидроци-
линдра с одной пластиной
М = Др^(Р2-^)г]гм,
где Ар — перепад давления на пласти-
не; b — ширина пластины; D, d — диа-
метр соответственно цилиндра и ро-
тора.
Угловая скорость вращения вала
G3 = 8<?По/[Ь(Г>2 —с?2)].
Для двух- и трехпластинчатых по-
воротных гидроцилиндров
Ap^-2(D2-d2)T]rM,
О
co-8Qr]o/[z&(r>2-d2)],
где z — число пластин.
9.5.	Материалы и особенности
технологии изготовления
гидроцилиндров
Гильзы гидроцилиндров в зависи-
мости от рабочего давления могут из-
готавливаться из чугунного и сталь-
9.5. Материалы и особенности технологии изготовления гидроцилиндров
185
ного литья, стальных труб, а также
стальных поковок. В некоторых слу-
чаях используют алюминиевые спла-
вы и латунь.
В машиностроении гильзы, как пра-
вило, изготавливают из стальных труб:
горячекатаных бесшовных по ГОСТ
8752—79, а также холоднотянутых и
холоднокатаных по ГОСТ 8734—75.
Гильзы могут изготавливаться из
углеродистых сталей 20, 35 и 45, в спе-
циальных случаях — из легированных
сталей ЗОХГСА, 12Х18Н9Т.
С целью обеспечения высокой проч-
ности и лучшей обрабатываемости
гильзы подвергаются термической об-
работке — улучшению до твердости
241...285 НВ. Внутреннюю их поверх-
ность обрабатывают по посадке Н8.
Шероховатость зеркала гильзы долж-
на соответствовать Ra^0,16 мкм, что
достигается хонингованием или рас-
каткой.
Для предохранения внутренней по-
верхности гильзы от коррозии, а так-
же для повышения ее долговечности
наносятся металлические покрытия.
Преимущественно применяется твер-
дое и пористое хромирование (толщи-
на слоя хрома — 36...42 мкм). После
нанесения покрытия внутренняя по-
верхность гильзы полируется.
Штоки гидроцилиндров конструк-
тивно выполняются сплошными или
полыми. Сплошные штоки изготавли-
ваются из углеродистых сталей 35 и
45, однако наиболее целесообразно ис-
пользовать легированные стали 40Х и
ЗОХГСА.
Термообработка штоков заключает-
ся в улучшении после предварительной
механической обработки до твердости
229...289 НВ. Перед шлифовкой про-
изводят поверхностную закалку до
38...40 HRC3. Наружная поверхность
штока обрабатывается по посадке е8,
параметр ее шероховатости Ra^0,16
мкм. Поверхность штока хромируется
и полируется.
Для изготовления поршней исполь-
зуются антифрикционный и серый чу-
гун, алюминиевые сплавы, а также ста-
ли 35 и 45 с покрытием бронзой, ла-
тунью, капроном. Наружную поверх-
ность поршня обрабатывают по посад-
ке е8. Параметр ее шероховатости Ra
должен быть в пределах 2,5...0,63 мкм.
Крышки гидроцилиндров изготавли-
ваются из чугунов марок СЧ 20, СЧ 30,
СЧ 35, сталей 35 и 45 и в виде отливок
из сталей 35Л-П и 45Л-П. Если на-
правляющей штока является сама
крышка, она должна быть либо чугун-
ной, либо иметь на рабочей поверхнос-
ти наплавку из бронзы, латуни или
капрона. Втулки, запрессованные в
крышку, используемые в качестве на-
правляющей, изготавливаются из ан-
тифрикционного и серого чугуна, брон-
зы, латуни, капрона. Втулки могут
быть также биметаллическими. Сред-
нее отклонение профиля поверхности
направляющей должно быть не выше
7?а = 2,5 мкм.
10
ВЫСОКОМОМЕНТНЫЕ ГИДРОМОТОРЫ
10.1. Назначение и область
применения
Гидромоторы условно можно разде-
лить на полно- и неполноповоротные, а
также на низко- и высокомоментные.
К полноповоротным гид-
ромоторам относят такие, в кото-
1 рых выходное звено (выходной вал)
совершает поворот на угол более 360°.
В неполноповоротных гид-
ромоторах выходное звено совер-
шает вращательное движение на угол
менее 360°.
Низкомоментные гидро-
моторы развивают сравнительно
малые крутящие моменты (менее 600
Н-м) и характеризуются высокой ча-
стотой вращения вала (до 50 с-1), при-
чем соотношение между крутящим мо-
ментом и частотой вращения удовлет-
воряет условию Af/nmax<10. Низкомо-
ментные гидромоторы часто называют
высокоскоростными.
Высокомоментные гидро-
моторы развивают высокие крутя-
Рис. 10.1. Области применения гидромо-
торов
щие моменты (более 1500 Н-м) при
относительно низкой частоте вращения
вала (до 8 с-1) и Л4/лтах>Ю.
Основными параметрами приводов
рассматриваемых гидромоторов явля-
ется крутящий момент Af и частота
вращения вала п. Они определяют
мощность Р привода. Изменение М и
п при Р = const для электродвигателей
и двигателей внутреннего сгорания
можно представить рядом гиперболи-
ческих линий (рис. 10.1). Зона А ха-
рактеризуется низким крутящим мо-
ментом и высокими частотами враще-
ния, близкими к моменту и частотам
вращения приводных двигателей; зона
В — высокими крутящими моментами
и низкими частотами вращения, а зона
Б является переходной и охватывает
широкие диапазоны частот вращения
и крутящих моментов.
Зоне А соответствуют быстроходные
низкомоментные гидромоторы, зоне
Б — высокомоментные однократного
действия, а зоне В — гидромоторы
многократного действия. Четких гра-
ниц применения тех или иных гидро-
моторов нет, каждая категория гидро-
моторов является дополнением другой.
Первые конструкции высокомомент-
ных гидромоторов представляли собой
радиально-поршневые гидромашины
однократного действия со звездообраз-
ным расположением поршней. Впо-
следствии они получили название ти-
хоходных высокомоментных гидромо-
торов и нашли широкое распростране-
ние в различных отраслях машино-
строения для безредукторного приво-
10.2. Радиально-поршневые гидромоторы
187
да рабочих органов машин. В настоя-
щее время серийное производство вы-
сокомоментных гидромоторов освоено
во всех промышленно развитых стра-
нах.
Поиски разработчиков гидромото-
ров, направленные на уменьшение их
размеров, массы, улучшение компонов-
ки, а также технологичности изготов-
ления и' эксплуатационных качеств,
повышение надежности, обусловили
дальнейшее развитие конструктивного
типажа высокомоментных гидромото-
ров. В результате проведения этих ра-
бот созданы различные по конструк-
тивному исполнению поршневые, плас-
тинчатые, шестеренные и другие типы
высокомоментных гидромоторов.
10.2. Радиально-поршневые
гидромоторы
По характеру расположения 'порш-
ней гидромоторы могут быть радиаль-
ными или аксиальными, одно- или мно-
гократного действия.
Конструктивно приведенный на рис.
10.2 гидромотор состоит из корпуса 1
звездообразной конфигурации с ради-
ально расположенными рабочими ка-
мерами 2, в которых размещены порш-
ни 3. В гидромоторах такой схемы мо-
жет использоваться цапфовое, торцо-
вое или золотниковое распределение
рабочей жидкости. Рабочая жидкость
от распределителя поступает в порш-
невую полость рабочей камеры и воз-
действует на поршни 3. Возникающая
при этом результирующая сила ее дав-
ления передается через шатуны 4 на
эксцентриковый кулачок 5 приводного
вала. За один оборот выходного вала
каждый поршень совершает один ра-
бочий ход.
По описываемой схеме построены
гидромоторы типа «Стаффа». Перво-
Рис. 10.2. Схема радиально-поршневого гидро-
мотора однократного действия с кулачковым
преобразователем
начально их конструкции имели ряд
недостатков. Только в процессе дли-
тельного совершенствования их техни-
ческие характеристики были повыше-
ны. Так, например, гидростатическая
разгрузка опорной поверхности шату-
на, гидравлическое уравновешивание
радиальных сил в цапфовом распре-
делителе, применение новых видов
уплотнений обеспечили надежную гер-
метичность полости высокого давле-.
ния, позволили повысить рабочее дав-
ление жидкости до 21 МПа, увеличить
пусковой момент, повысить КПД гид-
ромотора и снизить минимально допу-
стимую частоту вращения его вала.
Высокомоментный гидромотор, типа
«Стаффа» (Англия) состоит из двух
основных узлов (рис. 10.3): преобразо-
вательного механизма и распредели-
тельного устройства. Указанные узлы
размещаются в отдельных корпусах,
которые посредством болтов жестко
соединены между собой. Основной кор-
пус 3 выполнен из чугуна и имеет ра-
диальные расточки, в которых разме-
щены чугунные поршни 2, шарнирно
188
10. Высокомоментные гидромоторы
Рис. 10.3. Высокомоментный гидромотор типа
«Стаффа»
соединенные со стальными шатунами
1. Шатуны опираются на цилиндриче-
скую поверхность эксцентрикового ку-
лачка, выполненного вместе с привод-
ным валом. Приводной вал установлен
на двух конических подшипниках.
Опорная поверхность шатуна, взаимо-
действующая с эксцентриковым кулач-
ком, имеет полость, которая отверстия-
ми в шатуне и поршне соединена с ра-
бочей камерой цилиндра и представля-
ет собой гидростатический подшипник.
Для ограничения расхода рабочей
жидкости в гидростатическом подшип-
нике в конце шатуна имеется постоян-
ный дроссель (жиклер). Поршни уп-
лотнены мягкими кольцами, изготов-
ленными из фторопласта или тефлона.
Вращающийся золотник распредели-
теля установлен соосно с приводным
валом. Распределитель имеет два коль-
цевых канала Д и Е, которые сообща-
ются с подводным и отводным отвер-
стиями Л и В, и серповидные распре-
делительные окна Б. Каждое из рас-
пределительных окон Б с помощью
внутренних каналов в распределителе
сообщается с другими, противополож-
но расположенными серповидными ка-
налами Г, выполняющими роль раз-
грузочных полостей. Каналами Ж и 3
распределитель сообщается с рабочи-
ми камерами.
Гидромотор работает следующим
образом. Рабочая жидкость под дав-
лением поступает, например, в под-
водное отверстие Л, затем по внутрен-
ним каналам в распределителе — в
распределительный серповидный ка-
нал Б, далее по радиальным каналам
Ж и 3 в рабочую камеру. В рабочей
камере жидкость воздействует на пор-
шень и перемещает его в сторону вала.
Поступательное перемещение поршня
с помощью шатуна и эксцентрикового
кулачка преобразуется во вращатель-
ное движение выходного вала. При по-
вороте вала на угол 180° рабочая ка-
мера разобщается с отверстием А и
сообщается с отверстием В через дру-
гое серповидное распределительное
окно 5, которое обеспечивает слив ра-
бочей жидкости при обратном ходе
поршня.
Гидромоторы типа «Стаффа» успеш-
но работают не только на минераль-
ных маслах, но и на негорючих жид-
костях и, в частности, на водно-масля-
ных эмульсиях.
Описанные гидромоторы имеют ра-
бочий объем от 189 до 6800 см3 и спо-
собны развивать крутящие моменты
от 610 до 22 100 Н-м. Максимальная
частота вращения приводного вала —
от 8,33 до 1,66 с-1.
Конструктивная схема гидромоторов
типа «Стаффа» использована в гидро-
моторах МР-Ф-У/250, выпускаемых
Людиновским агрегатным заводом и
Киевским заводом «Красный экскава-
тор».
Основные отличия между выпускае-
10.2. Радиально-поршневые гидромоторы
189
мыми гидромоторами однократного
действия в основном заключаются в
способе обеспечения кинематической
взаимосвязи поршней с кулачками, в
выполнении поршневой группы и рас-,
пределителей рабочей жидкости [17].
Наиболее распространенной из ки-
нематических схем преобразующих ме-
ханизмов гидромашин является схема
(рис. 10.4, а), используемая в гидромо-
торах Людиновского агрегатного заво-
да, а также в гидромоторах типа
«Стаффа». По усовершенствованной
схеме (рис. 10.4,6), когда шатун кон-
тактирует с кулачком через подшип-
ник качения, исполнены отдельные
гидромоторы Людиновского агрегатно-
го завода и гидромоторы некоторых
зарубежных фирм. Иногда поршень
выполняется со сферической образую-
щей (рис. 10.4, в), что позволяет ему
совершать поворот относительно оси
своего перемещения. В этом случае
шатун выполняется вместе с поршнем
или в виде отдельного жестко соеди-
ненного элемента.
На рис. 10.5 показаны схемы преоб-
разующих механизмов кулисного типа,
которые иногда называют синусными
механизмами. Характерной их особен-
ностью является движение кулисы (в
рассматриваемом случае — поршней)
по закону гармонических колебаний.
Механизм, выполненный по схеме,
приведенной на рис. 10.5, а, представ-
ляет собой кулису, которая контакти-
рует с поршнем и кулачком через гид-
ростатические подшипники. Такие ме-
ханизмы фирм «Растон» (Англия),
«Сандстрэнд» (США) и других. ис-
пользуют в гидромоторах с совмещен-
ным распределительным устройством.
Некоторые гидромоторы малых типо-
размеров включают механизмы, схемы
которых показаны на рис. 10.5,6, в.
. В ряде гидромоторов однократного
a	J	£
Рис. 10.4. Кинематические схемы преобразую-
щих механизмов
Рис. 10.5. Схемы преобразующих механизмов
кулисного типа
действия применяются поршневые
группы, исполненные в виде качаю-
щихся кулис (рис. 10.6). Обычно роль
кулисы выполняет рабочая камера,
которая способна поворачиваться от-
носительно оси шарнирного крепле-
ния. Расстояние между осью вращения
вала гидромотора и осью этого шарни-
ра не изменяется и зависит от конст-
руктивного исполнения механизма по-
ворота. Однако чем меньше это рас-
стояние, тем больше угол поворота
(наклона) рабочей камеры и благо-
приятнее условия работы гидромото-
ра. С указанной точки зрения, худши-
ми качествами обладает механизм, по-
казанный на рис. 10.6, а.
В механизмах, приведенных на рис.
190
10. Высокомоментные гидромоторы
Рис. 10.6. Схемы кулисных поршневых групп
гидромоторов
10.6, б, г, расстояние между осью, от-
носительно которой происходит пово-
рот рабочих камер, и осью вала неве-
лико, что благоприятно сказывается
не только на работе силового узла гид-
ронасоса, но и обусловливает возмож-
ность использования поворота рабочей
камеры для управления распредели-
тельным устройством рабочей жид-
кости.
По конструктивному исполнению
различают гидромоторы однократного
действия с раздельным и совмещен-
ным распределительным устройством.
К первым относятся те гидромоторы,
распределительное устройство в кото-
рых выполнено в виде самостоятельно-
го узла, кинематически связанного с
силовым механизмом. В гидромоторах
с совмещенным распределительным
устройством распределитель выполнен
непосредственно на деталях силового
механизма, т. е. на кривошипном меха-
низме.
В зависимости от формы распреде-
лительных поверхностей распредели-
тели делятся на плоские, цилиндриче-
ские и сферические, по способу пере-
мещения деталей — на распределите-
ли с вращательным, колебательным,
возвратно-поступательным и сканиру-
ющим (планетарным) их движением.
Распределители с цилиндрической
поверхностью (рис. 10.7, а) — цапфо-
вые распределители — нашли широкое
применение в радиально-поршневых
гидромоторах. Их подвижным элемен-
том является цапфа или втулка. На
цапфе выполнены две проточки, разде-
ленные между собой перемычками и
образующие со втулкой две камеры,
одна из которых соединена с напорной
гидролинией, а вторая — со сливной.
В корпусе распределителя имеются
каналы, через которые рабочие каме-
ры цилиндров поочередно сообщаются
с напорной и сливной камерами рас-
пределителя. Это наиболее распрост-
раненный тип распределительного уст-
ройства.
Особенностью распределителя, схе-
ма которого показана на рис. 10.7,6,
является то, что распределительной
цапфой служит эксцентриковый кула-
чок приводного вала. Каналы, сообща-
ющие распределительную поверхность
с рабочими камерами, выполнены в
граненой втулке, установленной на экс-
центриковом кулачке. На грани втулки
опираются поршни гидромотора с кри-
вошипно-кулисным механизмом (см.
рис. 10.5, а).
В гидромоторах с качающимися ра-
бочими камерами применяются рас-
пределители, выполненные в цапфах
корпусов рабочих камер по схеме,
представленной на рис. 10.7, в. Их осо-
бенность заключается в том, что рас-
пределительный элемент совершает не
вращательное, а колебательное движе-
10.2. Радиально-поршневые гидромоторы
191
Рис. 10.7. Схемы распределителей в гидромоторах однократного действия
ние относительно неподвижного эле-
мента.
Плоские распределители рабочей
жидкости, несмотря на ряд положи-
тельных качеств, не нашли широкого
применения в радиально-поршневых
гидромоторах. Это обусловлено тем,
что трудно предотвратить их раскры-
тие при работе.
В последнее время создан ряд рас-
пределителей со сферическими рабо-
чими поверхностями (рис. 10.7, г, д).
Их сферический элемент совершает
колебательное движение, а кольцевые
каналы обеспечивают поочередно связь
рабочих камер с напорной и сливной
линиями. Однако из-за технологиче-
ской сложности получения высокоточ-
ных сферических поверхностей приме-
нение таких распределителей ограни-
чено.
Распределители золотникового типа
(рис. 10.7, е), совершающие возвратно-
поступательное движение, в машино-
строении известны уже давно. Поло-
жительные качества золотниковых
распределителей заключаются в том,
что их распределительный элемент —
золотник — гидравлически уравнове-
шен. Благодаря этому они могут ус-
пешно работать при высоких давле-
ниях (до 40 МПа). Золотниковые
распределители используются в гидро-
моторах, выпускаемых Людиновским
агрегатным заводом, а также в гидро-
моторах отдельных иностранных фирм.
Тем не менее, в силу большой трудо-
емкости изготовления область исполь-
зования их относительно невелика.
Достоинство регулируемых гидро-
моторов состоит в расширении общего
диапазона изменения скорости движе-
ния выходных звеньев, уменьшении
установочной мощности насосной стан-
ции, массы и стоимости всего гидро-
привода. В целом регулирование гид-
192
10. Высокомоментные гидромоторы
2
Рис. 10.8. Схема регулируемого гидромотора
с составным поршнем
ромотора заключается в регулирова-
нии его рабочего объема
Vo = jrD2/4-Szn,
где D — диаметр поршня; S — ход
поршня; z — число поршней; п — чис-
ло их рядов.
Из приведенной формулы следует,
.что регулирование рабочего объема
гидромотора достигается путем изме-
нения одного из параметров: D, S и
числа работающих поршней.
Различают способы регулирования с
силовым и несиловым управлением.
К первым относятся способы, свя-
занные с преодолением сил, действу-
ющих в преобразующем механизме, в
процессе перемещения регулирующего
органа. Существует также фазное ре-
гулирование, в процессе которого из-
меняется активный ход поршня S за
счет рассогласования фаз подачи ра-
бочей жидкости.
Изменение рабочего объема гидро-
мотора при изменении диаметра порш-
ня носит ступенчатый характер. В этом
случае поршень делается составным
(рис. 10.8). Если регулирующий золот-
ник 3 занимает положение/указанное
на рисунке, рабочая жидкость будет
поступать в межпоршневоё простран-
ство А. В этом случае работает пор-
шень /, а поршень 2 находится в от-
ключенном состоянии. Если регулиру-
ющий золотник переключить, в работу
включаются оба поршня. При этом
уменьшается частота вращения вы-
ходного вала и увеличивается крутя-
щий момент.
Ступечатое регулирование рабочего
объема гидромотора за счет изменения
числа работающих поршней в одно-
рядных гидромоторах при z = 5 и z = 7
не нашло применения, так как оно со-
провождается существенным, наруше-
нием равномерности работы гидромо-
тора.
Существует способ регулирования
рабочего объема двухрядных гидромо-
торов путем выключения из работы
одного ряда поршней или переключе-
ния их рядов на последовательную ра-
боту. Такой принцип регулирования
используется в гидромоторах с общим
рабочим объемом 16 500 см3.
Бесступенчатое регулирование ча-
стоты и направления вращения валов
радиально-поршневых гидромоторов с
кулачковым преобразователем вида
движения достигается за счет плавно-
го изменения эксцентриситета кулачка
(рис. 10.9). Кулачок выполняют в виде
цилиндрической втулки 4, установлен-
ной на валу 1 гидромотора с диамет-
ральным зазором не менее 2е (е—
максимальный эксцентриситет). Внут-
ри вала 1 выполнена осевая расточка,
в которую помещается фиксируемый
для предупреждения поворота клино-
вой элемент 2. Профильная (клиновая)
поверхность последнего через толка-
тели 3 соединена с втулкой 4. При
осевом смещении клинового элемента
10.2. Радиально-поршневые гидромоторы
193
2 толкатели 3 скользят по его профиль-
ной поверхности и смещают втулку 4
в радиальном направлении по отноше-
нию к валу 1 в пределах эксцентриси-
тета. Эксцентриситет и его направле-
ние в данном случае зависят от бессту-
пенчатого перемещения клинового эле-
мента 2 относительно нейтральной оси
О—О и его направления. При этом ра-
диальные силы, создаваемые за счет
действия поршней гидромотора на
втулку 4, способствуют ее перемеще-
нию относительно клинового элемента
2 в нейтральное положение, при кото-
ром эксцентриситет равен нулю. По-
этому рабочие положения клинового
элемента должны быть надежно фик-
сированными.
Фазное регулирование является бес-
ступенчатым. Оно заключается в со-
единении рабочей камеры цилиндра с
полостью слива рабочей жидкости на
определенном участке рабочего хода
поршня и достигается смещением фаз
распределения жидкости. При одно-
стороннем регулировании смещение
фаз осуществляется только относи-
тельно начала или конца рабочего хо-
да поршня, а при двухстороннем фазы
одновременно смещаются относитель-
но начала и конца рабочего хода пор-
шня.
При фазном регулировании наруша-
ется плавность вращения приводного
вала гидромотора. Степень смещения
фаз распределения регламентируется
допускаемой степенью неравномер-
ности вращения вала гидромотрра и
уровнем пульсации давления.
В ряде конструкций радиально-пор-
шневых гидромоторов выходной кру-
тящий момент повышается в результа-
те увеличения кратности ходов порш-
ней. Многократность ходов поршня
достигается за счет его контакта с про-
филированной поверхностью направ-
13. Зак. 670
Рис. 10.9. Схема регулирования эксцентриси-
тета кулачка
а
Рис. 10.10. Схемы расположения профильных
направляющих в гидромоторах многократного
действия
194
10. Высокомоментные гидромоторы
Рис. 10.11. Схема взаимодействия катка порш-
ня с направляющей
Рис. 10.12. Схема радиально-шарикового
гидромотора
ляющей. Профильные направляющие
могут быть расположены непосредст-
венно на валу (рис. 10.10,6) или на
статоре (рис. 10.10, а). В гидромото-
рах многократного действия обычно
поршни контактируют с профильными
направляющими через тела качения.
При расположении направляющей
поршней на валу может применяться
практически любой вид распределения
рабочей жидкости, а при расположе-
нии на статоре — цапфовое распреде-
ление.
Сила давления рабочей жидкости на
поршень F направлена вдоль его оси.
Нормаль к профилю направляющей в
любой точке, кроме «мертвых» точек,
составляет с этой осью некоторый угол
(рис. 10.11). Вследствие этого возни-
кает тангенциальная составляющая
силы давления жидкости Ft, значение
и радиус точки приложения которой
определяют крутящий момент, форми-
рующийся на каждом из поршней. Зна-
чение крутящего момента на выход-
ном валу, очевидно, равно алгебраи-
ческой сумме произведений значений
тангенциальной составляющей Ft на
радиус точек ее приложения для всех
поршней.
Современные радиально-поршневые
гидромбторы многократного действия
имеют рабочий объем до 63 000 см3, а
развиваемый ими крутящий момент
достигает 300 кН-м. Возможность не-
посредственного их соединения с рабо-
чим органом мобильной машины обус-
ловливает предпочтительное примене-
ние радиально-поршневых гидромото-
ров многократного действия в приво-
дах с гидравлической мультипликаци-
ей крутящего момента при частоте
вращения выходного звена гидропере-
дачи 0,05...3,3 с-1 [14].
Расширение области использования
гидроприводов в различных условиях
эксплуатации обусловило создание
разнотипных конструкций гидрома-
тор ов.
На рис. 10.12 представлена схема
гидромотора, в котором вместо порш-
невых групп использованы шарики,
размещенные в цилиндрических от-
верстиях ротора. Шарики при работе
10.3. Аксиально-поршневые гидромоторы
195
гидромотора находятся в постоянном
контакте с криволинейными участка-
ми профилированной направляющей,
образованной параболическими кри-
выми в сочетании со спиралью Архи-
меда. Такое профилирование способ-
ствует равномерной работе гидромо-
тора на низкой (0,01...0,09 с-1) и высо-
кой (50 с-1) частотах вращения вала.
В связи с тем что шарики в цилиндре
уплотняются в пределах узкой круго-
вой полоски, имеют место повышенные
утечки рабочей жидкости. Для устра-
нения этого явления шарики устанав-
ливают на специальные, гидростати-
чески разгруженные опоры (рис. 10.13),
которые выполняют функции уплот-
нительного элемента. Утечки рабочей
жидкости снижаются и улучшаются
энергетические характеристики гидро-
моторов. Современные шариковые
гидромоторы имеют рабочий объем от
400 до 1600 см3 и способны работать
при давлениях до 35 МПа на жидкос-
тях с вязкостью 25...500 мм2/с и тем-
пературе от —20 до +75 °C.
Одной из возможных модификаций
радиально-поршневых гидромоторов
многократного действия является ма-
шина с роликовыми поршнями. Это
позволяет создать более благоприят-
Рис. 10.13. Опора шарикового поршня:
/—шарик; 2—опора; 3—пружина
ные условия контакта роликов с на-
правляющей и тем самым обеспечить
возможность работы гидромотора при
высоких давлениях рабочей жидкости.
10.3 Аксиально-поршневые
гидромоторы
В практике машиностроения получа-
ют все большее распространение вы-
сокомоментные гидромоторы аксиаль-
ного типа. Они отличаются от обыч-
ных гидромашин тем, что в каждой ,
расточке блока цилиндров размещено
по два поршня, которые через подпят-
ники контактируют с наклонными шай-
бами (рис. 10.14). Между каждой па-
рой поршней установлены пружины,
обеспечивающие их поджим к наклон-
ным шайбам. Распределение рабочей
жидкости обычно осуществляется по-
средством торцовых распределителей.
Положительной особенностью акси-
ально-поршневых высокомоментных
гидромоторов является малая пульса-
ция скоростей вращения вала, малая
инерционность, компактность и высо-
кий пусковой момент.
Регулирование частоты вращения
2	5	4	5	6
Рис. 10.14. Аксиально-поршневой высокомо-
ментный гидромотор:
/—вал; 2—наклонная шайба; 3—подпятник; 4—пор-
шень; 5—пружина; 6—втулка распределителя; 7—рас-
пределительный диск
13*
196
10. Высокомоментные гидромоторы
вала аксиального гидромотора может
быть бесступенчатым и достигаться за
счет изменения угла наклона шайб или
расхода рабочей жидкости.
Высокомоментные аксиальные гид-
ромашины в настоящее время выпус-
каются с рабочим объемом от 1345 до
4097 см3, частота вращения их вала —
от 5 до 2,5 с-1. Они способны работать
при давлениях рабочей жидкости до
14 МПа и развивают крутящие момен-
ты до 8570 Н-м.
1Q.4. Пластинчатые и шестеренные
высокомоментные гидромоторы
В тех случаях, когда габаритные
размеры привода имеют решающее
значение, используют пластинчатые
гидромоторы. Их отличие от пластин-
чатых насосов заключается в том, что
пластины содержат механизмы их
прижима к поверхности статора.
Высокомоментные пластинчатые гид-
ромоторы обычно бывают многократ-
ного действия.
Пластинчатый гидромотор двухкрат-
ного действия (рис. 10.15) состоит из
статора 1, ротора 2 и подпружиненных
подвижных пластин 3. Статор с рото-
Рис. 10.15. Схема пластинчатого высокомо-
ментного гидромотора двухкратного действия
Рис. 10.17. Схема высокомоментного шесте-
ренного гидромотора
ром образуют две рабочие камеры —
А и Б. В зону каждой из рабочих ка-
мер выведены нагнетательные и слив-
ные каналы, разделенные между собой
перемычками.
В практике шестеренные гидрома-
шины иногда используются в качестве
гидромоторов. Шестеренный гидромо-
тор (рис. 10.16) состоит из корпуса 1
и двух шестерен — 2 и 3, которые уста-
новлены в корпусе с радиальными и
торцовыми зазорами. Работает описы-
ваемый гидромотор следующим обра-
зом. При подаче жидкости в полость
А от ее давления на зубьях шестерен
возникают гидравлически неуравнове-
шенные силы Т, под воздействием ко-
торых шестерни переходят во враща-
тельное движение. Крутящий момент,
развиваемый шестеренным гидромото-
10.4. Пластинчатые и шестеренные высокомоментные гидромоторы
197
ром, равен произведению эффективной
площади поверхности зуба на давле-
ние рабочей жидкости и на расстояние
от точки приложения тангенциальной
силы Т до оси шестерни.
Следовательно, крутящий момент
шестеренного гидромотора можно по-
высить путем увеличения высоты зуба,
диаметра шестерни, связанной с вы-
ходным валом, и рабочего давления
жидкости.
Увеличение выходного крутящего
момента достигается также в много-
шестеренных и многорядных конст-
рукциях гидромоторов. На рис. 10.17
показан высокомоментный гидромотор,
состоящий из двух многошестеренных
гидромоторов, установленных на об-
щем валу. В каждом гидромоторе име-
ются четыре малые шестерни, находя-
щиеся в зацеплении с одним централь-
ным зубчатым колесом большого диа-
метра. В данном случае наиболее на-
груженными элементами являются
опоры шестерен. Так как малые шес-
терни равномерно расположены по
окружности, радиальные силы на цент-
ральном колесе не возникают. Такая
компоновка гидромотора позволяет
повышать крутящий момент за счет
увеличения как числа одновременно
работающих шестерен, так и рабочего
давления жидкости. В некоторых кон-
струкциях гидромоторов, выполненных
по приведенной схеме, рабочее давле-
ние достигает 50 МПа.
С положительной стороны шестерен-
ные гидромоторы характеризует их
конструктивная простота. Они способ-
ны устойчиво работать при частоте
вращения вала 1,66 с-1 и могут разви-
вать ее до 166,6 с-1.	,
Существенный недостаток шесте-
ренных гидромоторов — возникновение
больших сил трения непосредственно
между вращающимися шестернями и
уплотнительными элементами. Кроме
того, гидромоторы с прямозубыми ше-
стернями характеризуются повышен-
ным шумом в работе, снижение кото-
рого достигается за счет применения
косозубых или шевронных шестерен.
11
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
11.1.	Назначение и основные
свойства объемных
гидропередач
Объемная гидропередача представ-
ляет собой часть объемного гидропри-
вода и состоит из насоса, объемного
гидродвигателя, гидролиний и элемен-
тов, обеспечивающих исправную рабо-
ту гйдромашин. Она служит для пере-
дачи энергии от источника энергии к
рабочим органам машин. Вместе с ис-
точником энергии и системой управле-
ния объемная гидропередача образует
объемный гидропривод. Часто под гид-
роприводом понимается только его
гидравлическая часть.
Кроме гидромашин, к основному
гидрооборудованию объемной гидропе-
редачи относятся гидроаппараты (гид-
рораспределители, гидроклапаны, ре-
гуляторы, делители и сумматоры пото-
ков), кондиционеры рабочей жидкости
(фильтры, теплообменники, баки), тру-
бопроводы и соединительная арма-
тура.
К вспомогательному гидрооборудо-
ванию относятся устройства, предна-
значенные для подпитки насоса
(эжекторы), выпуска воздуха из гид-
росистемы или для сообщения ее с
атмосферой (вентили, краны, фильт-
ры-сапуны) и измерительные устрой-
ства.
На рис. 11.1 приведена схема гидро-
передачи привода лебедки автомо-
бильного крана. При подъеме груза
распределители Р1 и Р2 перемещают-
ся влево. Жидкость от насоса Н под-
водится к распределителю Р1 и далее
через обратный клапан КО к гидро-
мотору М грузовой лебедки. Одно-
временно жидкость через включенный
распределитель РЗ подается к предох-
ранительному клапану КП, а затем
через распределитель Р2 к гидроци-
линдру тормоза Т. Происходит размы-
кание тормоза и настройки предохра-
нительного клапана на номинальное
давление.
При опускании груза золотники рас-
пределителей Р1 и Р2 перемещаются
вправо. Рабочая жидкость от насоса
Н подводится к гидромотору М и да-
лее через тормозной клапан КТ посту-
пает в сливную линию. Подвод жид-
кости к предохранительному клапану
и гидроцилиндру тормоза осуществля-
ется так же, как и при подъеме груза.
В условиях, когда нарушается бе-
зопасная эксплуатация гидропередачи
(например, крюковая подвеска подо-
шла к головной части стрелы), прибо-
ры безопасности снимают напряжение
с электромагнита распределителя РЗ.
Золотник распределителя перемещает-
ся вниз и управляющая линия клапана
КП и полость гидроцилиндра тормоза
с баком соединяются. Усилие пружи-
ны клапана уменьшается. Жидкость
от насоса под малым давлением посту-
пает через клапан КП и фильтр Ф в
бак. Таким образом осуществляется
разгрузка насоса.
Одновременно в гидроцилиндре
тормоза давление уменьшается до ну-
ля и его шток под действием пружины
перемещается вниз. Тормоз замыкает-
ся и движение груза прекращается.
Рассмотренная гидропередача име-
11.1. Назначение и основные свойства объемных гидропередач
199
ет систему с разомкнутой циркуляцией
рабочей жидкости, так как впускная
линия насоса и сливная линия мотора
сообщаются с баком. Мощные гидро-
передачи (например, гидропередача
трансмиссии мобильной машины)
имеют гидросистему с замкнутой цир-
куляцией (рис. 11.2). Такая гидропе-
редача дополнительно включает си-
стему подпитки, состоящую из насоса
Н1 с напорным клапаном К.Н1 и двумя
обратными клапанами КО1 и КО2. В
гидромотор вмонтированы напорные
клапаны К.Н2 и КНЗ, которые предо-
храняют от перегрузки гидросистему,
гидромотор М и насос Н. В системе
также имеется переключаемый гидрав-
лически управляемый распределитель
Р с напорным клапаном КН4, который
выпускает избыточную жидкость из
линии с низким давлением, поступаю-
щую от дополнительного насоса.
Изменение направления движения
выходного звена осуществляется по
первой схеме с помощью распредели-
теля, пр второй — переключением фаз
распределения в насосе.
В закрытых гидросистемах необхо-
димо непрерывно восстанавливать объ-
ем жидкости, циркулирующей между
насосом и гидромотором, так как
имеют место ее утечки. Утечки рабочей
жидкости сливаются по дренажной
магистрали в бак. Из этого бака
жидкость вспомогательным подпиточ-
ным насосом подается в магистраль
низкого давления.
Благодаря малой инерционности
гидравлических и пневматических дви-
гателей гидро- и пневмосистемы отли-
чаются высокой приемистостью и ма-
лым временем запаздывания при от-
работке командных сигналов. Это
главное достоинство объемных при-
водов объясняется высоким давлением
рабочей среды.
Рис. 11.1. Схема гидропередачи привода ле-
бедки автомобильного крана
В настоящее время гидросистемы
работают при давлениях 20...32 МПа,
которые в 11...17 раз превосходят на-
пряжения в сердечнике электромагни-
та из электротехнической стали. По-
следнее ограничено магнитным насы-
щением.
К другим существенным преиму-
ществам гидропередач относится сле-
дующее: возможность бесступенчатого
регулирования скорости в широких
пределах при помощи простых средств
200
11. Объемные гидропередачи
Рис. 11.2. Схема гидропередачи привода ведущих колес мобильной машины
управления; простота преобразования
вращательного движения в возвратно-
поступательное; удобство компоновки;
большая нагрузочная способность и
возможность защиты от перегрузки.
Достоинства гидропередач обуслов-
ливают их широкое использование в
мобильных сельскохозяйственных,
строительных и дорожных машинах.
Все современные тракторы обору-
дованы гидравлической навесной си-
стемой. Предусматривается оборудо-
вание тракторов гидросистемами от-
бора мощности (отбор до 50...60 %
мощности приводного двигателя),
предназначенными для обслуживания
активных рабочих органов уборочных
машин, почвенных фаз и т. п.
Гидрофицируются режущие аппара-
ты косилок, жаток, комбайнов и дру-
гих машин. Гидропривод осуществля-
ется к дискам разбрасывателей мине-
ральных удобрений и рабочим органам
погрузчиков, транспортерам, грохотам
картофелуборочных комбайнов и ма-
шин для вибрационной уборкй садо-
вых культур.
Автомобили-самосвалы, тракторные
и автомобильные прицепы снабжены
гидравлическим оборудованием для
опрокидывания кузовов.
Гидроусилители рулевого управле-
ния устанавливаются на все колесные
тракторы, начиная с их класса 0,9; на
все модели грузовых автомобилей с
нормальной нагрузкой на управляе-
мую ось более 25 кН; на автобусы
большой вместимости и легковые ав-
томобили высокого класса. Всё более
широкое распространение получает на
тракторах и мобильных сельскохозяй-
ственных машинах полностью гидро-
фицированный руль, что позволяет
расположить рулевое колесо наиболее
удобно с точки зрения эргономики.
Значительно облегчает работу води-
телей (операторов) гидрофикация уп-
равления муфтой сцепления, тормоза-
ми и коробкой передач.
В сельскохозяйственных машинах и
тракторах применяются гидрообъем-
ные трансмиссии. Введение мотор-
колес позволяет отказаться от тради-
ционных компоновок и структур мо-
бильных сельскохозяйственных машин,
а также использовать безмоторные
сельскохозяйственные шасси с актив-
ными осями с образованием фронталь-
11.2. Схемы включения источников питания в гидросистемы отбора мощности
201
ных сцепов нескольких гидрофициро-
ванных шасси.
Применение пневмопривода на трак-
торах и автомобилях связано главным
образом с управлением тормозами.
Простота конструкции, невысокие тре-
бования к обслуживанию при эксплуа-
тации являются положительными ка-
чествами пневматических систем
управления. В машинах, оборудован-
ных пневматической системой тормо-
зов, находят применение пневматиче-
ские приводы управления сцепле-
нием, механизмами блокировки диф-
ференциалов и другие пневматические
системы.
Перспективным является исполь-
зование гидравлических и пневмати-
ческих передач в сочетании с электри-
ческими для автоматизации техноло-
гических процессов в сельском хозяй-
стве и строительстве с целью повыше-
ния производительности и улучшения
условий труда.
Однако эффективная реализация
преимуществ объемных гидропередач
затруднена из-за следующих основных
их недостатков: 1) работоспособность
и надежность гидропередачи в значи-
тельной степени определяется темпе-
ратурой окружающей среды и, соот-
ветственно, вязкостью рабочей жид-
кости; 2) имеют место перетечки и
утечки рабочей жидкости вследствие
нарушения герметичности элементов
гидропередач; 3) гидропередачи отли-
чаются повышенной чувствительно-
стью к эксплуатационным свойствам
рабочей жидкости (необходима ее по-
стоянная очистка); 4) повышенные
требования предъявляются к материа-
лам гидросистем, качеству изготовле-
ния деталей, а также сборки гидрообо-
рудования.
Повышение эффективности гидро-
фицированных машин, уменьшение
трудовых и материальных затрат на
поддержание их в работоспособном
состоянии являются актуальными за-
дачами. Эти задачи решаются путем
повышения технического уровня эк-
сплуатации машин, включая органи-
зацию системы их диагностирования.
11.2.	Схемы включения источников
питания в гидросистемы отбора
мощности
Насос с неизменным рабочим объ-
емом, работающий при постоянной
частоте вращения вала, создает прак-
тически постоянный поток жидкости
независимо от давления. Если не преА
дусматриваются средства регулирова-
ния давления, управление нагрузкой
необходимо выполнять при помощи
распределителя с открытым центром
(см. рис. 11.1). Система с открытым
центром не приспособлена для одно-
временного управления несколькими
рабочими органами. При необходимо-
сти одновременного управления не-
сколькими рабочими органами приме-
няются делители потока либо на каж-
дый рабочий орган устанавливается
индивидуальный насос или многосек-
ционный, каждая секция которого пи-
тает отдельную линию. Давление ра-
бочей жидкости в линиях зависит от
нагрузки, но не зависит от скорости ее
приложения. Так как подача насоса
постоянна, входная мощность изменя-
ется в зависимости от давления в си-
стеме.
В системах с закрытым центром
поддерживается определенный уровень
давления независимо от расхода жид-
кости, необходимого для перемещения
нагрузки. Преимуществом таких си-
стем является возможность параллель-
ного включения нескольких гидродви-
гателей к одному источнику питания.
202
11. Объемные гидропередачи
'Рис. 11.3. Гидросистема с насосом постоянной
подачи и переливным клапаном
Рис. 11.4. Гидросистема постоянного давления
с разгрузкой насоса
Рис. 11.5. Гидросистема постоянного давления
с насосом переменного рабочего объема, снаб-
женным регулятором давления
В системе с насосом Н постоянной
подачи (рис. 11.3) часть потока отво-
дится через переливной клапан КН,
который поддерживает постоянное да-
вление в напорной гидролинии. По-
скольку в такой системе подача и да-
вление рабочей жидкости на выходе
из насоса постоянны, подводимая к
насосу мощность не изменяется и не
зависит от мощности, потребляемой
нагрузкой. Мощность, не потребляемая
нагрузкой, преобразуется в теплоту
на переливном клапане. Описываемая
система используется в случае мало-
мощных потребителей, работающих
при низком давлении жидкости (0,4...
1,6 МПа).
Система постоянного давления с
разгрузкой насоса (рис. 11.4) имеет
более высокий КПД, чем предыдущая,
что достигается за счет применения
гидроаккумулятора. Разгрузочный
клапан КР отводит поток от насоса Н
в бак, когда давление в гидроаккуму-
ляторе ГА достигает верхнего установ-
ленного предела. Питание гидродви-
гателей в этот момент осуществляется
от аккумулятора. Когда давление в
системе становится меньше установ-
ленного нижнего предела, клапан КР
направляет поток от насоса Н в си-
стему через обратный клапан КО до
тех пор, пока аккумулятор полностью
не зарядится. Напорный клапан КН
предохраняет систему от перегрузки.
Система постоянного давления (рис.
11.5) включает насос переменного ра-
бочего объема (Н). Автоматический
регулятор обеспечивает увеличение
подачи рабочей жидкости при падении
давления в системе, и наоборот. Для
улучшения энергетических показате-
лей системы в контур подпитки с ма-
лым давлением рабочей жидкости
включены маломощные потребители.
Сам контур подпитки представляет со-
11.3. Дроссельное регулирование скорости вращения вала гидромотора
203
бой систему постоянного давления и
включает насос Н1, переливной клапан
КН, фильтр Ф и охладитель ОХЛ.
11.3.	Дроссельное регулирование
скорости вращения вала
гидромотора
В гидравлических передачах частота
вращения вала гидромотора может
регулироваться либо дросселирующей
гидроаппаратурой, либо регулятором
расхода жидкости. Ниже рассматри-
ваются передачи с источником посто-
янного давления или с насосом (источ-
ником постоянного расхода) и регу-
лируемым дросселем в качестве
управляющего элемента.
В случаях, когда частота вращения
вала регулируется при источнике по-
стоянного давления, возможны не-
сколько функциональных схем.
Если вал вращается только в одну
сторону, а скорость его вращения огра-
ничивается в определенном интервале,
используется схема, показанная на
рис. 11.6, а. Между распределителем Р
и гидромотором М устанавливается
дроссель Д1, от настройки которого за-
висит скорость вращения, вала. Гидро-
распределитель Р служит для пуска и
остановки гидромотора. Дроссель Д2
может быть установлен и на сливной
магистрали (на выходе).
Схема, приведенная на рис. 11Д б,
используется в случае, когда скорость
вращения вала должна принимать од-
но из двух значений, заданных в одном
диапазоне. Регулирование может осу-
ществляться либо с помощью распре-
делителя Р1 и гидродросселей Д1 и
Д2, либо с помощью распределителя
Р2 и гидродросселей ДЗ и Д4. Схема
позволяет получать четыре значения
скорости вращения вала.
При подключении дросселирующей
Рис. 11.6. Регулирование скорости вращения
вала нереверсивного гидромотора при источ-
нике постоянного давления:
а—скорость вращения задана в определенном интер-
вале; б—скорость вращения имеет два или четыре
значения, регулируемые в определенных пределах;
в—получение пяти различных скоростей вращения
вала
аппаратуры только на выходе (рис.
11.6, в) можно обеспечивать пять раз-
личных скоростей вращения вала.
Управление реверсивным гидромо-
тором М показано на схемах рис. 11.7.
Одинаковая скорость вращения вала в
двух направлениях (рис. 11.7, а) обес-
печивается подбором сопротивления
нерегулируемого гидродросселя Д1 на
входе, либо гидродросселем Д2 на вы-
ходе, изменение направления враще-
ния вала — гидрораспределителем Р.
В случае, когда скорость вращения
вала гидромотора М должна поддер-
живаться в определенном интервале
(рис. 11.7, б), возможно применение
гидродросселей Д1 и Д2, либо дрос-
селей с обратными клапанами ДКО1 и
и ДКО2. Переключение гидродроссе-
лей для изменения направления вра-
щения вала осуществляется в данном
204
И. Объемные гидропередачи
а
МО1
Н
ДКО2
случае пятиходовым распределите-
лем Р.
Можно задать несколько скоростей
вращения вала гидромотора в каждом
из направлений, постоянных либо регу-
лируемых в определенном интервале.
Способ управления с помощью трех
гидродросселей Д1, Д2 и ДЗ, подклю-
чаемых на сливной магистрали (регу-
лирование на выходе), и двух гидро-
распределителей (Р2 и РЗ) показан
на рис. 11.7, в. Изменение направле-
ния вращения гидромотора М осу-
ществляется гидрораспределителем PL
В гидропередачах с источником по-
стоянного расхода управление скоро-
стью вращения вала гидромотора
осуществляется с помощью дросселя,
установленного параллельно гидро-
двигателю (рис. 11.8). Часть жидко-
сти, поступающей от насоса, сливается
/7 через гидродроссель в бак, а часть по-
ступает в гидромотор. С увеличением
степени открытия гидродросселя рас-
ход жидкости в гидромоторе умень-
шается, уменьшается и скорость вра-
щения его вала.
Выясним, как влияет на скорость
вращения вала гидромотора измене-
ние полезной нагрузки Л1м при неиз-
менной настройке дросселя. В схеме с
дросселем на входе (см. рис. 11.6, а)
давление перед дросселем pi = const.
Перепад давления на дросселе
Ард =Р1— Рвх-
Рис. 11.7. Регулирование скорости вращения
вала реверсивного гидромотора при источнике
постоянного давления:
а—скорость вращения задана в определенном интер-
вале; б—получение двух независимых скоростей вра-
щения; в—получение нескольких скоростей вращения
Здесь рвх — давление жидкости на
входе в гидромотор:
Рвх — Ро + ^Pm Ро 2лЛ1м/(т]гм.мУом)-
Следовательно,
Дрд ~ Pi Ро 2ftAfM/(T]rMiM Vom).
Таким ОбраТ’ с
хода	нои нагрузки 7ИМ изменяется перепад
11.3. Дроссельное регулирование скорости вращения вала гидромотора
205
давления Дрд и расход QK жидкости
через гидродроссель при данной его
настройке
Сд =	2Дрд/(£др),
где Дд — площадь проходного отвер-
стия гидродросселя; £д — коэффициент
сопротивления гидродросселя; р —
плотность жидкости.
Соответственно будет изменяться и
скорость вращения вала гидромотора.
В схеме с дросселем на ответвле-
нии (см. рис. 11.8) изменение нагрузки
на гидромотор приводит к изменению
давления в напорной линии
^Рд—^Рм ~ 2л:Л1м/(т|гм MV0M),
т. е. к перепаду давления на гидро-
дросселе, и скорость вращения вала
гидромотора не остается постоянной.
При значительных изменениях нагруз-
ки для исключения колебаний скорости
вращения вала гидромотора вместо
схем с простым дросселированием при-
меняют схемы с дроссельными регуля-
торами расхода жидкости.
В регуляторах расхода гидродрос-
сель того или иного типа работает
совместно с клапаном, поддерживаю-
щим почти постоянной разность дав-
лений жидкости на входе и выходе из
дросселя. Это обеспечивает постоянст-
во требуемого ее потока в широком
диапазоне изменения момента на валу
гидромотора (или усилия на штоке
гидроцилиндра).
Дроссельные регуляторы расхода
выполняют по двум принципиальным
схемам (рис. 11.9): 1) с параллельным
соединением дросселя и клапана (ре-
гулятор расхода трехлинейный); 2) с
последовательным соединением дрос-
селя и клапана (регулятор расхода
двухлинейный).
Регулятор расхода трехлинейный
Рис. 11.9. Дроссельный регулятор расхода:
а—с параллельным соединением дросселя и клапана;
б—с последовательным соединением дросселя и кла-
пана
(рис. 11.9, а) используется для линии,
питаемой от генератора постоянного
потока (объемный насос). От нерегу-
лируемого насоса Н жидкость подво-
дится через дроссель Д к гидродвига-
телю. Избыток жидкости отводится
через затвор клапана КН в сливную
магистраль.
Полость перед дросселем соединяет-
ся каналом с полостью над поршнем
клапана КН. С другой стороны порш-
ня клапана она соединяется каналом
с полостью за дросселем. Благодаря
этому имеет место равновесие дейст-
вующих на клапан гидростатических
сил и усилия пружины, расположенной
в нижней поршневой полости клапана:
(Рн Рвх) лР2/ 4	f пр = 0,
206
11. Объемные гидропередачи
откуда
Рн — Рж = 4Fnp/(n£)2) = const,
где рн — давление жидкости в нагне-
тательной полости насоса; рвх — то
же, на входе в гидродвигатель; ЕПр—
усилие пружины; D—диаметр поршня
клапана.
Следовательно, перепад давления в
дросселе является постоянным и соот-
ветствует настройке пружины. При
любых изменениях давления рвх, свя-
занных с изменением нагрузки, с по-
мощью клапана К.Н автоматически
•уменьшается или повышается давле-
йие рн в нагнетательной полости насо-
са за счет дросселирования потока Qo
жидкости в бак.
Действительно, с возрастанием дав-
ления рвх вследствие увеличения на-
грузки нарушается равновесие сил,
действующих на клапан. Клапан пе-
реместится вверх и прикроет затвор.
Сопротивление течению жидкости, по-
ступающей через затвор клапана в
бак, возрастает, а следовательно, и
давление жидкости в насосе. Это про-
должается до тех пор, пока силы, дей-
ствующие на клапан, не уравновесятся;
Регулятор расхода двухлинейный
используется для линии, питаемой от
источника постоянного давления (рис.
11.9, б). Этот аппарат состоит из ре-
дукционного клапана КР и дросселя
Д, размещенных в общем корпусе. На
дросселе создается разность давлений
соответственно протекаемому потоку
жидкости, поршень перемещается и
изменяется проходное сечение основ-
ной напорной магистрали. Перепад
давления в дросселе соответствует на-
стройке пружины клапана, которая
обычно тарируется на давление 0,2...
0,3 МПа.
При малых скоростях перемещения
исполнительного механизма (малых
расходах жидкости) перетечки жид-
кости в подобном аппарате нарушают
точность стабилизации её расхода.
11.4.	Гидропередачи с делителями
потока рабочей жидкости
Иногда требуется, чтобы рабочие
механизмы некоторых машин переме-
щались с одинаковыми скоростями
или чтобы эти скорости находились в
определенном соотношении. В том слу-
чае, когда гидромоторы питаются от
одного насоса, их включают через де-
литель потока, который распределяет
и поддерживает заданное соотношение
потоков в гидролиниях одновременно
работающих двигателей независимо
от нагрузки на рабочие органы ма-
шины. Делители потока бывают дрос-
сельные и объемные.
Принцип действия дроссельного де-
лителя потока (рис. 11.10) заключает-
ся в следующем.
Поток жидкости Q разделяется в
полости 5 плавающего поршня дели-
теля на два потока Qi и Q2. Эти пото-
ки через дроссельные отверстия 1 и 2
в поршне и дросселирующие щели 3 и
4 направляются к потребителям. Дав-
ления жидкости pi и р2 на поршень
автоматически уравновешиваются. Ес-
ли, например, p2>pi, поршень переме-
стится влево и уменьшение сечения
дросселирующей • щели 3 приводит к
возрастанию давления р\ до р2.
Перепад давления в дросселирую-
щих отверстиях 1 и 2 определяется по
формулам
Р — Pi = 0,5gp(Q1M1)2, |	2
Р — Pt = 0,5£p(Q2M2)2, (
где £ — коэффициент сопротивления,
принимаемый одинаковым для вход-
ных дросселей 1 и 2; р — плотность
11.4. Гидропередачи с делителями потока рабочей жидкости
207
жидкости; Ль Д2—рассчетное сечение
отверстий соответственно 1 и 2.
Так как pi =р2, из уравнения (12.1)
следует, что
Qi/Q2 = А/Д.
При Ai = A2 потоки Qi и Q2 будут
равными независимо от давлений
Pbxi и рВх2 в напорных полостях ги-
дродвигателей. Это позволяет исполь-
зовать делитель потока для синхрони-
зации скоростей перемещения их вы-
ходных звеньев.
На рис. 11.11 приведена принципи-
альная схема гидросистемы, обеспе-
чивающей синхронную работу двух
цилиндров двухстороннего действия —
Ц1 и Ц2 — в двух направлениях. При
постоянном направлении потока жид-
кости от насоса Н через делитель по-
тока ДП изменение направления дви-
жения поршней осуществляется рас-
пределителями Р1 и Р2.
Независимо от направления движе-
ния поршней жидкость из цилиндров
выжимается через распределители и
напорный клапан КН2 в бак. Напор-
ный клапан КН1 защищает гидроси-
стему от перегрузки.
Недостатком дроссельных делите-
лей потока является то, что они рас-
считаны обычно на обслуживание не
более двух потребителей, при этом не-
избежны потери давления жидкости в
дросселях. Поэтому их применяют
лишь в передачах с относительно не-
большими расходами жидкости.
Объемный делитель потока пред-
ставляет собой два (или более) шесте-
ренных гидромотора, собранных в
один блок так, что ведущие шестерни
жестко соединены с одним общим ва-
лом, а ведомые шестерни свободно
вращаются на общей оси.
В отличие от дроссельных шестерен-
ный делитель потока практически не
Рис. 11.10. Дроссельный делитель по-
тока
Рис. 11.11. Синхронизация работы двух гидро-
цилиндров
208
/Д Объемные гидропередачу,
Рис. 11.12. Получение двух частот вращения
гидромотора с помощью шестеренного делите-
ля потока
снижает КПД системы, так как раз-
груженная секция работает в режиме
гидромотора.
Область применения шестеренных
делителей потока достаточно широка.
Целесообразно их применение в гид-
росистемах, имеющих несколько неза-
висимых контуров. Питание несколь-
ких независимых контуров от одного
насоса исключает необходимость в
многочисленных приводах насосов. Со-
кращается также общая длина гидро-
линий, соединяющих насосы с
гидромоторами. Делитель потока обя-
зателен в насыщенных гидрофициро-
ванными исполнительными органами
агрегатированных с тракторами ма-
шинах, питающихся от насоса трак-
тора.
Шестеренные делители потока мо-
гут обеспечивать также ступенчатое
регулирование скорости перемещения
исполнительных органов (рис. 11.12).
Для этого нужно между гидромото-
ром М и делителем потока ДП
установить распределительное устрой-
ство—распределители Pl, Р2 и обрат-
ные клапаны KOI, КО2. Это устройст-
во позволяет отключать один из двух
потоков или объединять их.
11.5.	Объемное регулирование
скорости вращения вала
гидромотора в передачах
Изменение скорости вращения вала
гидромотора достигается за счет изме-
нения параметров регулирования насо-
са 8Н или гидромотора 8М, либо обеих
гидромашин.
В идеальной гидропередаче, рабо-
тающей без потерь, Арн=Арм=Ар,
Qh=Qm = Q, Рн=Рм = Р- Если частота
вращения вала насоса остается по-
стоянной (nH=const), в гидропередаче
с регулируемым насосом и нерегули-
руемым гидромотором (8H=war, ем = 1)
частота вращения вала гидромотора
“ ^н^н^он/^ом
зависит от параметра регулирования
насоса ен и от отношения рабочих объ-
емов гидромашин. Из этого выраже-
ния следует, что частоту вращения
вала гидромотора пм можно бессту-
пенчато изменять от нуля при 8н=0 до
максимального значения при 8Н=1.
Крутящий момент на валу гидромо-
тора определяется как
Ми = Р/(2пп„) = Ар70м/(2л).
11.6. Многомоторные и многонасосные передачи
209
Максимальный крутящий момент
имеет место при наибольшем давлении
рабочей жидкости, ограничиваемом
предохранительным клапаном. Напри-
мер, для мобильной машины с объем-
ной гидропередачей в трансмиссии мак-
симальный крутящий момент на валу
гидромотора должен быть не меньше
момента на движителе мобильной ма-
шины, рассчитанного по его сцеплению
с почвой и приведенного к валу гидро-
мотора. Минимальный крутящий мо-
мент на валу гидромотора должен
обеспечивать движение мобильной ма-
шины на горизонтальном участке до-
роги с твердым покрытием.
Одним из характерных режимов ра-
боты объемной гидропередачи в транс-
миссии является режим постоянной
мощности. Диапазон регулирования
подачи рабочей жидкости при Р =
=const
Rn “ Qmax/Qmin “ ^ус.н/^»
где Рус. н — установочная мощность
насоса, которая характеризуется дав-
лением Ртах и ПОТОКОМ Qmax-
Максимальному давлению рабочей
жидкости в гидропередаче при Р =
= const соответствует наибольший
крутящий момент на валу гидромото-
ра и наименьшая частота его враще-
ния, максимальной подаче насоса —
минимальный крутящий момент на ва-
лу гидромотора и максимальная ча-
стота его вращения.
Регулирование скорости вращения
вала гидромотора при постоянном кру-
тящем моменте используется главным
образом в грузоподъемных механиз-
мах машин. При этом Ap = const, а
мощность пропорциональна параметру
регулирования
Р = он^н*
В гидропередаче с нерегулируемым
насосом и регулируемым гидромото-
ром изменение скорости вращения ва-
ла гидромотора достигается уменьше-
нием параметра его регулирования ем
ОТ 1 ДО 8м min.
При неизменном крутящем моменте
на валу гидромотора (7WM = const) пе-
репад давления Др изменяется по ги-
перболическому закону:
Др = 2лЛ1м/(У0м8м).
Поэтому нельзя реализовать значе-
ние 8м ниже минимального, при кото-
ром достигается Дртах, устанавливае-
мый настройкой предохранительного
клапана. При 7ИМ = const
ем min ~ 2л7Им/(УОмДртаХ),
а при Р = const в рассматриваемой
гидропередаче
Др =P/Qn = const,
~	“ ^/(2лМм).
Диапазон регулирования пм при
QM = const равен диапазону 7?м изме-
нения рабочего объема гидромотора
7? = ^MmaxMximin ~ 1/^м
Максимальным диапазоном 7? регу-
лирования характеризуется гидропере-
дача, состоящая из регулируемого
насоса и регулируемого гидромотора:
R ~ ^мтах/^мтш =
11.6.	Многомоторные и
многонасосные передачи
В объемных гидропередачах транс-
миссий мобильных сельскохозяйствен-
ных, дорожных и строительных машин
находят применение ступенчато регу-
лируемые гидромоторы. Преимущество
регулируемых гидромоторов заключа-
14. Зак. 670
210
11. Объемные гидропередачи
Рис. 11.13. Схемы ступенчатого регулирования
' двухрядных гидромоторов:
а—отключением одного ряда цилиндров; б—пере-
ключением рядов цилиндров 1 и 2 с параллельной
схемы на последовательную
ется в расширении диапазона скорости
вращения их вала, уменьшении уста-
новочной Мощности насосного агрега-
та, массы и стоимости всего гидропри-
вода.
Регулирование двухрядных поршне-
вых гидромоторов осуществляется за
счет отключения одного ряда цилинд-
ров или последовательного включения
рядов. На рис. 11.13 приведены схемы
таких способов регулирования. В пер-
вом случае (рис. 11.13, а) регулирую-
щий золотник включает ряд цилинд-
ров 2, параллельно ряду /, или отклю-
чает его, а поток рабочей жидкости
поступает только в нагнетательную
полость первого ряда цилиндров. Ряд
2 цилиндров отключается и работает
вхолостую., Сливная и нагнетательная
полости этого ряда соединяются меж-
ду собой золотником 3. В другом слу-
чае (рис. 11.13, б) управляющий зо-
лотник 3 включает в общую магист-
раль оба ряда цилиндров параллельно
или сообщает сливную полость перво-
го ряда цилиндров с нагнетательной
полостью второго ряда. Рабочая жид-
кость поступает сначала в нагнетатель-
ную полость первого, а затем (через
управляющий золотник) второго ряда
цилиндров. Равномерная нагрузка ци-
линдров первого и второго рядов будет
в случае одинаковой подачи жидкости
в соответствующие полости. Для ком-
пенсации неизбежных утечек служат
дифференциальные клапаны 4.
Скорость поступательного движения
современного колесного сельскохозяй-
ственного трактора (с ходоуменьшите-
лем) составляет 0,2...40 км/ч, а строи-
тельных и дорожных пневмоколесных
машин — 0,2...50 км/ч. Таким образом,
полный диапазон R регулирования их
скорости (200...250) должен быть реа-
лизован путем совместного регулиро-
вания рабочего Объема насосов и тяго-
вых гидромоторов [43] :
R ~ ^н^м>
где — диапазон регулирования по-
дачи рабочей жидкости насосным аг-
регатом; — диапазон изменения
суммарного рабочего объема гидромо-
торов.
Увеличение 7?м желательно как с
точки зрения расширения общего диа-
пазона регулирования R, так и умень-
шения установочной мощности насос-
ного агрегата. Однако лишь в отдель-
ных конструкциях высокомоментных
гидромоторов, встраиваемых в веду-
щие колеса мобильных машин, воз-
можно ступенчатое и к тому же одно-
кратное уменьшение рабочего объема,
что в двухосной машине соответствует
^м = 4.
Таким образом, при указанном вы-
ше значении 7? диапазон изменения
подачи жидкости насосным агрегатом
должен быть выдержан в пределах
7?н=50.,,60.
Следует иметь в виду, что чем шире
силовой и скоростной диапазоны регу-
лирования трансмиссии, тем выше
должна быть установочная мощность
11.61 Многомоторные и многонасосные передачи
211
насосов, которые работают с номи-
нальной подачей лишь на транспорт-
ных операциях мобильной машины.
В результате возрастает вероятность
работы трансмиссии в невыгодных ре-
жимах по КПД.
Основным условием обеспечения вы-
сокого КПД трансмиссии с регулируе-
мыми насосами является их работа в
узком диапазоне изменения подач, что
может быть достигнуто лишь увеличе-
нием количества насосов. Однако при
этом утрачиваются преимущества ре-
гулируемых гидромашин. Кроме того,
увеличиваются габариты, масса и стои-
мость насосного агрегата.
Проще решается задача увеличения
диапазона регулирования подачи с
использованием z нерегулируемых на-
сосов, рабочие объемы которых Уош
изменяются в геометрической прогрес-
сии. Тогда диапазон регулирования
подачи всего насосного агрегата
Z
Уон1пн	1	2
г)  Отах 	г=1	 7 ; i
Qmin	•'ohI^h
где Уош — наименьший рабочий объем
насоса; q — знаменатель геометриче-
ской прогрессии.
Так как последнее выражение пред-
ставляет собой сумму членов геомет-
рической прогрессии,
I =	1).
Принимая во внимание возможность
регулирования скорости вращения ва-
лов НасОСОВ == тахМн mim МОЖНО
расширить диапазон:
<7—1
При 2 = 5 и q = 2	—31Для
обеспечения 7?н = 50 Rn должен состав-
лять 1,62, что находится в пределах
технических характеристик нерегули-
руемых насосов.
Мощность насосного агрегата (тео-
ретическая)
^а.н ~ ^н^ОнзДр^н. max*
Чтобы избежать затрат мощности
на работу вхолостую при гидравличе-
ски отключенных насосах, необходимо
одновременно отключать и их приводы.
В агрегате из нерегулируемых насо-
сов Б (рис. 11.14) последние постоян-
но включены в контур тяговых гидро-
моторов, а насосы А с помощью двух-
позиционных распределителей 1 и 2
могут подключаться либо к тяговым
гидромоторам, либо к гидромоторам
рабочего оборудования.
Все. насосы смонтированы на раз-
даточном редукторе. Крутящий момент
от двигателя внутреннего сгорания
передается на ведущий вал 5, на кото-
ром жестко укреплены малая 4 и боль-
шая 5 шестерни. С этими шестернями
в постоянном зацеплении находятся
шестерни 6...10 привода насосов.'Для
переключения этих шестерен служат
дистанционно управляемые муфты 11
и 12, позволяющие изменять частоту
вращения валов насосов групп А и Б
независимо друг от друга.
Каждый насос соединяется со своим
приводным валом через дистанционно
управляемую разъединительную элек-
тромагнитную муфту 13. Насос под-
питки 14 постоянно присоединен к ве-
дущему валу. Обратные клапаны 15
предотвращают протекание жидкости
из нагнетательной линии в насос при
отключении его привода. Муфты И...
13 должны управляться единым ко-
мандоаппаратом.
За счет изменения числа включен-
ных нерегулируемых насосов и скоро-
сти вращения их валов обеспечивает-
14*
212
11. Объемные гидропередачи
Рис. 11.14. Насосный агрегат большой мощности
ся изменение подач рабочей жидкости
с интервалами между ступенями, рав-
ными примерно 2%. В передаче мощ-
ности участвуют лишь те насосы, кото-
рые необходимы для обеспечения
необходимой скорости мобильной ма-
шины в данный момент времени. Поэто-
му каждый из насосов работает в но-
минальном режиме с максимальным
КПД.
11.7. Объемные гидромеханические
передачи с внешним
разделением мощности
Общие положения. На современных
мобильных машинах широко приме-
няются замкнутые дифференциальные
передачи. Передача энергии от вход-
лого вала к выходному с различной
трансформацией крутящего момента
на каждом из них позволяет создавать
более совершенные механизмы и рас-
ширить применение бесступенчатых
трансформаторов крутящего момента
разного вида.
Объемная гидромеханическая пере-
дача (ОГМП) с внешним разделением
мощности представляет собой одно-
контурную или двухконтурную переда-
чу соответственно с одним или двумя
шестеренными дифференциалами и
объемным гидротрансформатором (ги-
дропередачей). Мощность, подведен-
ная к ОГМП, разделяется, и только
часть ее (обычно меньшая) передает-
ся гидромашинами. Поэтому по срав-
нению с полнопоточной гидропереда-
чей ОГМП с разделением мощности
на два или три потока обладает более
высоким КПД при одних и тех же
11.7. Объемные гидромеханические передачи с внешним разделением мощности	213
мощностях и диапазонах регулирова-
ния.
Однодифференциальные ОГМП с
внешним разделением мощности.
ОГМП с одним дифференциалом мо-
гут осуществляться по двум основным
схемам: с дифференциалом на входе
(рис. 11.15, а) и дифференциалом на
выходе (рис. 11.15, б). В обоих слу-
чаях одно из звеньев дифференциала
соединено с ведущим валом передачи,
второе — с ведомым. Третье звено
дифференциала связано либо с ведо-
мым валом передачи (схема с диффе-
ренциалом на входе), либо с ведущим
валом (схема с дифференциалом на
выходе) [32].
Для схемы с дифференциалом на
входе определим внутреннее пе'редато-
чное отношение дифференциала при
остановленном звене, связанном с гид-
ропередачей:
— (п?	^н)/(^	^н)
или
пт = ш0 + пн(1 — z0).	(11.1)
Передаточное отношение ОГМП
i = nTln (nTi п — частота вращения со-
ответственно ведомого и ведущего ва-
лов ОГМП) зависит от передаточного
отношения гидропередачи zr=ftMMH
(пм; — частота вращения вала гид-
ромашины, соединенной соответственно
с ведомым и ведущим валом ОГМП).
Разделив обе части равенства (11.1)
на п и преобразуя полученное выра-
жение, найдем
i= . Zo/r----, или jr = г (1 ~/о). (11.2)
z*r + — 1	i — io
Частоты вращения валов гидрома-
шин могут быть найдены из следующих
уравнений:
/1Н— п — *о)/(1	/о) ~ niQl(ir -J- iQ — 1),
ni = niQivl{iv + z0 — 1).
Рис. 11.15. Структурная схема объемной гид-
ромеханической передачи:
а—с дифференциалом на входе; б—с дифференциа-
лом на выходе
Крутящий момент на выходном ва-
лу ОГМП
Мт = Мт +	= 0, или Мт =
= Мт М-в/i-^
где М'т — крутящий момент на звене
дифференциала, связанном с ведомым
валом; /Им — крутящий момент на валу
гидромашины Г2, соединенной с ведо-
мым валом; Л4Н — крутящий момент на
валу гидромашины Г1, соединенной с
ведомым валом.
Моменты Мт и Мн можно выразить
через момент на ведущем валу передачи:
Мт =	M/z0, Мн = — М (1 — z0) / z0.
Тогда
мт = - мцй + м (1 - to)/(fozr>.
214'
11, Объемные гидропередачи
Рис. 11.16. Зависимость относительных мощ-
ностей в объемной гидромеханической пере-
даче от
а—с дифференциалом на входе; б—с дифференциа-
лом на выходе
Из равенства Р+Рт = 0 следует, что
\ Р = — 2лМтпт =
= 2jtAf/iT/t0 — 2лЛ4пт (1 — i0)/(i0tr),
где первое слагаемое соответствует
мощности Р', передаваемой звеном
дифференциала, связанным с ведомым
валом, второе — мощности Рг, переда-
ваемой гидропередачей. Отношение
мощностей
Р' _ пт  i
Р ni0	i0
Рт ______	(1 — го) ________ i (1 — г'о)
Р	fillip
Используя выражения (11.2), окон-
чательно получим
Р'/Р — i/io — —1 + io— 1)» (11-3)
Рг/Р= l-i/t0=(/0-Wr-H;-l)- (П-4)
Из анализа уравнений (11.3) и (11.4)
следует, что в ОГМП с дифференциа-
лом на входе циркуляция мощности от-
сутствует при соблюдении условий:
1) передача нереверсивная (i и to
имеют одинаковые знаки); 2) |i|<
<|ta|. При отсутствии циркуляции
мощности гидромашина Г2 работает в
моторном режиме, а гидромашина Г1
является насосом.
При io=l вся мощность передается
только механической передачей, а пе-
редаточное отношение ОГМП (i=l)
не зависит от ir. Очевидно, что практи-
ческое значение имеют передачи с пе-
редаточным отношением дифференциа-
л a tfli’ / 1.
Из рис. 11.16, а видно, что при t/i0= 1
гидропривод мощности не передает.
С уменьшением i/i0 от 1 до нуля мощ-
ность, передаваемая гидропередачей,
возрастает от нуля до значения, равно-
го всей передаваемой мощности. При
i/i0>l в ОГМП циркулирует мощность,
равная мощности Рт, передаваемой
гидропередачей. Между передаточным
отношением i и гидравлической мощ-
ностью существует линейная зависи-
мость.
Диапазон регулирования передачи
P = imax/t'min МОЖНО расширить, ДОПу-
ская циркуляцию мощности. Если ог-
раничить циркулирующую мощность
значением максимальной мощности гид-
ропередачи Рг max при отсутствии ЦИр-
куляции, то это не приведет к сущест-
венному снижению КПД. При цирку-
ляции, ограниченной указанным
значением, зависимость максимальной
относительной гидравлической мощно-
сти от диапазона регулирования имеет
вид
(ЗДтах = (Р-1)/(Р+1). (П.5)
Основные свойства ОГМП с диффе-
ренциалом на выходе (см. рис. 11.19, в)
могут быть изучены аналогичным ме-
тодом.
Основные кинематические зависи-
мости для ОГМП с дифференциалом
на выходе следующие:
t = t0 + ir (1 — i0),	|
ip ~ (j ^o)/(l	i<>)'’ J
11.7. Объемные гидромеханические передачи с внешним разделением мощности
215
.	гь it — to»
= П, Пм = Шг = -------Н— .
1 —Jo
Крутящий момент на валу гидромо-
тора определяется как M=M'+MS,
или М=М'—Мм iT.
Выразим М' и Л1М через Мт:
М' = — MTi0, Мм = — Мт (1 — г0).
Произведя преобразования, получим
окончательно
М = — MTi0 + MTir (1 — i0),
откуда
Р = 2лМп — —2лЛ1тп10+2лЛ4т1г(1—i0).
Первое слагаемое в этом выражении
дает значение мощности Р', передава-
емой механической передачей, второе—
значение мощности Рг, передаваемой
гидропередачей.
Поскольку Р = —2лЛГтпт,
Р'/Р = i0/i, Рг/Р = — ip(l —
С учетом выражений (11.6) оконча-
тельно получим:
Р7Р=»о/^(1/»г)/(1/^о + 1/Zi. — 1), (11-7>
“ Iq/I 1 =	1 ^o)/G*o4“G? ЦЧ*)==
= (l-l/ir)/(l/t0+l/ir-l). (11.8)
При i/io<l Рг/Р<0 и Р'1Р>\, что
свидетельствует о циркуляции мощно-
сти. Знаки мощностей Р' и Рг одина-
ковы только при одинаковых знаках
io и i (нереверсивная передача) и при
| i | > | io I •
В случае t’o= 1 вся мощность пере-
дается дифференциалом. Скорость вра-
щения ведомого вала (при любом пе-
редаточном отношении гидропривода)
равна скорости вращения ведущего,
т. е. i= 1. Таким образом, условие io#=l
является общим для всех однодиффе-
ренциальных ОГМП независимо от
схемы соединения дифференциалов.
Из рис. 11.16, б видно, что при ilio= 1
гидропередача мощности не передает.
С увеличением i/io доля мощности, пе-
редаваемая гидропередачей, растет. В
случае i=oo вся мощность передается
гидропередачей. При i/io<Cl Р/>Р. В
этом случае в передаче происходит
циркуляция мощности Рт. При i=0
значение гидравлической мощности
стремится к бесконечности. Если огра-
ничить циркулирующую мощность зна-
чением гидравлической мощности
Рг тяг При отсутствии ЦИрКуЛЯЦЙИ, ТО
получим зависимость (11.5) между
(Рг/Р)тах и диапазоном регулирова-
ния Р.
Наименьший КПД однодифферен-
циальной ОГМП определим, рассмот-
рев работу ее при циркуляции мощно-
сти. .
Обозначим через цМех КПД диффе-
ренциала, а через т]г— КПД гидропе-
редачи; г]г=г]н11м- При циркуляции
мощности через дифференциал пере-
дается мощность Р+Ргг]г. С учетом
механических потерь в дифференциале
мощность на валу дифференциала, со-
единенного с выходным валом ОГМП,
равна (Р+Рг'Пг)'Пмех. На выходной вал
передачи поступает мощность
Гт = (Г Ггт]г) т]мех Рр —
= Гт)мех	Р г (1	’Чм.ех’Чг)-
Отсюда
Л = р = Цмех	0 ПмехПг)-
Общий КПД передачи уменьшается
с увеличением отношения Р?/Р.
Наименьший КПД соответствует
(Рг/Гтах=(Г-1)/(Г+1):
Г—1 ,,	ч
Timin — Лмех	— (1 — ’Пмех'Чг)'
216
11, Объемные гидропередачи
Рис. 11.17. Структурные схемы объемных гид-
ромеханических передач с двумя дифферен-
циаламц:
а—с параллельным соединением дифференциалов;
б—параллельно-последовательным; в—последователь-
ным
Объемные гидромеханические пере-
дачи с двумя дифференциалами.
ОГМП с двумя дифференциалами
можно выполнить по трем схемам: с
параллельным, последовательным и
параллельно-последовательным со-
единением дифференциалов. При па-
раллельном соединении дифференциа-
лов (рис. 11.17, а) вся мощность, не
проходящая через гидропередачу, пе-
редается с ведущего вала на ведомый
двумя параллельными потоками Pf
и Р", При последовательном соедине-
нии дифференциалов вся мощность
последовательно передается через два
дифференциала (рис. 11.17, в). Схема
с параллельно-последовательным сое-
динением дифференциалов (рис.
11.17, б) является комбинацией первых
двух схем [23].
Наиболее распространенной являет-
ся схема с параллельным соединением
дифференциалов.
Передаточное отношение ОГМП I —
-^пДп, а также частоты вращения пн
и пм звеньев дифференциалов Д1 и
Д2, связанных гидропередачей, можно
определить по уравнениям кинемати-
ческой связи для указанных диффе-
ренциалов:
пт = ш01 +	(1 — i01),
~	(1	^*02),
где z’oi, Z02 — передаточное отношение
соответственно дифференциалов Д1 и
Д2 при заторможенном звене, связан-
ном с гидропередачей.
Совместно решая эти уравнения, по-
лучим
i — *г*°1 0 — *02) — z°2 0 ~~ *01)	(Н9)
z’r (1 — *02) — (1	г01)
(^Ol-^02)/!/'г (1	^02)., (1	^01)]===
=	—101)/(1 — г-01); (11.10)
Goi ^02)/!^ (1 ^02)	(1— ^о1)]“
= n(Z-Z02)/(l-Z02); (11.11)
^*г — ^мМн~ 0 ^ог)( 1 г’ох)/[( i—Zoi)( 1—^02)] •
(И.12)
Во избежание циркуляции мощно-
сти передаточное отношение всей пе-
редачи i должно находиться в преде-
лах между io2 и Zoi. Изменению i от
11.7. Объемные гидромеханические передачи с внешним разделение^ мощности
217
Рис. 11.18. Зависимости максимальных скоростей вращения гидромашин от ми-
нимального передаточного отношения
Joi до *02 соответствует уменьшение Zr
от бесконечности до нуля [см. уравне-
ние (11.12)]. Частота вращения валов
при этом также изменяется: пн — от
нуля до максимального значения, пм—
от максимального значения до нуля
[см. уравнения (11.10) и (11.11)].
Примем Hoi|> |г02|, т. е. iOi = imax,
*02 = *min. Тогда диапазон регулирова-
ния jR = *тах/*min — *01 / *02 •
Из графиков на рис. 11.18 видно, что
при отрицательных значениях
максимальные скорости вращения ва-
лов гидромашин ниже, чем при поло-
жительных.
Между моментами, приложенными к
звеням ОГМП со стороны валов, су-
ществуют следующие зависимости:
м' + м" = М\ м; + лг = мт;
Л1Й = М (1	*01)/*01 = —MpU--*01)>
Л4М = М" (1 - *о2)/*о2 = -К (1—*02);
= Мм=-МпИг-
Решая эти уравнения совместно с
уравнением (11.9), находим:	/
М'=М^~^ =
1 Ц01 — *о2)
_	 *Г*01 (1 — *02)
*Г*01 (1 — *02)—*02 (1—*01) ’
1 (*01 — *02)
*02 (1 — *01)
= —М-^-._________;____,	___ -
*Г*01 (1 — *02)—*02 ( 1 — *01)	’
м'т = -м 1 102
i (*oi — *02)
= — М  , 'г (1 ~ ‘02)	.
*Г*01 (1 — *02) — *02 (1—*01) *
М" = М^ 401 ч
Т	* (*01 — ^02)
= М-._________•
*Г*01 (1	*02)	*02 (1—*01) ’
218
И. Объемные гидропередачи
Рис. 11.19. Зависимости максимальных крутящих моментов на валах
гидромашин от минимального передаточного отношения
л л Л4 (* — *°2)(1 — hi)
Мй = — М —-----------г-т—
1 Goi—*02)
h(l—*01)(1 —I02)
= ~ М —------Я---Г"7-7—7Z---Г-Т- ;
*Г*01	—*02?—*02\1—*017
(* — *oi) (1 — *02)
* (*ох — *02)
’	(1—*oi)(l—*02)
= М • • ~*7i---—г—т:—ГТ •
*Г*01 (1 — *02?—*02 V1—*01?
Мм=М
(11.13)
(11.14)
Анализ уравнений (11.13) и (11.14)
показывает, что при изменении пере-
даточного отношения i от hs до hi
момент Мн возрастает от нуля до мак-
симального значения, а момент Мм
уменьшается от максимального значе-
ния до нуля.
Сравнение уравнений (11.13) и
(11.14) суравнениями (11.10) и (11.11)
показывает, что максимальный крутя-
щий момент имеет место на неподвиж-
ном валу гидромашины. Вал, вращаю-
щийся с максимальной скоростью, кру-
тящего момента не передает.
Максимальный крутящий момент
Мм max на валу гидромотора зависит
только от Zmin = h2« Максимальный кру-
тящий момент на валу насоса МНтах
определяется максимальным переда-
точным отношением imax~h2, которое
может быть выражено через fmm и диа-
пазон регулирования R.
На рис. 11.19 пунктирными линиями
изображены' графики (Мм/М).тах=
= f(*min), а сплошными—(Мн/М)тах =
= f6’min). Из графиков видно, что при
малых значениях |*min| моменты на
валах гидромашин могут достигать
весьма больших значений. При отри-
цательных передаточных отношениях
Мятах И Мн max больше, Чем При ПО-
ложительных.
Мощности, передаваемые соответст-
вующими звеньями ОГМП (без учета
потерь на трение):
Р —	0	^02)/(hi Ьг)] >
Р" — Р^02 (I — hi)/[* (hi — hs)h
11.7. Объемные гидромеханические передачи с внешним разделением мощности
219
Рт== Р (/	^02)/(^01	^Ог)*,
Рт = Р (*01	*)/(*01 *02) j
Рг = Р (*о1	0(*	*02)/^* Goi ^02)]•
(11.15)
При принятом соотношении | ioi | >
> 11’021 мощность Рг положительна.
Мощности Рг и Р" положительны при
одинаковых знаках 1®\ и i02. Поэтому
во избежании циркуляции мощности
передача рассматриваемого типа не
должна быть ревёрсивной. Если iOa =
= 1 или /о2=1, вся мощность переда-
ется соответственно дифференциалом
Д1 или дифференциалом Д2, Оче-
видно, что должно выполняться усло-
вие /(И=/=1 и Г02#=1-
Относительная мощность РГ1Р, пере-
даваемая гидравлическим звеном, дости-
гает максимального значения при /0 =
— ]А‘01/02 • Подставив i0 в уравнение
(11.15), найдем
(р гр\ - ~1/t'(>1/t~02 ~ 1 _ 1/*~1
(Л/Ппах- у?Ж-+1 “Уя-Н •
График зависимости (Рг/Р)хп&х от
диапазона регулирования приведен
на рис. 11.20.
Если Лмех — КПД отдельного диф-
ференциала, а г)г—КПД гидропередачи,
мощность на ведомом валу можно вы-
разить СУММОЙ Р"т]мех+^Пмех+РгПмехПг-
Зная мощности на ведущем и ведомом
валах, можно найти КПД всей передачи:
П = Пмех И — (Рг/Р)(1 — ПмехПг)!-
Общий коэффициент полезного дей-
ствия ОГМП уменьшается по мере
увеличения относительной мощности
гидропривода. Наименьший КПД, со-
ответствующий (Рг/Р) max,
г1ш1п=т1мех 1	(1 'Пмех'Пг)^ •
Рис. 11.20. Зависимость максимальной относи-
тельной гидравлической мощности и мини-
мального КПД гидромеханической передачи с
двумя дифференциалами от диапазона регу^
лирования	'
Зависимость цтщ от диапазона ре-
гулирования R При Т)Мех = 0,95 и Т]г =
= 0,7 показана на рис. 11.20.
На рис. 11.21 приведен пример кон-
структивного выполнения ОГМП с
параллельным соединением диффе-.
ренциалов (по патенту английской
фирмы «Остин»). При остановленном
водиле шестерни 1 и 2 вращаются в
одном направлении с коронкой ше-
стерней 6. Следовательно, внутрен-
ние передаточные отношения положи-
тельны. Если принять минимальное
число зубьев шестерни гтщ==14, а
максимальное гтах=70, то передаточ-
ные отношения i01 = fmax=0,835, а
io2 = ^min= 0,557. Наибольший возмож-
ный диапазон бесступенчатого регу-
лирования R max— 1,5.
Рабочие объемы гидромашин в
передачах с внешним разделением
мощности. Выше были рассмотрены
передачи, в которых валы насоса и
гидромотора непосредственно соеди-
нены с соответствующими валами диф-
ференциалов. Однако между гидро-
220
11. Объемные гидропередачи
Рис. 11.21. Конструктивное оформление объемной гидромеханической передачи в виде коробки
передач:
/"—солнечная шестерня на валу гидромотора; 2—солнечная шестерня на валу наесса; 3. 4—сателлиты; 5—во-
дило; 6—коронная шестерня; 7—ведущий вал коробки передач; 8—картер 'маховика и механической пере-
дачи; 9—насос; 10—гидромотор; //—распределитель; 12—вал насоса; 13—вал гидромотора; /^—ведомый вал
коробки передач; /5—фрикционный диск ведомого вала; /6—нажимной диск муфты; /7—опорный диск муфты
машинами и связанными с ними
звеньями дифференциалов могут быть,
установлены дополнительные передачи
в виде редукторов. Сравним рабочие
объемы гидромашин в однодифферен-
циальной и двухдифференциальной
передачах, рассчитанных на одинако-
вую мощность, при следующих усло-
виях: 1) параметры дифференциалов
и дополнительных передач подобраны
так, чтобы максимальные скорости
вращения валов гидромашин переда-
чи с разделением мощности были рав-
ны скорости входного вала; 2) при
работе передачи с разделением мощ-
ности в режиме Р=const поддержи-
вается постоянное давление рабочей
жидкости (Ар = const); 3) скорость
вращения и крутящий момент на вход-
ном валу передачи постоянны [32].
Определим рабочий объем гидро-
машин в однодифференциальной пере-
даче с циркуляцией мощности. Будем
считать, как и ранее, что максималь-
ная циркулирующая мощность равна
максимальной гидравлической при
отсутствии циркуляции.
При постоянном давлении жидко-
11.8. Проектировочный расчет гидропривода
221
сти минимальный рабочий объем гид-
"ромашины соответствует максималь-
ному крутящему моменту на ее валу.
Крутящие моменты на звеньях диф-
ференциалов, связанных с гидромаши-
нами однодифференциальной гидро-
механической передачей, достигают
максимального значения- при макси-
мальном передаточном отношении.
Если между этими звеньями и валами
соответствующих гидромашин ввести
дополнительные передачи, уравниваю-
щие максимальные скорости враще-
ния валов насоса, гидромотора и вход-
ного вала, то, независимо от схемы
соединения дифференциалов [32],
R — 1	R — 1
^нтах~^ £>_|_ । » тах— MR j >
а рабочие объемы гидромашин
м R-i .
он 2лДр R + 1 ’
V	R М
ом	Л 2лДр R + 1 •
В двухдифференциальной передаче
без циркуляции мощности рабочие
объемы гидромашин [23]
М R — 1	М
*/°н= 2яДр ~R ’ У°м ~ 2лДр —
Из приведенных формул видно, что
при двухдифференциальной схеме пе-
редачи рабочие объемы гидромашин
при одинаковых диапазонах регулиро-
вания больше, чем при однодифферен-
циальной. Однако их отличие невелико
и практического значения не имеет.
11.8. Проектировочный расчет
гидропривода
Целью проектировочного расчета
является определение номинальных
значений давления и расхода рабочей
жидкости в гидроприводе, номенкла-
туры и типоразмеров применяемого
гидрооборудования.
Исходными данными для проекти-
ровочного расчета являютсяг 1) тех-
ническая характеристика и кинемати-
ческая схема мобильной машины; 2)
принципиальная схема гидропривода
машины; 3) значение нагрузок на ра-
бочих органах и скоростей их переме-
щения; 4) условия эксплуатации ма-
шины; 5) дополнительные требования
к работе гидропривода (возможность
совмещения операций, диапазон ско-
ростного регулирования и т. д.) [7].
Номинальное давление рабочей жид-
кости рном выбирают исходя из но-
менклатуры и технических характе-
ристик гидрооборудования, главным
образом насосов и гидромоторов, в
соответствии с ГОСТ 12445—80.
Выбранный для регулируемого при-
вода насос должен иметь диапазон
регулирования подачи Ra>R (R —
диапазон регулирования скорости гид-
ропривода). Если RB<R, следует при-
менять регулируемый гидромотор с
диапазоном регулирования частоты
вращения RM—R/RH. Если при этом
не обеспечивается диапазон регули-
рования R, необходимо выбрать дру-
гую схему (многонасосных и много-
моторных агрегатов).
Заданные скорости и нагрузки долж-
ны быть приведены к выходному зве-
ну гидродвигателя исходя из кинема-
тической схемы машины и наличия
промежуточных звеньев между рабо-
чим органом и исполнительным гидро-
двигателем.
Основные требования к выбору гид-
родвигателей — обеспечение необхо-
димых крутящего момента Л4М на
исполнительном органе машины, ча-
стоты вращения ггм вала гидромотора
или усилия на штоке F и скорости
222
11. Объемные гидропередачи
перемещения поршня v для гидроцш
линдра и соответствие параметров ре-
жима работы гидродвигателя его
технической характеристике. При цик-
лической работе и переменных нагруз-
ках и скоростях перемещения испол-
нительных органов параметры гидро-
двигателей должны выбираться из
условия обеспечения максимальных
нагрузок и скоростей.
Основными расчетными парамет-
рами являются рабочий объем Ком
гидромотора, диаметр поршня D,
штока dm и ход S поршня в гидроци-
линдре, а также перепад . давлений
Арм или Арц при установившемся дви-
жении рабочих органов. Дополнитель-
ным параметром является расход ра-
бочей жидкости, поступающей в гид-
ромотор QM или гидроцилиндр Сц.
Перепад давления рабочей жидко-
сти в гидромоторе Арм или в гидроци-
линдре Арц в предварительных расче-
тах принимается на 10...20 % меньше
выбранного номинального давления
Рном с учетом его потерь в гидроси-
стеме. При последовательном соедине-
нии п гидродвигателей
п
^Рм. — Армь
г— 1
п
АРц “ Ap4f.
z= 1
Рабочий объем гидромотора КОм и
диаметр гидроцилиндра D определя-
ются для условий работы их при мак-
симальных нагрузках:
. V0M ~ 2лЛ4м/(Армт|ГМфМ).
Диаметр поршня гидроцилиндра
рассчитывается в’зависимости от схе-
мы включения гидроцилиндра по фор-
мулам, приведенным в гл. 9. Диаметр
штока dm находят по принятому отно-
шению йш//) = 0,6 и уточняют по
ГОСТ 6540—68. Ход поршня S оп-
ределяется кинематической схемой
машины, но он не должен превышать
значений, установленных стандартом
при выбранных D и dm.
Если при использовании гидроци-
линдра в качестве двигателя масса
подвижных частей рабочих органов
значительна и скорость перемещения
поршня превышает 0,1 м/с, рекомен-
дуется демпфирование в конце хода
поршня. Давление жидкости при тор-
можении рт не должно превышать
допускаемого для данного цилиндра:
Рт<'[Рц]. Давление в конце торможе-
ния находится как отношение усилия
торможения FT к площади поршня Ат
со стороны демпфера: рт=Гт/Дт.
Расход рабочей жидкости опреде-
ляется для каждого гидродвигателя
исходя из требуемых максимальных
скоростей перемещения его исполни-
тельных органов. Для обеспечения
ресурса и КПД гидромотора, указан-
ных в его технической характеристи-
ке, требуемая скорость его вращения
не должна превышать номинальную.
За расчетное значение давления ра-
бочей жидкости, подаваемой насосом,
принимается предварительно выбран-
ное номинальное давление в гидроси-
стеме: рн=Рном.
Основными требованиями при вы-
боре насоса являются обеспечение
максимальных нагрузок и скоростей
перемещения исполнительных органов
гидродвигателя, а также соответствие
параметров режима работы насоса
его технической характеристике.
Основные параметры насоса: рабо-
чий объем Ком, номинальное давле-
ние рабочей жидкости рн и частота
вращения входного вала ин; дополни-
11.8. Проектировочный расчет гидропривода
223
тельные: подача рабочей жидкости
QH, а для регулируемого насоса —
диапазон регулирования подачи /?н.
Подача насоса QH определяется по
сумме расходов рабочей жидкости в
параллельно включенных гидродвига-
телях:
п	п
Qh ~	ИЛИ QH ==
г=1	z~1
При раздельной работе нескольких
гидродвигателей или нескольких групп
гидродвигателей подача рабочей жид-
кости насосом должна определяться
по той группе одновременно включае-
мых гидродвигателей, где расход ра-
бочей жидкости при их работе макси-
мальный.
Для привода насоса с регулятором
мощности расчетными параметрами
являются также минимальная подача
рабочей жидкости насосом в начале
участка регулирования Снтш=Сн/^н
при номинальном давлении рн и ми-
нимальное давление жидкости в кон-
це участка регулирования рнтт=
=рн/Кн, соответствующее максималь-
ной подаче QH.
Подача насоса подпитки гидроси-
стемы с замкнутой циркуляцией рабо-
чей жидкости должна быть не меньше
суммарного потока утечек в насосе и
гидромоторе основного контура, опре-
деляемого с учетом максимальной сте-
пени изнашивания гидромашин, допу-
скаемой технической документацией.
Если теплообменные устройства
установлены в системе подпитки, то
для обеспечения требуемого теплового
режима основного контура подачу на-
соса подпитки можно увеличить до
Qh.h= (0,2...0,3) QH.
По найденному V0H из ряда серийно
выпускаемых гидромашин подбирается
насос близкого типоразмера таким
образом, чтобы требуемая частота
вращения его вала была близка к но-
минальной.
Мощность, необходимая для приво-
да насоса,
Рц ~ Qh^Ph/Лн» .
а для насоса с регулятором мощно-
сти
РН ~ ФеДРн/С^нПн)
(КПД насоса г]н принимают по па-
спортным данным).
Основными требованиями при выбо-
ре параметров устройств управления
потоком рабочей жидкости (клапанов,
дросселей, распределителей), фильт-
ров, трубопроводов, аккумуляторов,
гидробаков и других видов гидрообо-
рудования являются: обеспечение на-
дежной работы гидропривода в тече»
ние установленного срока службы и
соответствие параметров работы каж-
дого элемента данной гидросистемы
его технической характеристике.
Расчетные параметры гидрообору-
дования: для устройств управления
потоком — номинальное давление ра-
бочей жидкости рном и диаметр услов-
ного прохода £>у; фильтров — рНом,
Dy и номинальная тонкость фильтра-
ции 6ноМ; трубопроводов — Dy и рНоМ;
гидроаккумуляторов — рНом И номи-
нальная вместимость КНом; гидроба-
ков — Кном.
Дополнительным параметром для
всех видов гидрооборудования (кроме
аккумуляторов и гидробаков} являет-
ся номинальный расход рабочей жид-
кости.
Внутренний диаметр трубы
Dy= J/4Q/(to) ,
где Q — расход жидкости на рассмат-
риваемом участке трубопровода; v —
максимально допустимая скорость те-
чения жидкости.
224
11. Объемные гидропередачи
Полученные значения Z)y округляют
до ближайшего большего значения в
нормальном ряду (ГОСТ 16516—80).
Ориентировочная максимальная ско-
рость течения жидкости: во всасы-
вающих гидролиниях—1,2 м/с, слив-
ных — 2 м/с; нагнетательных при дав-
лениях до 2,5 МПа — 2,5 м/с, до
10 МПа — 4, до 16 МПа — 5, свыше
25 МПа —- 6,2 м/с.
Окончательно Dy назначается после
проведения проверочного расчета ис-
ходя из допускаемых потерь давления
в гидросистеме.
При выборе типа фильтра необхо-
димую тонкость фильтрации 6Ном
назначают в соответствии с технически-
ми характеристиками насосов, гидро-
моторов и других элементов, приме-
няемых в данной гидросистеме. Типо-
размер фильтра выбирают исходя из
его пропускной способности.
Вместимость гидробака ГНом долж-
на соответствовать его основному
функциональному назначению — раз-
мещению объема жидкости, необходи-
мого для работы гидросистемы,— и
назначается в 1,5...2 раза больше сум-
марной вместимости всех элементов
гидросистемы (полостей гидроцилинд-
ров, трубопроводов, фильтров, гидро-
аккумуляторов и т. д.), но не менее
0,3 минутной подачи насоса. Вмести-
мость бака при наличии в системе
замкнутого контура определяется ис-
ходя из объема жидкости, находящей-
ся во внутренних полостях вспомога-
тельных контуров, работающих с ра-
зомкнутой циркуляцией (подпитки,
управления и др.).
Тепловой расчет гидросистемы про-
изводится для определения макси-
мальной температуры рабочей жидко-
сти и суммарной площади теплоотдаю-
щих поверхностей элементов гидро-
привода. Тепловой поток Ф, выделяе-
мый в гидроприводе, эквивалентен
потерям мощности:
Ф = ^н-^д = ^н(1-Пп),
где т]п — общий КПД гидропривода:
Г]п===ПнТ]мТ]тр‘, Т|тр = ДРм/ДРн-
В проектировочном расчете можно
•принимать т]п==0,7.
Обычно технологический цикл рабо-
ты гидропривода включает п операций
с различным уровнем Ф^ ‘теплового
потока. , Для упрощения расчетов
тепловой режим считается стационар-
ным со средним за цикл уровнем теп-
лового потока
п
i— 1
где Tj — продолжительность f-й опе-
рации; тц — продолжительность цикла.
Уравнение теплового баланса
т
<Pdn = (2 cimi) dt + kAs (t —10) ch,
7=1
m
где	Cjirij—теплоемкость всего гидро-
/=i
привода; Cj—средняя удельная теплоем-
кость /-го элемента гидропривода,
участвующего в теплопередаче; dt—при-
ращение температуры рабочей жидкости
за время dr; k—средний коэффициент
теплопередачи; —суммарная площадь
поверхности теплопередачи; tQ—темпера-
тура окружающего воздуха; т—число
элементов.
Решая это уравнение, получим фор-
мулу для расчета текущего значения
температуры
Ф г
т
— ехр (—Ы2Т/ У С/П;)] .
/=1
11.8. Проектировочный расчет гидропривода
225
При Т —>оо
- ^тах ~ ^0 “Н
Условие приемлемости теплового ре-
жима:
“ ^тах < А^доп,
где Д^доп — допускаемый перепад тем-
ператур рабочей жидкости и окружаю-
щего воздуха в установившемся ре-
жиме.
Продолжительностью достижения
установившегося режима называется
время, за которое приращение тем-
пературы рабочей жидкости составит
/ = ОэЭб/'щахл
т
^уст
/=1
Средний коэффициент теплопере-
дачи
т— 1
k = ^(kjA^/A^
/=1
где kjAj — коэффициент теплопереда-
чи и площадь поверхности теплообме-
на /-го элемента гидропривода.
Для гидросистем тракторов k=
= 13,5...17,5 Вт/(м2‘°С). В проектиро-
вочном расчете рекомендуется прини-
мать k= 15 Вт/(м2-°С).
Требуемая площадь поверхности
теплообмена
-^тр = ^/(^ * ^ДОп)’
Если суммарная фактическая пло-
щадь Л2 теплоотдающих поверхностей
гидропривода меньше требуемой по ус-
ловиям теплообмена, необходимо ее
увеличить, например, за счет оребрения
бака или установки теплообменника с
площадью поверхности теплоотдачи
Лт == (ЛТр — А%) &/&т.
Коэффициент теплоотдачи теплооб-
менника k? в условиях принудительно-
го обдува можно приближенно опреде-
лить в зависимости от скорости обдува
ув: при ув<5 м/с — &т = 6,15‘+4,17 vB
Вт/(м2-°С), при ув>5 м/с — Лт =
= 7,5 Ув0’78 Вт/(м2 -°С).
15. Зак. 670
12
КОМПРЕССОРЫ
12.1.	Классификация поршневых
компрессоров
Компрессоры предназначены для
преобразования механической энергии
двигателя в энергию сжатого газа.
По конструктивному при-
знаку объемные компрессоры под-
разделяются на поршневые и ротор-
ные.
Рабочий цикл поршневого компрес-
сора состоит из фаз всасывания, сжа-
тия газа и вытеснения его из цилинд-
ра в напорную пневмолинию. В ротор-
ных компрессорах эти фазы рабочего
процесса происходят непрерывно при
вращательном движении ротора.
В мобильных машинах широкое
применение получили поршневые комп-
рессоры, создающие запас сжатого
воздуха, используемый для управле-
ния отдельными агрегатами и целыми
системами.
Компрессоры можно классифициро-
вать по следующим основным призна-
кам [16,45]: 1) по типу — на ста-
ционарные и передвижные; 2) по
назначению — на компрессоры
общего назначения с давлением сжа-
того газа 0,4...4,9 МПа и специальные;
3) по роду привода — на комп-
рессоры с механическим приводом от
валов трансмиссии мобильной маши-
ны; с электрическим приводом; с при-
водом от двигателя внутреннего сгора-
ния, паровой или газовой турбины;
4) по роду сжимаемого те-
ла — на воздушные, газовые и паро-
вые; 5) по способу действия —
на компрессоры простого действия,
двойного действия; 6) по числу
цилиндров — на одноцилиндровые
и многоцилиндровые; 7) по поло-
жению цилиндров — на гори-
зонтальные, вертикальные и с наклон-
ными цилиндрами (чаще звездообраз1
ным их расположением); 8) п о ч и с-
лу ступеней с ж а ти я^на од-
ноступенчатые и многоступенчатые;
9) по способу охлаждени я—
на компрессоры с воздушным и водя-
ным охлаждением; 10) по подаче—
на компрессоры с малой (до
10 м3/мин), средней (от 10 до
30 м3/мин) и большой (от 30 до
500 м3/мин и более) подачей.
В зависимости от конечного давле-
ния газа компрессоры подразделяют-
ся на вакуум-компрессоры, сжимаю-
щие разреженные газы до давления
порядка атмосферного; газодувки,
сжимающие газы до давления 0,3 МПа;
компрессоры низкого давления — 0,3...
1 МПа (основная область их примене-
ния — пневматические установки);
компрессоры среднего давления—1...
10 МПа (применяются в химической,
нефтедобывающей отраслях промыш-
ленности, на магистральных станциях
дальнего газоснабжения и т. д.); ком-
прессоры высокого давления — свыше
10 МПа.
В автотракторной технике широкое
применение получили компрессоры
поршневого типа, которые классифи-
цируются в зависимости от подачи,
максимального рабочего давления,
механизмов привода компрессора, раз-
12.1. Классификация поршневых компрессоров	227
мещения органов воздухораспределе-
ния, а также способов питания, сма-
зывания и охлаждения.
Автотракторные компрессоры ра-
ботают на переменных режимах, их
номинальная подача колеблется от 1
до 7 дм3/с.
Автотракторные компрессоры под-
разделяются на компрессоры низкого
(0,5...1 МПа) и среднего (1...2 МПа)
давления. Поэтому’в автотракторной
технике используются компрессоры
одно- и многоступенчатого сжатия.
Компрессоры двухступенчатого сжа-
тия могут быть с параллельным рас-
положением осей цилиндров — компа-
унд-компрессоры, с расположением
цилиндров различного диаметра на
одной оси и с дифференциальным
поршнем. Первые применяются на ав-
томобилях и автопоездах для обеспе-
чения надежной работы пневматиче-
ских устройств низкого давления в
горных условиях и для питания сжа-
тым воздухом малогабаритных аппа-
ратов среднего давления пневматиче-
ского привода тормозов.
Компрессоры трехступенчатого сжа-
тия используются в системах питания
силовых цилиндров специальных уста-
новок (давление сжатого воздуха до
6 МПа). Для создания значительных
запасов сжатого воздуха в малогаба-
ритных ресиверах пневмосистем высо-
кого давления (10... 12 МПа) приме-
няются компрессоры четырех-, пяти- и
шестиступенчатого сжатия. Подобный
запас воздуха необходим, например,
для пневматического пуска двигателя
внутреннего сгорания.
Привод компрессора в автомоби-
лях и тракторах осуществляется, как
правило, от двигателя внутреннего
сгорания посредством клиноременной,
цепной или зубчатой передачи. Встре-
чаются и конструкции с приводом от
коробки передач, вала отбора мощно-
сти или с автономным электрическим
приводом.
В зависимости от размещения орга-
нов воздухбраспределения различают
автотракторные компрессоры с прямо-
точным и непрямоточным движением
воздуха. В компрессорах с прямоточ-
ным движением воздуха впускной ор-
ган расположен в цилиндре в зоне
нижней мертвой точки, а в компрессо-
ре с непрямоточным движением воз-
духа оба органа воздухораспределе-
ния — впускной и выпускной — раз-
мещены в зоне верхней мертвой
точки.
Питание автотракторных компрес-
соров может осуществляться через
воздушный фильтр двигателя внут-
реннего сгорания или через автоном-
ный фильтр компрессора. Смазывание
компрессора производится от смазоч-
ной системы двигателя под давлением
или от индивидуальной системы. В по-
следнем случае смазывание может
быть двух видов: > разбрызгиванием
(из масляной ванны картера компрес-
сора) и с помощью встроенного плун-
жерного или шестеренчатого насоса.
В случае жидкостного охлаждения
компрессора системы охлаждения дви-
гателя и компрессора, как правило,
объединяют.
12.2.	Конструкции поршневых
компрессоров автомобилей
и тракторов
В автотракторной технике в зави-
симости от потребности в сжатом воз-
духе используются компрессоры раз-
личной конструкции, которые можно
подразделить на следующие группы:
непрямоточные одно- и двухцилиндро-
вые одноступенчатого сжатия и трех-
цилиндровые двухступенчатого сжа-
15*
228
12. Компрессоры
тия; прямоточные двух- и трехцилинд-
ровые одноступенчатого сжатия; двух-
цилиндровые одноступенчатого сжатия
с впускными органами воздухорас-
пределения золотникового типа.
В компрессорах с прямо-
точным движением возду-
ха впускной орган воздухораспреде-
ления расположен в зоне крайнего
нижнего положения поршня (н. м. т.).
При этом впускаемый воздух не следу-
ет за поршнем, а перемещается в од-
ном направлении. У компрессора с не-
прямоточным движением воздуха оба
органа воздухораспределения — впу-
скной и выпускной — расположены
в зоне крайнего верхнего положения
поршня (в. м. т.). При этом впускае-
мый воздух следует за поршнем и со-
вершает возвратно-поступательное
движение.
Непрямоточные одноци-
линдровые компрессоры
одноступенчатого сжатия в
большинстве сдучаев имеют воздушное
охлаждение головки и цилиндра, са-
модействующие пружинные впускные
и выпускные клапаны и регуляторы
давления, расположенные вне ком-
прессора. Одноцилиндровые компрес-
соры с воздушным охлаждением, вы-
полненные в различных конструктив-
ных вариантах, широко применяются
на грузовых автомобилях средней гру-
зоподъемности и колесных тракторах
класса 0,6...2, в которых сжатый воз-
дух расходуется на приведение в дей-
ствие главным образом тормозных си-
стем.
В качестве примера рассмотрим од-
ноцилиндровый поршневой компрессор
одноступенчатого сжатия с воздушным
охлаждением трактора МТЗ-80 (рис.
12.1). Компрессор расположен с левой
стороны двигателя на крышке распре-
делительных шестерен. Его привод
осуществляется от шестерни топлив-
ного насоса через подвижную проме-
жуточную шестерню 14 к шестерне
коленчатого вала 2. Шестерня 14, пе-
ремещаясь вдоль оси 13 при помощи
рычага включения 1, разъединяется с
шестерней топливного насоса и отклю-
чает компрессор от двигателя, но при
этом остается в зацеплении с шестер-
ней коленчатого вала компрессора.
Шестерня коленчатого вала выполне-
на как одно целое с валом 2, разме-
щенным в картере 11 компрессора на
двух шариковых подшипниках 12. Ко-
ленчатый вал через шатун 3 и поршне-
вой палец 10 соединен с поршнем 9,
на внешней поверхности которого в ка-
навках установлены компрессионные
кольца 5.
При движении поршня вниз воздух
из всасывающего коллектора двигате-
ля через соединительный патрубок и
расположенный в головке 6 цилиндра
всасывающий клапан 8 пластинчато-
го типа поступает в цилиндр 4 ком-
прессора. При обратном его переме-
щении сжатый воздух через нагнета-
тельный клапан 7 и трубопроводы по-
ступает в пневмосистему.
Когда давление в ресивере дости-
гает 0,7...0,74 МПа, срабатывает ре-
гулятор давления и отключает ком-
прессор от ресивера. Компрессор по-
дает воздух обратно в атмосферу че-
рез регулятор без противодавления и
благодаря этому разгружается. При
снижении в ресивере давления на
0,04...0,07 МПа регулятор давления
подключает компрессор и сжатый воз-
дух снова поступает в ресивер.
Трущиеся поверхности компрессора
смазываются путем разбрызгивания
масла, поступающего из смазочной си-
стемы основного двигателя. Дополни-
тельно к втулке промежуточной ше-
стерни 14 через каналы в картере ком-
12.2. Конструкции поршневых компрессоров автомобилей и тракторов
229
прессора и оси 13 подводится масло,
скапливающееся в кармане картера.
Для увеличения подачи компрес-
сора соответственно расходу воздуха
на грузовых автомобилях большой
грузоподъемности, автобусах, тракто-
рах Т-150, К-701 применяют двухци-
линдровые компрессоры.
Непрямоточные компрессоры одно-
ступенчатого сжатия могут быть с ци-
линдрами, выполненными отдельно
или в виде блока. Компрессоры с от-
дельно выполненными цилиндрами,
как правило, воздушного охлаждения,
а с блоком цилиндров — как воздуш-
ного, так и водяного охлаждения.
Двухцилиндровый ком-
прессор одноступенчато-
го' сжатия с блоком цилиндров и
водяным охлаждением, используемый
на автомобилях ЗИЛ-130, приведен на
рис. 12.2. Основные детали компрес-
сора следующие: блок 6 цилиндров,
головка 10 блока, картер /, передня^
2, задняя 17 и нижняя 20 крышки.
Коленчатый вал 19 компрессора, вра-
щающийся в шарикоподшипниках 5 и
15, шатунами 7 и поршневыми паль-
цами 9 соединен с поршнями 8. На пе-
реднем конце коленчатого вала уста-
новлен сальник 4, а на шпонке — шкив
3, который укреплен гайкой. Шкив 3
приводится в движение клиновидным
ремнем от шкива, посаженного на вал
вентилятора двигателя. На заднем
конце коленчатого вала имеются уп-
лотнитель 18 и гайка 16 для затяжки
шарикоподшипника 15. В стенке бло-
ка цилиндров сделано отверстие для
подачи воздуха в цилиндры, поступаю-
щего через впускные пластинчатые
клапаны 21. В головке блока над каж-
дым цилиндром ввернута пробка 11, в
которую помещена пружина 12 на-
гнетательного клапана 13, посаженно-
го на седло 14. Нижние головки шату-
нов разъемные и имеют регулировоч-
ные прокладки.
Смазочная система компрессора —
комбинированная. Масло из смазочной
системы двигателя подводится по
трубке внутрь коленчатого вала ком-
прессора. Залитые антифрикционным
сплавом шатунные подшипники сма-
зываются принудительно, а остальные
детали — разбрызгиванием масла. Из
картера компрессора отработавшее
масло по специальной трубке отводит-
ся в картер двигателя.
Компрессор имеет жидкостную си-
стему охлаждения, связанную с систе-
мой охлаждения двигателя. При дви-
жении одного из поршней 8 вниз в
цилиндре компрессора создается разре-
жение и воздух засасывается в него
через воздухоочиститель двигателя и
пластинчатый впускной клапан 21.
При подъеме поршня воздух сжима-
ется и через клапан 13 поступает в
трубопровод, ведущий к воздушным
баллонам (ресиверам), и далее в пнев-
матическую систему. Затем этот про-
цесс повторяется.
Давление сжатого воздуха в реси-
верах ограничивается специальным
разгрузочным устройством, снижаю-
щим затраты мощности двигателя на
привод компрессора и повышающим
долговечность последнего. Это устрой-
ство, работающее вместе, с регулято-
ром давления, состоит из помещенных
под клапанами 21 двух плунжеров 22
с уплотнителями и толкателями. Со-
единяющее плунжеры коромысло 23
нагружено силой упругости пружины
24. Полость под впускными клапанами
соединена трубопроводом с воздухо-
очистителем двигателя, а канал под
плунжерами 22 — с регулятором дав-
ления.
Подача воздуха в ресиверы автома-
тически прекращается, когда давление
230
12. Компрессоры
Рис 12.1 Одноцилиндровый компрессор с воздушным охлаждением трактора
>	МТЗ-80
12.2. Конструкции поршневых компрессоров автомобилей и тракторов
231
Рис. 12.2. Двухцилиндровый компрессор с водяным охлаждением автомобиля ЗИЛ-130
232
12. Компрессоры
воздуха в пневматической системе до-
стигает 0,7...0,74 МПа. При этом сжа-
тый воздух через регулятор давления
поступает по каналу в блок цилиндров
под плунжеры 22. Поднимаясь, плун-
жеры открывают впускные клапаны
21 цилиндров, в результате чего пре-
кращается подача воздуха в пневма-
тическую систему, так как он может
свободно перетекать из цилиндра в ци-
линдр через полость под клапанами
21. Таким образом, компрессор авто-
матически переводится в режим холо-
стого хода. Его работа при холостом
ходе сопровождается некоторыми не-
производительными затратами мощ-
ности двигателя.
12.3.	Методы регулирования давления
воздуха в ресивере
Срок службы, экономичность и каче-
ство работы компрессора зависят от
регулирования давления воздуха в ре-
сивере. Для нормальной работы пнев-
матической системы компрессор дол-
жен иметь подачу, достаточную для
того, чтобы в короткий промежуток
времени наполнить систему сжатым
воздухом. Расход воздуха из ресивера
в среднем незначителен, и поэтому
продолжительность работы компрес-
сора под нагрузкой составляет 7...20 %
от времени работы автомобиля или
трактора. Регулирование давления
воздуха в ресивере необходимо произ-
водить таким образом, чтобы, с одной
стороны, в системе поддерживалось
давление воздуха, обеспечивающее ра-
боту всех аппаратов, а с другой, осу-
ществлялась периодическая разгруз-
ка компрессора, что способствует уве-
личению срока его службы.
Существуют следующие методы ре-
гулирования давления воздуха в реси-
вере: прекращение работы компрессо-
ра, что достигается выключением* его
двигателя или отключением привода
компрессора; выпуск избыточного воз-
духа под максимальным давлением;
мятие остаточного воздуха; перепуск
воздуха из одного цилиндра в другой
путем открытия специальных разгру-
зочных или впускных клапанов; вы-
пуск избыточного воздуха в атмосфе-
ру под минимальным давлением.
Регулирование давления воздуха в
ресивере путем остановки
двигателя компрессора
применяют в случае привода компрес-
сора от отдельного электродвигателя.
При наполнении ресивера воздухом до
необходимого давления сжатый воз-
дух, поступающий в пневмоэлектриче-
ский выключатель, размыкает контак-
ты и прекращает подачу тока к элек-
тродвигателю, вследствие чего валы
электродвигателя и компрессора оста-
навливаются. Падение давления воз-
духа в ресивере ниже установленного
предела приводит к замыканию кон-
тактов выключателя. Электродвига-
тель начинает вращать вал компрес-
сора, и сжатый воздух поступает в ре-
сивер. Этот метод регулирования
давления получил распространение
главным образом в ресиверах трамва-
ев и троллейбусов,, имеющих мощный
внешний источник энергии.
Отключение привода компрессора
без остановки двигателя возможно при
наличии в передаче от двигателя к
компрессору специального устройства
(фрикционной или электромагнитной
муфты), позволяющего автоматически
отключать привод при заданном дав-
лении в ресивере. Этот метод перспек-
тивен для автомобилей и тракторов.
Выпуск воздуха в атмос-
феру под максимальным
давлением производится через
предохранительный клапан, который
12.3. Мётоды регулирования давления воздуха в ресивере	233
Рис. 12.3. Схема регулирования давления
в пневматической системе автомобиля МАЗ
срабатывает при достижении макси-
мального давления воздуха в ресиве-
ре. Этот метод имеет ряд недостатков,
основными из которых являются: не-
прерывная работа компрессора при
максимальном давлении воздуха; ра-
бота двигателя в режиме максималь-
ной мощности. Вследствие указанных
недостатков описываемый метод как
самостоятельный не применяется.
Однако он находит широкое примене-
ние в качестве вспомогательного при
нарушении режима регулирования
давления воздуха в ресивере по основ-
ному методу.
Метод м я т и я остаточно-
го воздуха в компрессоре
предполагает изготовление головки
компрессора с увеличенным объемом
камеры сжатия. Выбор объема камеры
сжатия производится таким образом,
чтобы компрессор не мог создать дав-
ление воздуха в ресивере больше того,
на которое рассчитана система. Этот
метод наиболее прост, поскольку не
требует дополнительных устройств.
Недостаток метода заключается в том,
что компрессор работает все время при
максимальном давлении воздуха, а
большой объем камеры сжатия обу-
словливает снижение его подачи.
Перепуск воздуха из од-
ного цилиндра'в другой при-
меняют в двух- или трехцилиндровых
компрессорах. При этом компрессор
оборудуется разгрузочным устройст-
вом, а пневмосистема — регулятором
давления. Работа такой системы регу-
лирования происходит следующим об-
разом. При увеличении давления в ре-
сивере 7 (рис. 12.3) растет давление
воздуха и в поддиафрагменной полости
А регулятора давления 6. Диафрагма 5
прогибается и перемещает шток 4
вверх. Как только давление в ресиве-
ре возрастет до верхнего предела, ат-
мосферный клапан 3 садится на седло
в корпусе регулятора и седло штока 4
отделяется от атмосферного клапана.
Сжатый воздух из полости А поступа-
ет в полость Б и цилиндры разгрузоч-
ного устройства 2. Поршни разгрузоч-
ного устройства через штоки отжима-
ют впускные клапаны цилиндров, и
воздух начинает перекачиваться из од-
ного цилиндра в другой. Подача сжа-
того воздуха в ресивер прекращается.
Снижение давления в ресивере до ниж-
него предела регулирования приводит
к перемещению диафрагмы 5 и штока
4 вниз. Полости А и Б разобщаются и
сжатый воздух из разгрузочного уст-
, 234
12. Компрессоры
6
Рис. 12.4. Схема регулирования давления в пневматической системе трактора
МТЗ-80
ройства 2 компрессора 1 через откры-
тый клапан 3 выходит в атмосферу.
Поршни разгрузочного устройства под
действием пружины возвращаются в
исходное положение, впускные клапа-
ны компрессора закрываются, и он
вновь начинает подавать сжатый воз-
дух в ресивер. Таким образом, регули-
рование давления воздуха рассматри-
ваемым методом обеспечивает раз-
грузку компрессора, что способствует
существенному повышению срока
службы и снижению затрат мощности
на его привод. Этот метод широко при-
меняется на автомобилях и тракторах
(ЗИЛ, КрАЗ, Т-150, К-701).
Для регулирования давления возду-
ха в ресивере выпуском возду-
ха под минимальным дав-
лением в атмосферу в
нагнетательном трубопроводе, соеди-
няющем компрессор и ресивер, уста-
навливают регулятор давления, снаб-
женный обратным и разгрузочным
клапанами. При достижении в ресиве-
ре верхнего предела рабочего давле-
ния разгрузочный клапан регулятора
открывается и воздух из компрессора
выходит в атмосферу под минималь-
ным давлением. Компрессор при этом
работает вхолостую с минимальными
затратами мощности на его привод.
Когда давление воздуха в ресивере
снижается до нижнего предела, раз-
грузочный клапан закрывается и ком-
прессор включается на накачивание
воздуха в ресивер.
Подобная схема применяется в
пневмосистеме трактора МТЗ-80 (рис.
12.4). Регулирование давления возду-
ха в ресивере осуществляется следую-
щим образом. При наполнении реси-
вера воздух от компрессора поступает
через полость В регулятора 6 и обрат-
ный клапан 8 в ресивер 9; Одновремен-
но из полости обратного клапана воз-
12.4. Расчет автотракторного поршневого компрессора
235
дух поступает в поддиафрагменную
полость А и диафрагма 7 вместе со
штоком 5 перемещается вверх. При до-
стижении в ресивере верхнего предела
давления атмосферный клапан 2 са-
дится на седло. Седло штока 5 отделя-
ется от клапана 4 и воздух через по-
лый шток 5 поступает из полости А в
полость Б. Под давлением сжатого
воздуха поршень вместе с разгрузоч-
ным клапаном 3 перемещается вниз,
открывая проход воздуху от компрес-
сора 1 в атмосферу. Компрессор рабо-
тает при минимальном давлении воз-
духа 0,02...0,04 МПа, определяемом
сопротивлением трубопровода и раз-
грузочного клапана. Снижение давле-
ния воздуха в ресивере до нижнего
предела регулирования приводит к пе-
ремещению диафрагмы 7 со штоком 5
вниз, и седло штока, опираясь на кла-
пан 4, разобщает полости А и Б. За-
тем шток отжимает атмосферный кла-
пан 2 от седла и воздух из полости Б
выходит в атмосферу, а разгрузочный
клапан 3 садится на седло, разобщая
нагнетательный трубопровод компрес-
сора с атмосферой. Компрессор снова
начинает накачивать воздух в реси-
вер.
Основным показателем рассматри-
ваемых систем является обеспечение
требуемых пределов регулирования
давления воздуха в ресивере и сохра-
нение их постоянными в процессе дли-
тельной эксплуатации. ГОСТ 4364—81
регламентирует нижний предел рабо-
чего давления в пневмосистеме —
0,67 МПа, верхний предел — 0,73 МПа.
12.4.	Расчет автотракторного
поршневого компрессора
Основные характеристики, кото-
рые необходимо определить при рас-
чете автотракторного компрессора,—
подача, максимально допустимая ско-
рость вращения вала, параметры
конструкции й рабочего процесса,
суммарный объем ресиверов и их ко-
личество, номинальное давление в
ресивере и потребляемая мощность.
Подача идеального одноцилиндро-
вого компрессора
Q = Уоик = 0,25лП25пк,
где Vo — рабочий объем компрессора;
пк—частота вращения вала компрес-
сора; D — диаметр поршня; S — пол-
ный ход поршня.
Компрессор нагнетает воздух в пнев-
матическую емкость (ресивер). Из-
менение массы воздуха в ресивере за
время dt равно, с одной стороны, раз-
ности массы воздуха, поступающего
в ресивер, и массы воздуха, вытекаю-
щего из ресивера, и, с другой стороны,
произведению вместимости ресивера и
приращения плотности воздуха. Сле-
довательно,
(Q-QP)pBn^ = FpdPp, (12.1)
где Q — объемная подача воздуха в
ресивер; Qp—объемный расход воз-
духа из ресивера; рВп — плотность
воздуха’ на впуске; Ур— вместимость
ресивера; рр — плотность воздуха в
ресивере.
При условии постоянства темпера-
туры воздуха в ресивере из уравнения
состояния воздуха найдем
*»= ТЯ7 	(12'2)
где рр, — соответственно давление
и термодинамическая температура
воздуха в ресивере; R — газовая по-
стоянная.
После подстановки выражения (12.2)
в уравнение (12.1) и последующего
преобразования получим
236
12. Компрессоры
dt ур (Q Qp) рвп- (12.3)
Изменение давления в ресивере во
времени, согласно уравнению (12.3),
зависит от многих факторов, которые
в свою очередь также могут менять-
ся. Вместимость ресивера может быть
постоянной или переменной. Причем
изменение ее может । производиться
автоматически с помощью . пружин-
ного клапана или вручную за счет
включения или выключения части ем-
костей, входящих в ресивер. У боль-
шинства автомобилей и тракторов
вместимость ресиверов постоянная.
Температура воздуха в ресивере
зависит от температуры поступающе-
го воздуха и окружающей среды, вме-
стимости ресивера и интенсивности
^го охлаждения, продолжительности
нахождения воздуха в ресивере, опре-
деляемой соотношением между при-
током и оттоком воздуха из ресивера,
и др. При длительной работе комп-
рессора и пневматической системы
температура воздуха в ресивере и
окружающей среды практически одна
и та же.
Объемная подача воздуха в ресивер
определяется по формуле'
Q =	(12.4)
где KQ— коэффициент подачи.
Рабочий объем компрессора
Vo = л£>2/4-5гц,	(12.5)
где — число цилиндров.
Коэффициент подачи, представляю-
щий собой отношение действительной
подачи воздуха в ресивер к теорети-
ческой, вычисленной по рабочему
объему компрессора и частоте враще-
ния его вала,
= Q/(VonK).
Суммарный расход воздуха из реси-
вера складывается из подач его потре-
бителям и утечек из системы. Если
все потребители работают одновре-
менно, суммарный расход воздуха
1	п
где п — количество одновременно ра-
ботающих потребителей; пПг — часто-
та рабочих операций f-го потребителя;
Pnii, Рп2г — соответственно начальное
и конечное установившееся давление
воздуха у i-го потребителя; Tni— тер-
модинамическая температура возду-
ха у f-ro потребителя; /Пг — продол-
. жительность одной рабочей операции
потребителя; — рабочий объем i-ro
потребителя.
Расход воздуха вследствие утечек
из системы (без учета зависимости
утечек от давления)
__Рр.н“ Рр.к у
/?Рвп/уТр
где рр.н, Рр.к — начальное и конечное
установившееся давление воздуха в
ресивере; t7 — период времени, в тече-
ние которого происходили утечки воз-
духа.
Утечки воздуха из пневмосистем
зависят от конструктивных, техноло-
гических и эксплуатационных особен-
ностей и технического состояния по-
требляющих устройств и соединитель-
ных воздухопроводов.
Компрессор в большинстве случаев
кинематически связан с двигателем.
При нормальной работе привода ком-
прессора от двигателя (без пробук-
совки ремня) угловое ускорение вала
компрессора
_ Мд — Мс
~ “« /пр ’
12.4. Расчет автотракторного поршневого компрессора
237
где сок — угловая скорость вращения
вала компрессора; — передаточное
отношение привода компрессора:
^к=«кМд; пд — частота вращения ко-
ленчатого вала двигателя; Мд — кру-
тящий момент на валу двигателя;
Мс — момент сопротивления враще-
нию вала, приведенный к валу двига-
теля; /Пр — приведенный момент
инерции вала двигателя.
Расчетная максимальная угловая
скорость вращения вала компрессора
находится из условия равенства силы
давления воздуха на поршень Fn и
силы инерции FM возвратно-поступа-
тельно движущихся масс шатунно-
поршневой группы в начале хода
поршня:
Рм тах~0	(1*26)
где тш — приведенная к оси поршне-
вого пальца масса деталей шатунно-
поршневой группы, совершающих
возвратно-поступательное движение;
гк — радиус кривошипа; %=гк//ш;
/ш — длина шатуна.
Массу деталей шатунно-поршневой
группы и радиус кривошипа можно
выразить с помощью следующих зави-
симостей:
тш = nD2/4-<7nop,	(12.7)
rK=^D/2 = S/2,	(12.8)
где ^пор — удельная масса деталей
поршневой группы; ip=£/£>.
Величина ^Пор — это отношение при-
веденной массы прямолинейно движу-
щихся деталей кривошипно-шатунногО
механизма тп.ш к площади поршня
Лп:
7пор ~ ^П.ш/Дп« (12.9)
Подставив в формулу (12.6) выра-
жения (12.7), (12.8), (12.9) и прини-
мая во внимание, что (дк=2лпк, по-
лучим
FM max=0,5 (л£))3(1 + %) 1р<7пор«к-
Сила давления воздуха на поршень
Fn = nD2l4-pv.
Из условия FM max=Fn найдем
Пк max = VРр/[2я22)ф (1 Х)</ПОр].
Диаметр цилиндра компрессора вы-
числяется исходя из формул (12.4),
(12.5):
D = V 4(2/(лфгцК^пк).
При известном D полный ход порш-
ня и длина шатуна
S = x|)D, /ш = 0,5фР/Х.
Выбор числа ступеней сжатия и
диаметров цилиндров для компрессо-
ра с многоступенчатым сжатием про-
изводится в предположении одинако-
вой, наивыгоднейшей степени сжатия
8 воздуха во всех ступенях, соответ-
ствующей минимальным затратам
энергии. При полном промежуточном
охлаждении это обеспечивает равен-
ство температур воздуха в начале
сжатия во всех ступенях.
Объемная подача воздуха, обеспе-
чиваемая каждой ступенью двухсту-
пенчатого компрессора за один оборот
его вала:
Q2 = 0,25jtD|/<Q2.
Диаметр цилиндров первой и второй
ступени
D _ 4Л ............
и1— у	>
D -D l/^1
°2 D1 V S2FQ28 •
238
12. Компрессоры
Суммарная вместимость ресиверов
! с учетом условий эксплуатации комп-
рессора
*Р ^п(1	^п) „ Лп Т Рвп,
“per “Рр •* вп
где vn — относительная продолжитель-
ность подачи воздуха; Прет — частота
циклов нагружения компрессора; Арр—
диапазон регулирования давления воз-
духа в ресивере; Тва— температура
воздуха на впуске в компрессор; рвп—
давление воздуха на впуске в комп-
рессор.
Относительная продолжительность
подачи воздуха характеризует на-
пряженность работы компрессора:
Vn — /р//рег = ^п/(^п Н- ^п.п)>
где ta — продолжительность подачи
воздуха в ресивер (продолжитель-
ность работы компрессора под нагруз-
кой); /рег — длительность цикла ре-
гулирования давления в ресивере;
/п.п — продолжительность перерывов
подачи (выпуска воздуха из компрес-
сора в атмосферу).
Длительность периодов /п и /п.п оп-
ределяется расходом воздуха при тор-
можении транспортного средства и на--
личием утечек в системе. С увеличе-
нием расхода воздуха уменьшается
/п.п и, соответственно, длительность
цикла регулирования /per, что приво-
дит к более напряженному режиму ра-
боты компрессора, повышенному его
нагреву и снижению подачи. На диа-
грамме нагружения компрессора
(рйс. 12.5) рт — давление воздуха в
нагнетательном трубопроводе, рр —
то же, в ресивере.
Вместимость и количество рабочих
ресиверов следует выбирать исходя из
номинального давления воздуха в
них, принципа взаимозаменяемости и
необходимой суммарной их вместимо-
сти. Давление сжатого воздуха в ре-
сивере, создаваемое одноступенчатым
компрессором, в большинстве случа-
ев устанавливают в пределах 0,5...
0,7 МПа. В приводах некоторых спе-
циальных автомобилей и автопоездов
к тормозам повышенной надежности
при малых габаритах рабочих аппара-
тов давление в ресивере создается
двухступенчатым - компрессором (1...
1,2 МПа). В пневмосистемах отече-
ственных автомобилей и тракторов
расчетное давление составляет 0,6...
0,7 МПа.
Ресиверы пневматической системы
автомобиля относятся к емкостям
вместимостью не выше 25 л, для ко-
торых произведение номинальной вме-
стимости Уном (в литрах) на рабочее
давление (в мегапаскалях) составля-
ет не более 20.
Количество рабочих ресиверов оп-
ределяется по формуле
= ^НОМ- ,
В практических расчетах могут
встретиться два случая: определение
мощности двигателя, необходимого
12.5. Мембранные компрессоры
239
для привода выбираемого компрессо-
ра, и определение мощности, потреб-
ляемой эксплуатируемым компрес-
сором.
Теоретическая мощность, потреб-
ляемая компрессором при любом
процессе, '
Рт = wV^,
где w — работа сжатия 1 м3 газа за
цикл.
Мощность, потребляемая компрес-
сором при изотер м"ическом процессе,
Рк = ^Из^о^к/Пиз! 1
где т)из — полный изотермический
КПД; т|из=т]« из'Пмех==0,55...0,75; триз
индикаторный изотермический КПД;
Лмех — механический КПД компрес-
сора: т)Мех=0,8...0,95.
При адиабатическом процессе
Рк = ^адКо^к/Лад, .
где т]ад — полный адиабатический
КПД; Т|ад==Т]г адПмех = 0,7...0,85; ад—
индикаторный адиабатический КПД.
Потребную мощность двигателя
для привода компрессора определяют
по формуле
^д = КРк/г1п>
где К — коэффициент запаса мощно-
сти: К=1,1...1,2; т]п—КПД передачи.
Если компрессор находится в рабо-
те, потребляемую им мощность можно
определить, сняв индикаторную диа-
грамму. Для одноступенчатого ком-
прессора индикаторная мощность
Pj
где pi — среднее индикаторное давле-
ние; Дп — площадь поршня.
12.5.	Мембранные компрессоры
Мембранные компрессоры по свое-,
му устройству и принципу действия
относятся к группе поршневых. При-
меняются мембранные компрессоры
двух типов: с приводом гибкой мемб-
раны непосредственно от кривошип-
но-шатунного механизма и с гидро-
приводом [2].
На рис. 12.6 показан компрессор с
приводом мембраны непосредственно
от кривошипно-шатунного механизма.
Привод мембранных компрессоров с
невысокой скоростью вращения вала
осуществляется через клиноремен-
ную передачу от электродвигателя,
поэтому на одном конце коленчатого
вала 1 закрепляет шкив 7. На валу
с эксцентриситетом посажен шарико-
вый подшипник 6, внешнее кольцо ко-
торого укреплено в шатуне 8. Шатун
сообщает периодическое движение
вверх и вниз грибку 5 с мембраной 2.
Когда грибок опускается вниз, над
мембраной создается разрежение и
воздух через войлочный фильтр и от-
крывающийся всасывающий клапан
4 попадает в рабочую камеру. При
ходе грибка вверх воздух сжимается
и через нагнетательный клапан по-
падает в корпус 3 компрессора и да-
лее в воздухосборник. Такие компрес-
соры используют для сжатия газа в
небольших объемах до невысоких дав-
лений (0,3 МПа).
Мембраны изготавливают из мате-
риалов, допускающих большое число
циклов нагружения при относительно
больших прогибах, например из про-
резиненной ткани или просто резины.
В мембранных компрессорах с гидро-
приводом прогиб металлической мем-
браны вызывается возвратно-посту-
пательным перемещением столба жид-
кости, на который воздействует через
240,
12. Компрессоры.
Рис. 12.6. Мембранный компрессор
кривошипно-шатунный механизм пор-
шень цилиндра гидропривода. По-
скольку площадь- поверхности мем-
браны и масса металлического блока
относительно велики, происходит ин-
тенсивное охлаждение сжимаемого
газа. При малом относительном объ-
еме мертвого пространства камер это
позволяет достигать высокой степени
сжатия в каждой ступени. Например,
для достижения давления газа в
100 МПа достаточно всего трех сту-
пеней сжатия.
Металлические мембраны работа-
ют в пределах упругих деформаций,
их долговечность относительно неве-.
лика (500... 1500 ч), что является не-
достатком рассматриваемых компрес-
соров.
Мембранные компрессоры исполь-
зуют в тех случаях, когда предъяв-
ляются особо жесткие требования к
чистоте сжимаемого газа (не допу-
скается присутствие паров смазочного
масла, воды, пыли и т. д.). Кроме то-
го, полная герметичность полости сжа-
тия позволяет применять мембранные
компрессоры для сжатия таких газов,
как кислород, закись азота, фтор, хлор
и др.
12.6.	Ротационные компрессоры
Компрессоры с вращающимся порш-
нем принято называть ротационными.
Рабочие органы таких компрес-
соров состоят из неподвижного корпу-
са, вращающегося ротора и подвиж-
ных замыкателей различной формы.
Принцип действия ротационного ком-
прессора такой же, как и поршневого
компрессора, но конструктивное ис-
полнение совершенно иное.
По своему устройству ротационные
компрессоры можно разделить на пла-
стинчатые, роторные, жидкостно-коль-
цевые и винтовые [8, 16].
В корпусе пластинчатых компрес-
соров (рис. 12.7, а) эксцентрично рас-
положен ротор, замыкателями кото-
рого являются пластины, кинематиче-
ски связанные с ротором или корпусом
и совершающие относительно них
периодическое движение. Между ро-
тором, ось которого смещена относи-
тельно оси корпуса, и цилиндрической
рабочей поверхностью корпуса обра-
зуется серповидное пространство. Ро-
тор имеет пазы с пластинами. При
его вращении пластины под действием
центробежных сил выходят из пазов
12.6. Ротационные компрессоры
241
Рис. 12.7. Кинематические схемы ротационных компрессоров
и прижимаются к цилиндрической
поверхности корпуса, образуя подвиж-
ные ячейки, заполняемые воздухом.
При этом объем камер постепенно
уменьшается и происходит сжатие
находящегося в них воздуха (газа),
который под давлением выталкивает-
ся через выпускное окно в напорную
пневмолинию.
Для уменьшения трения пластин о
цилиндр и скорости изнашивания тру-
щихся деталей в отдельных конструк-
циях применяют разгрузочные кольца,
располагаемые в специальных выточ-
ках корпуса. Под действием сил тре-
ния пластин кольца вращаются, бла-
годаря чему путь скольжения пластин
по кольцам уменьшается.
Схема компрессора с закрепленны-
ми пластинами показана на рис. 12.7, б.
Его особенность заключается в том,
что пластины устанавливаются в цент-
ре корпуса на индивидуальных под-
шипниках с неподвижной осью и при-
водятся в движение эксцентрично
расположенным ротором. В местах со-
членения пластин с ротором помещены
сухари, позволяющие пластине сколь-
зить и~поворачиваться относительно
ротора.
Основными преимуществами рота-
ционного пластинчатого компрессора
16. Зак. 670
242
12. Компрессоры
в сравнении с поршневым являются:
конструктивная простота; отсутствие
клапанов, возвратно-поступательно
движущихся деталей; малая масса;
полная уравновешенность; равномер-
ность подачи газа и т. д.
Наряду с преимуществами пластин-
чатый компрессор обладает и недо-
статками, общими для всех ротацион-
ных компрессоров: относительно вы-
соки перетечки газа, вследствие чего
снижаются коэффициент подачи и
КПД; значительны механические по-
тери мощности; необходимо обильное
смазывание рабочих органов машины;
высока степень загрязнения сжимае-
мого газа маслом.
В одноступенчатом ротационно-пла-
стинчатом компрессоре степень повы-
шения давления е обычно не превыша-
ет 2,5...4. Для получения более
высоких значений е прибегают к мно-
гоступенчатому сжатию газа с проме-
жуточным его охлаждением.
Процесс сжатия в пластинчатом
компрессоре такой же, как и в порш-
невом. Теоретическая объемная по-
дача этого компрессора
QT = 2е (nD — sz) n&p,
где е — эксцентриситет оси ротора
относительно оси цилиндрической по-
верхности корпуса; D —- наружный
диаметр ротора; s — толщина пла-
стин; z — число пластин; п — частота
вращения ротора; &р — длина ротора.
Действительная объемная подача
Q = 2KQe (nD — zs) bpn,
где	—коэффициент подачи; KQ= 1 —
— (0,05... 0,1) е.
В существующих конструкциях ро-
тационно-пластинчатых машин' обыч-
но 2е— (0,114...0,14)£>, b= (1,6...2)£>,
2=20...30, s = 1...3 мм (пластины из
стали) или s=6...12 мм (пластины из
пластмассы).
Ротационно-пластинчатые компрес-
соры применяют главным образом для
создания вакуума, а также для пода-
чи сжатого воздуха низкого и сред-
него давления.
В компрессорах с катящимся рото-
ром (рис. 12.7, в, г) последний совер-
шает сложное движение и обкатывает
внутреннюю поверхность цилиндра.
Полости сжатия и всасывания разде-
лены пластиной.' В ротационном ком-
прессоре с жидкостным поршнем
(рис. 12.7, д), так называемом жид-
костно-кольцевом, сжатие газа про-
исходит под воздействием кольца
жидкости.
В ротационных компрессорах функ-
ции замыкателей могут выполнять
сами роторы. Число роторов в этом
случае должно быть не меньше двух
при использовании простого враща-
тельного движения, а при использова-
нии сложного движения может быть
один ротор. Форма роторов и их отно-
сительное расположение в этих ком-
прессорах разнообразны. По форме ро-
тора различают роторно-шестеренча-
тые, роторные и винтовые компрес-
соры.
В роторно-шестеренчатой воздухо-
дувке (компрессоре) (рис. 12.7, е)
синхронное вращение роторов обеспе-
чивается специальной передачей, ис-
ключающей их соприкосновение. Воз-
дух, заполняющий полости со сторо-
ны всасывания, переносится на
сторону нагнетания без сжатия. По-
этому этот компрессор не может обес-
печить большие степени повышения
давления.
Наибольшее распространение полу-
чили воздуходувки с двумя одинако-
выми роторами и поперечным располо-
12.6. Ротационные компрессоры
243
жением окон в корпусе. Подача и
сжатие газа происходят в образуемых
в компрессоре полостях. Соответст-
вующий объем газа переносится в ре-
зультате вращения роторов из полости
всасывания в полость нагнетания. При
этом роторы постоянно разобщают
всасывающий и нагнетательный па-
трубки. Объемная подача такой возду-
ходувки определяется по формуле
Q = 2/3 • nD2&p«/(Q,
где — 0,7... 0,8.
Двухроторные воздуходувки имеют
широкий диапазон подачи — от 0,3
до 8 м3/с. Воздуходувки с двумя оди-
наковыми роторами применяются для
наддува воздуха в цилиндры дизель-
ного двигателя внутреннего сгорания,
что способствует повышению его
мощности.
В винтовом компрессоре (рис.
12.7, ж) внутреннее сжатие воздуха
обеспечивается применением спираль-
ных роторов и диагональным распо-
ложением окон всасывания и нагнета-
ния. В процессе увеличения при вра-
щении роторов объема смежных
впадин они заполняются газами, посту-
пающими из всасывающего патрубка.
В дальнейшем торцовые, кромки впа-
дин перекрывают всасывающее окно,
причем до сообщения с ним объем
пары смежных впадин уменьшается в
результате входа зуба одного ротора
во впадину другого.
Рабочий процесс в ротационном
компрессоре основан на принципе
уменьшения геометрического объема
полости сжатия. Распределение газа
в ротационном компрессоре принуди-
тельное и осуществляется непосред-
ственно основными рабочими органа-
ми, кромки которых перекрывают вса-
сывающее и нагнетательное окна.
1в*
13
МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ ГИДРО- И ПНЕВМОМАШИН
И ГИДРОПЕРЕДАЧ
13.1. Общие положения
Испытания гидро- и пневмомашин и
гидропередач проводят в соответствии
с ГОСТами на правила приемки и ме-
тоды испытаний соответствующих из-
делий, а также техническими условия-
ми на изготовление и эксплуатацию
конкретных устройств и изделий. Ис-
пытания подразделяются на исследо-
вательские и контрольные. Исследова-
тельские испытания проводятся с
целью изучения определенных свойств,
изделий и, как правило, в составе на-
учно-исследовательских работ. Конт-
рольные испытания, предназначенные
для контроля качества изделия, под-
разделяются на испытания опытных
образцов и изделий серийного и массо-
вого производства и проводятся пред-
приятиями-разработчиками и отделом
технического контроля (ОТК) пред-
приятия-изготовителя. Контрольные
испытания подразделяют на предвари-
тельные, приемочные, приемо-сдаточ-
ные, периодические и типовые.
Предварительным испыта-
ниям подвергаются опытные образ-
цы изделий, определяется соответствие
изделия предъявляемым к нему требо-
ваниям и техническим условиям. При
предварительных испытаниях проверя-
ются: внешний вид; габаритные и при-
соединительные размеры; материал де-
талей; функционирование; прочность;
наружная герметичность; КПД; ресурс;
наработка на отказ; вибрационная ха-
рактеристика, виброустойчивость и
вибропрочность; функциональные за-
висимости и другие параметры, уста-
новленные в стандартах и технических
условиях на гидро- и пневмомашины
конкретного типа и исполнения.
Приемочные испытания
проводят в объеме предварительных,
за исключением проверки наработки
на отказ и ресурса.
Приемо-сдаточные испыта-
ния изделий проводят при приемоч-
ном контроле ОТК. Порядок и объем
испытаний указываются в технических
условиях на изделие.
Периодические испытания
изделий проводят в объемах и в сроки,
установленные технической докумен-
тацией (в объеме предварительных ИС'
пытаний). Этим испытаниям обычно
подвергаются несколько изделий, взя-
тых выборочно из.числа выдержавших
приемо-сдаточные испытания. В прак-
тике гидро- и пневмомашиностроения
периодическим испытаниям подверга-
ют 2% от числа всех изделий, выпус-
каемых в установленный период, но не
менее двух изделий.
Типовые испытания изделий
выполняют после внесения изменений
в конструкцию или технологию изго-
товления для оценки эффективности и
целесообразности внесенных измене-
ний. Их проводят по программе, обес-
печивающей сопоставимость результа-
тов испытаний до и после внесенных
изменений.
В зависимости от внешних факторов,
воздействующих на. испытываемые из-
13.1. Общие положения
245
делия, испытания подразделяют на
стендовые в нормальных и особых ус-
ловиях, а также испытания в реальных
условиях эксплуатации изделия.
Нормальными принято считать усло-
вия, при которых температура окру-
жающей среды составляет (20±5) °C,
относительная влажность воздуха —
(60+10)%, атмосферное давление
0,1 МПа [(760±10) мм рт. ст.]. Осо-
бые условия имитируются в специаль-
ных термобарокамерах (высокие и
низкие температуры окружающей сре-
чды, влажность воздуха, избыточное
давление или разрежение и т. д.). Гид-
ропневмоагрегаты в реальных услови-
ях подвергают испытаниям в составе
изделия при его эксплуатации.
Эксплуатационные испы-
тания по своим задачам универсаль-
ны, они позволяют наиболее объектив-
но оценить надежность изделия —
безотказность, долговечность, ремонто-
пригодность и сохраняемость — и опре-
делить показатели этих качеств. Из-
вестно, что испытания гидроагрегатов
на изделии в реальных условиях экс-
плуатации дают наиболее достоверную
информацию об их надежности, одна-
ко это требует длительного времени
(5...8 лет). По мере роста требований
к долговечности гидро- и пневмома-
шин и гидропередач затраты времени
на их испытания возрастают. Даже
при ограниченных сроках ресурсных
испытаний время доводки противоре-
чит срокам ввода в эксплуатацию но-
вых образцов. Поэтому возникла необ-
ходимость сокращения длительности
ресурсных испытаний, в том числе с
использованием методов модельных
испытаний при ужесточении условий
их проведения (так называемых уско-
ренных испытаний).
Ускоренными называют такие
испытания, методы и условия проведе-
ния которых обеспечивают получение
необходимого объема информации в
более короткий срок. Ускоренные ис-
пытания, как правило, проводятся на
стендах с использованием факторов,
ускоряющих изнашивание гидропнев-
момашин и агрегатов. Основными та-
кими факторами являются: динамиче-
ская нагруженность, повышение давле-
ния, увеличение частоты вращения
валов, изменение функциональных
свойств рабочей жидкости (температу-
ра, чистота и т. д.).
При проведении ускоренных ресурс-
ных испытаний выбор факторов, спо-
собствующих ускорению процесса ис-
пытаний, осуществляется исходя из ре-
альных условий эксплуатации. Узлы и
элементы гидро- и пневмомашин рабо-
тают в разных условиях и при воздей-
ствии различных нагрузок. Например,
на работоспособность пар трения гид-
ромашин основное влияние оказывают
давление, функциональные свойства
рабочей жидкости, частота вращения
валов гидромашин; на работоспособ-
ность клапанно-предохранительной ап-
паратуры — скорость нарастания дав-
ления рабочей жидкости и расход ра-
бочей жидкости через клапан; гидро-
насоса подпитки — частота вращения,
разрежение в гидролинии всасывания,
функциональные свойства рабочей жид-
кости и т. д. Рассматривая возможные
способы моделирования условий ре-
сурсных испытаний с целью сокраще-
ния их продолжительности, необходи-
мо увязывать этот вопрос с физической
сущностью возможных отказов и с ус-
ловиями работы отдельных органов и
систем, в которых эти отказы возни-
кают.
246	13. Методы испытаний гидро- и пневмомашин и гидропередач
13.2. Методы измерения параметров
гидро- и пневмомашин
Измеряемые параметры гидро- и
пневмомашин выбираются в соответ-
ствии с разрабатываемыми програм-
мой и методикой в зависимости от це-
ли и задач проводимых испытаний, а
также в соответствии с техническими
условиями и ГОСТами на правила при-
емки и методы испытаний изделий:
гидронасосов — ГОСТ 14658—86, гид-
ромоторов — ГОСТ 20255—84, ком-
прессоров— ГОСТ 20073—81. Из-
мерение параметров осуществляется в
соответствии с ГОСТ 17108—86 (при
испытании гидромашин) и ГОСТ
19862—74 пневмомашин).
Методы и средства определения па-
раметров выбираются исходя из до-
пускаемой погрешности измерений.
Все параметры, измеряемые при ис-
пытаниях гидро- и пневмомашин, могут -
быть разделены на две группы: специ-
альные, присущие гидро- и пневмосис-
темам (давление, расход и подача ра-
бочей жидкости или воздуха; рабочий
объем машины; объем рабочей жидко-
сти или воздуха в системе; вязкость
рабочей жидкости и т.п.), и общие,
измеряемые при испытании механиче-
ских систем автотракторной техники
(частота вращения вала; крутящий
момент на валу машины; температура,
нагрузка, шумовые и вибрационные ха-
рактеристики и др.).
Методы измерения параметров пнев-
момашин аналогичны методам измере-
ний параметров гидромашин, отличие
состоит лишь в средствах измерений.
Остановимся на методах и средствах
измерений, характерных для гидрома-
шин.
Давление рабочей жидко-
сти измеряется манометрами, ваку-
умметрами или мановакуумметрами с 
упругим чувствительным элементом
(ГОСТ 2405—80). Если торец штуцера
измерительного прибора находится не
на одном уровне с точкой отбора дав-
ления, при измерении давления менее
1 МПа в показания прибора следует
вносить поправку &p=±phg-10-6
(МПа), где р — плотность рабочей
жидкости, кг/м3; h — расстояние меж-
ду точкой отбора давления и торцом
штуцера измерительного прибора, м;
g — ускорение свободного падения,
м/с2. Давление определяется по форму-
ле р==рм±Др, где рм — показание при-
бора, МПа.
Для записи давления или его дистан-
ционного контроля используются дат-
чики давления рабочей жидкости, пре-
образующие его в электрический сиг-
нал, передаваемый на записывающие
приборы или приборы визуального
контроля.
Расход рабочей жидкости
измеряется прямыми и косвенными ме-
тодами.
При прямом измерении применяются ,
расходомеры: переменного перепада
давления; переменного уровня; тахо-
метрические шариковые или крыльча-
тые (ГОСТ 17012—71). Тахометриче-
ский метод является одним из наибо-
лее широко применяемых при испыта-
ниях объемного гидропривода. Тур-
бинные расходомеры просты по конст-
рукции, характеризуются точностью и
большими диапазонами измерений, ма-
лой инерционностью, позволяют произ-
водить запись изучаемого параметра
или осуществлять его визуальный конт-
роль.
При косвенном измерении использу-
ются объемный или весовой методы.
Сущность их состоит в измерении объ-
ема (массы) перекачиваемой рабочей
жидкости и одновременном измерении 4
продолжительности ее протекания (за-
13.2. Методы измерения параметров гидро- и пневмомашин
247
полнения мерной емкости). Объемный
и массовый расходы рабочей жидкости
рассчитываются соответственно по фор-
мулам:
Q = V/т, Q = т/(рт),
где V — вместимость емкости; т —
продолжительность заполнения емко-
сти; т — масса рабочей жидкости в
полностью заполненной емкости.
Наиболее полно методы и средства
измерения расхода рабочей жидкости
изложены в книге [40].
Рабочий объем гидрома-
шин определяется косвенными мето-
дами: мерной емкости; двух частот
вращения; расчетным.
Первый метод состоит в перекачива-
нии рабочей жидкости в мерную ем-
кость при вращении вала испытывае-
мой машины с частотой от 1/6 до 1/3
с-1 и давлении жидкости, уровень ко-
торой в подпитывающем гидробаке на
500...800 мм выше уровня входного
патрубка испытываемой машины. Ра-
бочий объем подсчитывается по фор-
муле
где V — объем перекачиваемой жид-
кости, см3; k — количество оборотов
вала испытываемой машины, в течение
которых перекачивается указанный
объем жидкости.
Размеры подпитывающего гидроба-
ка должны быть такими, чтобы при из-
мерении рабочего объема уровень жид-
кости не понижался более чем на
150 мм.
Открытый конец сливной трубы дол-
жен находиться на высоте среднего
уровня рабочей жидкости в гидробаке
подпитки; допускаемое отклонение по
высоте — ±50 мм.
Перед измерениями гидравлическая
система и испытываемая машина долж-
ны быть заполнены рабочей жидко-
стью; наличие воздуха в гидросистеме
не допускается.
2Ч.етод «двух частот вращения» со-
стоит в измерении расхода жидкости
при двух определенных частотах вра-
щения с последующим вычислением ра-
бочего объема Vq (см3) по формуле
0.2 — Qi
=	42
0	«2 — П1
где Qi — расход жидкости (воздуха)
при частоте вращения пь дм3/с; Q2—
расход жидкости воздуха при частоте
вращения п2, дм3/с.
Значения П] и п2 выбираются в ин-
тервале 20... 100% от номинальной час-
тоты вращения вала машины.
Измерения должны производиться
для насосов при давлении жидкости,
составляющем не более 5% номиналь-
ного значения, а для гидромоторов —
при выходном крутящем моменте на
валу, равном нулю.
Расчетный метод состоит в подсчете
рабочего объема (см3) гидромаши-
ны по формуле
где Ук — объем рабочей камеры, вы-
численный по измеренным ее геометри-
ческим размерам, см3; z — число рабо-
чих камер; k — число рабочих циклов
(всасывание — нагнетание) одной ра-
бочей камеры за один оборот вала.
Вязкость рабочей жидкое-
т и измеряется по ГОСТ 33—82, ГОСТ
6258—85. При этом используются спе-
циальные приборы, называемые виско-
зиметрами. Имеются вискозиметры не-
скольких типов: капиллярные; с двумя
коаксиальными цилиндрами (ротаци-
онные); основанные на затухании кру-
тильных колебаний маятников в иссле-
дуемой жидкости или цилиндров с ис-
248
13. Методы испытаний гидро- и пневмомашин и гидропередач
следуемой жидкостью; вискозиметры,
в которых вязкость жидкости опреде-
ляется по скорости падения в ней твер-
дого тела (например, стеклянного или
металлического шарика); вискозиме’гр
Энглера и др. Описание конструктив-
ного исполнения вискозиметра Энглера
и метод работы с ним изложены в ра-
боте [24].
13.3. Оборудование для проведения
испытаний
Для проведения испытаний гидро-
пневмомашин и гидропередач исполь-
зуются испытательные стенды и ин-
формационно-измерительные системы.
Под испытательным стендом понимают
техническое устройство, предназначен-
ное для установки объекта испытаний
в заданных положениях, создания воз-
действующих факторов, съема инфор-
мации и управления процессом или
объектом испытаний. Несмотря на
многообразие схем гидро- и пневмоси-
стем испытательных стендов, для всех
них характерно наличие следующих
общих групп основных устройств: ис-
точников подачи рабочей жидкости,
гидролиний, нагрузочных устройств и
измерительных приборов.
Принципиальная схема стенда для
испытания насосов в соответствии с
ГОСТ 14658—86 представлена на рис.
13.1. Вал испытуемого насоса 1 привод
дится во вращение балансирным элек-"
тродвигателем 2. Рабочая жидкость на-
сосом подается в напорную линию
гидросистемы стенда. С помощью
предохранительного клапана 5 преду-
преждается превышение давления в
гидросистеме стенда сверх установлен-
ного. Нагружение насоса 1 производит-
ся при помощи регулируемого дросселя
4. В стенде установлены, следую-
щие измерительные устройства: мано-
Рис. 13.1. Принципиальная схема стенда для испытаний насоса:
/—испытываемый насос; 2—электродвигатель; 3—расходомер; 4 — регулируемый дроссель; 5 ** предохрани-
тельный клапан; 6, 7—вентили; 8, 9, Ю-шмметфГ, //—термометр; 12, 14—преобразователи импульсов; 13—
счетчик импульсов; /5—гидросистема для фильтрования рабочей жидкости; 16—гидросистема для охлаж-
дения рабочей жидкости
13.3. Оборудование для проведения испытаний
249
Рис. 13.2. Принципиальная схема стенда для испытаний гидромотора:
/—испытываемый гидромотор; 2—гидронасос; 3...6—вентили; 7—клапан; 8—предохранительный клапан; 9 —
устройство нагружения гидромотора; 10—дроссель; //—электродвигатель; 12...14—манометры; 15, 16—термо-
метры; 17... /9—р исходом еры; 20.. .22—преобразователи импульсов; 23— счетчики импульсов; 24, 25—вентили
метры 8, 9, 10, термометр 11, расходо-
мер 3, преобразователи импульсов 12
и 14, счетчики импульсов 13, весовое
устройство балансирного .электродви-
гателя. Расходомер 3 отключается при
открытии вентиля 6.
Стенд имеет две автономные гидро-
системы: 15 — для фильтрования, 16—
для охлаждения рабочей жидкости.
Принципиальная схема стенда для
испытаний гидромоторов (ГОСТ
20255—84) представлена на рис. 13.2.
Испытуемый гидромотор 1 подключа-
ется в напорную линию гидросистемы
стенда. Частоту вращения, вала гидро-
мотора регулируют, изменяя рабочий
объем регулируемого насоса 2, а изме-
нение направления вращения вала гид-
ромотора — с помощью вентилей 3,
4, 5, 6 (если 3 и 6 открыты, то 4 и 5
следует закрыть). С помощью пере-
ливного клапана 7 в напорной линии
поддерживается заданное постоянное
давление путем непрерывного слива
рабочей жидкости в гидробак. Нагру-
жение гидромотора производится с по-
мощью нагружающего устройства 9
или регулирующего дросселя 10. Предо-
хранительный клапан 8 служит для
предотвращения превышения давления
в гидросистеме стенда сверх установ-
ленного. Стенд снабжен вспомогатель-
ными гидросистемами для фильтрова-
ния и охлаждения рабочей жидкости
(на схеме не показаны), а также сле-
дующими измерительными устройства-
ми: манометрами 12, 13 и 14, термо-
метрами /5и 16, расходомерами 17,
18, 19, преобразователями импульсов
20, 21, 22, счетчиками импульсов 23.
Расходомер 19 предназначен для изме-
рения утечек рабочей жидкости из гид-
ромотора. Для отключения расходоме-
ра 18 необходимо открыть вентиль 25
и закрыть вентиль 24.
Испытания объемного гидропривода
проводят на стенде, выполненном по
разомкнутой схеме, оснащенном ба-
250
13. Методы испытаний гидро- и пневмомашин и гидропередач
Рис. 13.3. Принципиальная схема стенда для испытаний гидрообъемных передач:
/—насос; 2—гидромотор; 3—балансирный электродвигатель; 4 — балансирный электротормоз; 5...8—манометры;
9, 10—термометры; //—гидросистема для фильтрования рабочей жидкости; 12—гидросистема для охлажде-
ния рабочей жидкости
лансирными электромашинами (рис.
13.3). Вал насоса 1 испытуемой гидро-
передачи приводится во вращение ба-
лансирной электромашиной 3. Нагру-
жение вала гидромотора 2 производит-
ся балансирным электротормозом 4.
В стенде установлены следующие из-
мерительные устройства: манометры
5, 6, 7, 8, термометры 9 и 10 для конт-
роля температуры рабочей жидкости в
гидробаке и в гидролинии дренажа,
указатели крутящего момента и часто-
ты вращения на валу насоса и гидро-
мотора (Л1Н, пн, Мм, Пм)- Стенд имеет
две автономные гидросистемы И и 12
для фильтрования и охлаждения рабо-
чей жидкости.
Средством получения информации о
свойствах объекта исследований (в ви-
де сигналов, показаний приборов, ос-
циллограмм и т. д.) служат измери-
тельные устройства и информационно-
измерительные комплексы, обеспечи-
вающие регистрацию измеряемых
параметров. Составной частью инфор-
мационно-измерительного комплекса
является канал измерения параметра,
блок-схема которого представлена на
рис. 13.4. Первым звеном канала явля-
ется чувствительный элемент 1, вос-
принимающий измеряемую величину и
выдающий измерительное воздействие,
воспринимаемое датчиком 2, который
преобразует его в электрический сиг-
Рис. 13.4. Блок-схема измеритель-
ного канала:
/—чувствительный элемент; 2—датчик;
3—нормализующее устройство; 4—функ-
циональный преобразователь; 5—устрой-
ство хранения и выдачи информации;
6—пульт управления
13.3. Оборудование для проведения испытаний
251
нал. Сигнал датчика 2 поступает в
нормализующее устройство 3, где про-
исходит компенсация постоянной со-
ставляющей датчика, температурных и
прочих изменений условий испытаний,
масштабное преобразование сигнала.
Далее по линиям связи сигнал поступа-
ет на функциональный преобразова-
тель 4 (или усилитель). Здесь проис-
ходит усиление сигнала, его кодирова-
ние и функциональное преобразование
(вычисление среднего значения, умно-
жение, интегрирование и т.п.). Окон-
чательный результат выдается на
устройство 5 хранения и выдачи ин-
формации. Управление осуществляет-
ся с пульта 6, который позволяет вклю-
чать и выключать канал, менять мас-
штабные коэффициенты, контролиро-
вать работу системы, включая перио-
дический контроль установленных мас-
штабных коэффициентов.
В зависимости от требований и усло-
вий эксперимента информационно-из-
мерительные комплексы могут быть
аналоговыми или дискретными. Анало-
говые комплексы выдают результат
измерения в виде непрерывного сигна-
ла на указатель, осциллограмму, диа-
грамму или график. В дискретных ин-
формационно-измерительных комплек-
сах результаты измерений выдаются в
виде множества отдельных значений
величины на импульсный счетчик, циф-
ровой индикатор, точечную диаграмму,
печатную таблицу или перфоленту для
непосредственного ввода в ЭВМ.
Рассмотрим информационно-измери-
тельный комплекс для исследования
объемных гидропередач (рис. 13.5).
В зависимости от типа первичных пре-
образователей информационно-изме-
рительный комплекс разделен на четы-
ре группы устройств, каждая из кото-
рых включает 8 измерительных кана-
лов, обеспечивающих регистрацию
параметров в аналоговом и дискретном
виде.
Первичные преобразователи на базе
тензометрических датчиков, предназна-
ченные для измерения давления, кру-
тящих моментов, деформаций, объеди-
нены в одну группу, коммутируемую
на блок БК-1. Сигналы поступают на
тензометрический усилитель ЛХ-7000
при регистрации процесса в аналоговом
виде или на преобразователь «аналог—
частота» ВТ-6500 при регистрации про-
цесса в дискретном виде. Усиленные и
преобразованные сигналы с ЛХ-7000
или ВТ-6500 поступают на пульт
управления (ПУ).
Первичные преобразователи на базе
индуктивных ЛХ-204 и турбинных дат-
чиков частоты вращения и подачи ра-
бочей жидкости объединены во вторую
группу, коммутируемую на блок БК-2.
Сигналы с блока БК-2 поступают на
наборное поле НП-1, где, в зависимо-
сти от требуемой регистрации пара-
метра в дискретном или в аналоговом
виде, подаются на соответствующие
блоки ВТ-6600 или ПЧБ-1. Усиленные
и преобразованные сигналы поступают
на блок согласования БУС-2 и далее
на ПУ для коммутации с регистрато-
ром. К блоку БУС-2 подключен гене-
ратор-калибратор ГК-1, предназначен-
ный для калибровки канала измерения,
сигналом заданной частоты и амплиту-
ды.
Первичные преобразователи на базе
пьезоэлектрических датчиков (ИС-
АНС, ЛХ-601). для регистрации быст-
роменяющихся процессов пульсации
давления, вибрации объединены в
третью группу, коммутируемую на
блок. БК-3. Сигналы с блока БК-3 по-
ступают на блок согласования БУС-3,
предназначенный для согласования
параметров датчика с усилителем.
В качестве усилителей используются
-э*

ЛХ-700Я
ВТ-6500
ВТ-6600
ПЧ5
т
(НП)
Рис. 13.5. Структурная схема информационно-измерительного комплекса
/М-5525
I
V
13.4. Автоматизация испытаний.
253
четырехканальные блоки ЛХ-552-5 или
ИС-1245. Сигналы с блока БУС-3 по-
ступают на наборное поле (НП), для
калибровки каналов измерения к бло-
ку БУС-3 подключен калибратор
EKF 100.
Первичные преобразователи на базе
реостатных датчиков МУ-615А, датчи-
ков сопротивления (ИС) и индуктив-
ных датчиков Д-40М или К670 объеди-
нены в четвертую группу, коммутируе-
мую на блок БК-4. Для преобразования
изменения сопротивления в элект-
рический сигнал, пропорциональный
изменяющемуся сопротивлению, слу-
жит прибор ИС-523, для усиления и
преобразования сигналов индуктивных
датчиков — измерительная система
К-212 или К-217. Сигналы с блока
БУС-4 поступают на наборное поле
(НП) для коммутации с регистратора-
ми. Регистрирующая аппаратура
условно разделена на три группы: для
визуальной оценки измеряемых пара-
метров; их записи; непосредственного
ввода в вычислительную машину.
Визуальная оценка параметров осу-
ществляется на цифровом вольтметре
В7-27, электронном частотомере 43-33
(ЧЗ-34А), электронно-лучевом осцил-
лографе С1-78Б (С1-70).
Запись параметров осуществляется
на фотобумаге, фотопленке светолуче-
выми осциллографами КД2-22 (К20-22)
и Н-115 (Н-117) и электронно-лучевым
осциллографом НО-63, а на магнитной
ленте — магнитографом «Тесла» ЕАМ-
500.
Для ввода полученной информации в
вычислительную машину используется
аналого-цифровой преобразователь
Ф7077/1 (в случае ввода информации,
полученной в аналоговом виде) или
частотомер электронно-счетный ЧЗ-34А
(в случае ввода информации, получен-
ной в дискретном виде), а также элек-
тронный коммутатор, обеспечивающий
необходимую последовательность вво-
да.
13.4. Автоматизация испытаний
В связи с ростом требований, предъ-
являемых к гидропневмомашинам и
гидропередачам по обеспечению их ра-
ботоспособности и надежности, повы-
шению КПД, усложняются задачи, воз-
растают объемы проводимых испыта-
ний, становится все более необходимым
взаимодействие испытаний и аналити-
ческих исследований. В процессе про-
ведения испытаний необходимо оцени-
вать предельные состояния, опр-еделять
оптимальные параметры и режимы
функционирования, оценивать работо-
способность и эксплуатационный ре-
сурс гидроагрегатов, а также решать
другие задачи, возникающие в процес-
се расчета и проектирования объемно-
го гидропривода.
Применяемые при этом испытатель-
ные стенды должны обеспечивать воз-
можность варьирования режимов ис-
пытаний, изменения нагрузок, темпера-
туры рабочей жидкости, частоты враще-
ния валов, а также возможность стаби-
лизации исследуемых параметров или
режимов функционирования изучаемых
объектов. Применение автоматизиро-
ванных информационно-измерительных
комплексов с обратной связью позво-
ляет управлять процессом испытаний
при сложных режимах нагружения, а
использование ЭВМ — осуществлять
обработку результатов испытаний в
режиме реального времени, управлять
процессами испытаний и обработки ре-
зультатов, выбирать оптимальные па-
раметры и режимы функционирования
гидромашин и объемного гидропривода
в целом.
254	13. Методы испытаний гидро- и, пневмомашин и гидропередач.
Использование автоматизированных
систем позволяет при проведении ре-
сурсных испытаний воспроизводить
программные или случайные нагруже-
ния, имитирующие эксплуатационные.
Здесь возможны два основных направ-
ления.
Первое направление — измерение
параметров нестационарного случай-
ного процесса в реальных условиях
эксплуатации объектов и его прибли-
женное воспроизведение в квазистацио-
нарном процессе при испытаниях.
Второе направление также связано с
анализом внешних нагрузок, однако
при этом на основе данных по распре-
делению амплитуд, вычисленных по
тому или иному алгоритму, формиру-
ется случайное или программное на-
гружение без воспроизведения спектра
частот. Испытания проводят по цикло-
грамме. Такого типа испытания прово-
дят для анализа закономерностей изме-
нения параметров функционирования и
работоспособного состояния агрегата
для последующего расчета его долго-
вечности, а также ускорения самого
процесса испытаний.
Автоматизированный испытательный
комплекс включает стенд для проведе-
ния испытаний, оборудованный систе-
мой дистанционного управления с дат-
чиками обратной связи, и вычисли-
тельную систему. Основными функция-
ми вычислительной системы являются:
контроль и управление отдельными фи-
зическими процессами и поддержание
их на требуемом уровне при испытани-
ях; контроль функционирования и
управление автоматизированным комп-
лексом в целом, т. е. согласование от-
дельных процессов для получения тре-
буемых условий испытания; контроль
за техническим состоянием комплекса
(техническое диагностирование, пред-
сказание и ликвидация аварийных си-
туаций); обработка результатов испы-
таний и представление их в соответст-
вующей форме.
Возможность реализации автомати-
зированными комплексами перечис-
ленных выше функций определяется
аппаратурным и программным обеспе-
чением, структурой построения вычис-
лительной системы и комплекса ъ це-
лом, а также техническими возможно-
стями системы управления объектом
испытаний.
14
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ГИДРОПЕРЕДАЧ В МОБИЛЬНЫХ
МАШИНАХ
14.1.	Применение гидромашин
в системах рулевого управления
Для облегчения работы водителя,
уменьшения среднего усилия на руле-
вом колесе до 30 Н и продолжительно-
сти поворота в мобильных машинах
применяются гидрообъемные рулевые
приводы с механической или гидравли-
ческой обратной связью и без нее.
Гидравлический привод от рулевого
колеса к управляемым колесам позво-
ляет расположить рулевое колесо наи-
более удобно с точки зрения эргономи-
ки. Кроме того, обеспечивается воз-
можность широкой унификации и
типизации гидроустройств, рулевого
управления мобильных машин различ-
ных модификаций и тяговых классов,
применения автоматов вождения.
Характеристики машин, применяе-
мых в системах рулевого управления
современных колесных тракторов, при-
ведены в табл. 14.1.
На тракторах МТЗ-80/82 гидропри-
вод рулевого управления установлен
параллельно механическому приводу и
называется гидроусилителем рулевого
управления. Механизм рулевого управ-
ления — двухзаходовый червяк (рис.
14.1) и косозубый сектор /5, а гидро-
агрегаты смонтированы в одном узле
и установлены в верхней части корпуса
гидроусилителя [25]. Гидросистема ру-
левого привода состоит из бака 1 для
рабочей жидкости, роль которого вы-
полняет корпус гидроусилителя; шесте-
ренного насоса 2 марки НШЮЕ-Л;
распределителя 4 с золотником 28, на-
саженнымлта хвостовик червяка; сило-
вого цилиндра 23, шток 24 которого
через рейку 22, сектор 15, вал 16 и сош-
ку 14 передает движение на рулевую
трапецию 13 и рычаги 10 управляемых
колес; шарикового предохранительно-
го клапана прямого действия; датчика
механизма блокировки дифференциала
и напорного клапана 31, поддержи-
вающего давление жидкости 0,8 МПа
на входе в датчик блокировки диффе-
ренциала.
Распределитель — дросселирующий
золотниковый. Золотник 28 имеет
внутреннее сквозное отверстие, диа-
метр которого больше диаметра
хвостовика червяка, чем обеспечива-
ется возможность регулировки зацеп-
ления червяка и сектора 15. На хвос-
товике червяка с обоих торцов золот-
ника расположены упорные шариковые
подшипники, зажатые между парой
шайб. Золотник 28 фиксируется на
хвостовике червяка гайкой, с помощью
которой регулируется зазор между
торцами распределителя и кольцами
подшипников.
Регулировка зацепления сектора с
червяком осуществляется поворотом
втулки 12 относительно корпуса 11.
Золотник 28 помещается в цилинд-
рической расточке корпуса распреде-
лителя 4, к которому крепятся крышка
29 и клапанная коробка 8, уплотнен-
ные резиновыми кольцами. В корпусе
4 имеются три параллельных каналу
золотника отверстия, в каждом из ко-
торых помещены по два плунжера 5,
разжатых пружиной 6.
256
14, Использование гидропередач в мобильных машинй^
Плунжеры торцовой плоскостью
упираются с одной стороны в корпус 4
и шайбу 9, а с другой — в крышку 29
и шайбу 27. Таким образом, они удер-
живают золотник в нейтральном поло-
жении и создают определенное сопро-
тивление передвижению червяка.
жидкость подводится в штоковую и
бесштоковую полости цилиндра и от-
водится от них через штуцеры, распо-
ложенные в передней и задней крыш-
ках цилиндра. На конце штока 24 шар-
нирно закреплена рейка 22, Ее зубья
находятся в зацеплении с сектором 15
Табл. 14.1. Характеристики гидромашин, применяемых в системах рулевого
управления колесных тракторов
, Характеристика	1 1 Т-4 ОМ/40 AM U		МТЗ-80/82	Т-150К	К-701
Тип насоса Марка насоса	НШ32У	Шее НШ10ЕЛ	серенный НШ32УЛ	НШ100-Л-2.
Номинальная объемная пода- ча, дм3-/мин Давление нагнетания, МПа: номинальное	45	17,7	56	139
	10	10	14	14
максимальное	14	14	17,5	16
Номинальная частота враще- ния, с-1	30	30,6	35	28,3
Номинальная потребляемая мощность, кВт	10,9	5,5	16	37,5
Объемный КПД Вид цилиндра		0,92 Двухстороннего действия		
Диаметр цилиндра, мм	—	90	80	125
Ход поршня, мм	—	50	280	400
Рабочая жидкость, применяе- мая: летом	Масло м	оторное М10Г	', М10В (дизе	льное ДС-11)
зимой	Масло моторное М8Г, М8В (веретенное АУ )			
Регулируемый предохранительный
клапан 7 гидроусилителя размещен в
клапанной коробке 8. Он состоит из
шарика, направляющей и седла кла-
пана, пружины регулировочного винта
с контргайкой, защитного колпака и
двух алюминиевых прокладок. Седло
клапана запрессовано в клапанную ко-
робку.
Цилиндр 23 гидросистемы — двух-
стороннего действия. Его поршень 25
насажен на уступ внутреннего конца
штока 24 и закреплен гайкой. Рабочая
поворотного вала 16, а со стороны,
противоположной зацеплению, рейка
находится на упоре 17, В последнем
установлен датчик механизма автома-
тической блокировки дифференциала,
состоящий из золотника 20 с толкате-
лем 21 и поворотного крана 18 с махо-
виком. Масло от датчика подводится к
муфте блокировки дифференциала по
трубопроводам 5, 30, 26 и 19.
При работающем двигателе насос
всасывает рабочую жидкость из бака
(корпуса гидроусилителя) и подает ее
14.1. Применение гидромашин в системах рулевого управления
257
Рис. 14.1. Схема гидроусилителя рулевого управления тракторов МТЗ-80/82
в корпус распределителя через клапан-
ную коробку. Дальнейший путь жид-
кости зависит от положения золотника
28 в корпусе распределителя. Золотник
при этом может быть установлен в три
положения; нейтральное и два рабо-
чих.
При нейтральном положении золот-
ника рабочая жидкость, поступающая
от насоса через клапанную коробку S,
проходит через щели, образованные
кромками среднего пояска золотника
и корпусом распределителя, к вывод-
ным штуцерам и через трубопроводы в
обе полости цилиндра. Одновременно
рабочая жидкость через щели, образо-
ванные крайними поясками золотника
и корпусом, штуцер и трубопроводы
сливается в корпус гидроусилителя.
Поэтому при' нейтральном положении
золотника 28 поршень 25 в силовом
цилиндре сможет свободно перемещать-
ся и не препятствует возвращению ру-
левого колеса в нейтральное положе-
17. Зак. 670
258	'	14. Использование гидропередач в мобильных машинах
ние под действием стабилизирующего
момента.
Если при повороте рулевого колеса
осевая составляющая усилия на червя-
ке превышает усилие пружин 6, золот-
ник 28 сдвигается и устанавливается в
одно из рабочих положений, обеспечи-
вая подачу жидкости в штоковую или
бесштоковую полость силового цилинд-
ра. При этом усилие на поворотном
валу 16, создаваемое силовым цилинд-
ром, в несколько раз превышает уси-
лие, прикладываемое водителем через
червяк к тому же валу.
После поворота рулевого колеса зо-
лотник 28 под действием пружин 6
устанавливается в нейтральное поло-
жение. Рабочая жидкость от насоса
поступает в корпус (бак) гидроусили-
теля. Давление жидкости в трубопро-
воде 26, идущем к золотнику блокиров-
ки дифференциала трактора, создается
клапаном 31 (0,8 МПа). Максимальное
давление масла в системе гидроусили-
теля ограничивается- предохранитель-
ным клапаном 7, расположенным в
корпусе.
Поворот тракторов с шарнирно со-
члененной рамой типа Т-150К, К-701
осуществляется за счет перемещения
полурам вокруг вертикального шарни-
ра. Гидравлическая система рулевого
управления с механической обратной
связью (рис. 14.2) состоит из насоса
10, предохранительного клапана 8,
клапана постоянного расхода 9, рас-
пределителя 6, запорных клапанов 1
и 3, плунжера 2, двух цилиндров 16
двухстороннего действия, масляного
бака 11 и'маслопроводов. Рулевой ме-
ханизм включает червяк 7, установлен-
ный на одном валу 4 с золотником рас-
пределителя 6, и торцовый сектор. Ци-
линдры 16 закреплены на передней
полураме, а их штоки соединены с по-
перечным рычагом 15 задней полура-
мы, связанной с передней полурамой
вертикальным шарниром 14.
При прямолинейном движении трак-
тора или повороте его по кривой посто-
янного радиуса золотник распредели-
теля 6 находится в нейтральном поло-
жении и масло, подаваемое насосом,
сливается в бак. Чтобы исключить са-
мопроизвольный поворот трактора при
наезде на препятствие, гидролинии к
полостям А и Б силовых цилиндров 16
перекрыты клапанами 1 и 3 двухсто-
роннего гидрозамка, плунжер 2 кото-
рого устанавливается в среднее поло-
жение.
Во время поворота рулевого колеса
рулевой вал 4 вместе с золотником 6
смещается в осевом направлении под
действием усилия на червяке 7. При
этом один из каналов 5 в корпусе рас-
пределителя соединяется с нагнета-
тельной магистралью. Под давлением
масла открывается клапан 1 или 3 и
оно поступает в полость силового ци-
линдра. Одновременно плунжер 2 под
давлением масла перемещается в сто-
рону второго клапана, хвостовиком от-
крывает его и вторая полость цилинд-
ра сообщается со слибной гидролинией.
Благодаря давлению рабочей жидко-
сти на поршни цилиндров происходит
поворот полурам относительно верти-
кального шарнира 14. Как только
вращение колеса прекращается, тяга
обратной связи (следящая тяга) 13
через сошку 12, торцовый сектор и чер-
вяк 7 возвращает золотник в нейтраль-
ное положение.
Широкое распространение получают
гидроусилители рулевого управления с
гидравлической обратной связью. Об-
ратная связь может осуществляться с
помощью: дозирующего цилиндра, до-
зирующего насоса; следящего цилинд-
ра [26]. Рулевое управление с чисто
гидравлической связью рулевого коле-
14.1. Применение гидромашин в системах рулевого уйравления
259
Рис. 14.2. Схема рулевого управления трактора с шарнирно-сочлененной рамой
17=
260
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
Рис. 14.3. Принципиальная гидравлическая
схема одноконтурной системы рулевого управ-
ления с дозирующим цилиндром
са с управляемыми называется объем-
ным гидравлическим рулевым управле-
нием (ОГРУ). ОГРУ выполняется по
одноконтурной или двухконтурной схе-
ме.	' i'
Одноконтурная схема характеризу-
ется тем, что весь поток рабочей жид-
кости, поступающей от насоса в испол-
нительные силовые цилиндры, прохо-
дит по одной последовательной гид-
равлической цепи. В двухконтурных
схемах поток рабочей жидкости идет к
силовым цилиндрам, по двум парал-
лельным гидравлическим цепям.
Принципиальная одноконтурная схе-
ма гидрообъемного рулевого управле-
ния с дозирующим цилиндром приведе-
на на рис. 14.3.
Золотник распределителя (Р) связан
напрямую с рулевым колесом, а корпус
золотника — со штоком дозирующего
цилиндра (ЦД). При нейтральном по-
ложении золотника насос (Я) свобод-
но перекачивает масло через золотник
и фильтр (Ф) в бак (5). При повороте
рулевого колеса золотник смещается из
нейтрального положения (например,
вправо) и масло проходит в полость
дозирующего цилиндра. Перемещаясь,
поршень дозирующего цилиндра вытес-
няет масло в полость силового цилинд-
ра (ЦС), кинематически связанного с
управляемыми колесами. Вследствие
жесткой связи корпуса распределителя
со штоком дозирующего цилиндра кор-
пус перемещается, «догоняя» золотник.
При прекращении поворота рулевого
колеса золотник занимает нейтральное
положение.
Полости дозирующего цилиндра свя-
зываются между собой посредством
синхронизирующего клапана, располо-
женного в поршне и открывающегося
при крайних его положениях. Клапан
устраняет рассогласование положения
поршней "дозирующего и силового ци-
линдров, возникающее вследствие пе-
ретечек жидкости через зазоры.
При неработающем насосе рулевое
управление обеспечивается без усиле-
ния. При этом обратный клапан (КО)
сообщает сливную гидролинию с на-
порной. Масло циркулирует по
замкнутому кругу под действием порш-
ня цилиндра-дозатора, который в силу
жесткой связи штока с корпусом рас-
пределителя перемещается под дейст-
вием усилия, приложенного к рулево-
му колесу.
Необходимым условием работоспо-
собности системы является равенство
рабочих объемов штоковых полостей
дозирующего и силового цилиндров.
На рис. 14.4 представлена однокон-
турная система рулевого управления с
насосом-дозатором (НД), который ме-
ханически связан с дросселирующим
14.1. Применение гидромашин в системах рулевого управления
261
распределителем (Р). При повороте
рулевого колеса золотник распредели-
теля смещается из нейтрального поло-
жения, в результате рабочая жидкость
от насоса (Н) поступает к силовому
цилиндру (ЦС), проходя через дозатор
и приводя его во вращение.
Так как дозатор связан с валом ру-
левого колеса и золотником ч.ерез диф-
ференциальный механизм, при оста-
новке рулевого колеса золотник смеща-
ется в сторону, противоположную на-
правлению первоначального смещения
от рулевого колеса, и устанавливается
в нейтральное положение. За счет та-
кой связи обеспечивается пропорцио-
нальность подачи рабочей жидкости в
гидроцилиндр углу поворота рулевого
колеса.
При неработающем насосе питания
дозатор, работает как насос с ручным
приводом и нагнетает рабочую жид-
кость в ту или иную полость гидроци-
линдра (аварийное управление), при
этом всасывание рабочей жидкости
осуществляется из сливной гидролинии
через обратный клапан.
В двухконтурной схеме гидрообъем-
ного рулевого управления один и тот
же насос-дозатор может использовать-
ся для тракторов различной мощности.
В силовые цилиндры Ц1 и Ц2 (рис.
14.5) рабочая жидкость подается дву-
мя параллельными потоками. Один по-
ток идет от насоса (Н) к сумматору
потоков (СП) через распределитель
Р1, насос-дозатор (НД), распредели-
тель РЗ и обратный клапан КОЗ' вто-
рой поток — через обратный клапан
КО2 и распределитель Р2. От сумма-
тора потоков к силовым цилиндрам Ц1
и Ц2 рабочая жидкость подается через
распределитель РЗ. При неработающем
насосе она поступает в насос-дозатор
из бака (Б) через обратный клапан
КО1.
Рис. 14.4. Одноконтурная система рулевого
управления с насосом-дозатором
При проектном расчете определя-
ются основные параметры (диаметр,
ход) силового цилиндра, необходимая
подача насоса, размеры распределите-
ля и трубопроводов.
Размеры усилителя должны выби-
раться такими, чтобы обеспечить пово-
рот управляемых колес или складыва-
ние сочлененной машины на месте при
приложении к рулевому колесу уси-
лия FB, не затрудняющего водителя.
Допустимое усилие на рулевом ко-
лесе тракторов и сельскохозяйствен-
ных машин с ОГРУ FB=30 Н.
Подача насоса гидросистемы опре-
деляется объемом гидроцилиндра, чис-
лом Zmax оборотов рулевого колеса при
повороте управляемых колес из одного
крайнего положения в другое и допус-
каемой частотой вращения [п] рулево-
го колеса водителем. Для тракторов
класса от 0,6 до 2 zmax=2...3 и [га] =
262
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
Рис. 14.5. Двухконтурная система рулевого
управления
= 1,5 с*1. Для тракторов класса от 3
до 8, самоходных комбайнов и убороч-
ных шасси Zmax=3...4 и [п] =0,85...
.1,5 с-1.
При неподвижном тракторе работа,
совершаемая усилителем при повороте
управляемых колес из одного крайнего
положения в другое,
= AfnC&/T)]y[ex>
где МД — момент сопротивления пово-
роту управляемых колес; а — угол по-
ворота колес; т]мех — гидромеханиче-
ский КПД гидроцилиндра; г)мех=0,95.
Рабочий объем гидроцилиндра
Уц = ^Уу/Ршах “ ’МпОС/(Ртах'Пмех)>
где ртах — максимальное давление в
системе.
Диаметр сцлового цилиндра находят
после того, как из компоновочных со-
ображений будет определен ход S
поршня гидроцилиндра:
D = V4Vn/(nS) + dl,
где dm — диаметр штока.
При отсутствии реактивных элемен-
тов усилие Fnp предварительного сжа-
тия пружин может быть определено по
допустимому усилию FB водителя на
рулевом колесе.
При расположении распределителя
в продольной тяге
где Rp. к — радиус рулевого колеса;
т]р.м—КПД рулевого механизма; ир.м—
передаточное число рулевого механиз-
ма; /с — длина рулевой сошки.
При расположении распределителя
соосно с рулевым валом
^*пР =	,кт)р .м/^ь
где ti— делительный осевой шаг витка
червяка.
Продолжительность заполнения си-
лового цилиндра жидкостью должна
быть равна времени, которое необхо-
димо водителю для поворота рулевого
колеса из одного крайнего положения
в другое:
Кц/(Фн <2у) = 2тах/[м].
Допуская, что утечки в распредели-
теле Qy=0,05QH при Ар=0,5Артах,
получим
Qh = 1,05Уц [/1]/2щаХ.
Как правило, эта подача должна до-
стигаться при частоте вращения вала
двигателя машины /гд=0,6пНом, где
пНОм — номинальная частота вращения
вала двигателя.
14.2. Гидравлические навесные системы тракторов
263
Рабочий объем насоса-дозатора од-
ноконтурного ОГРУ
= ^ц/^-тах-
Для двухконтурного ОГРУ с усили-
телем потока и заданным рабочим объ-
емом дозатора необходимо найти ко-
эффициент усиления
/Г —	j_ 1
Лу ~ <?д ” Гогщах 11
где Qy, <Эд — потоки соответственно от
усилителя к цилиндру и от дозатора к
усилителю.
Диаметр золотника d3 распределите-
ля определяют исходя из допустимых
потерь давления Ар=0,04...0,08 МПа
при нейтральном положении золотника.
Если при этом жидкость разветвляется
на два потока и дважды проходит ми-
мо рабочих кромок,
Ар = p/4-[QH/(jrd8A1)]2,
откуда	_____
4 = Зн/(2лА1)- /Вр/Ар.
Ход золотника Ai до начала пере-
крытия должен быть достаточно ма-
лым, чтобы обеспечивалась высокая
чувствительность, усилителя. Для уси-
лителей самоходных машин Ai = 0,2...
0,5 мм.
Перекрытие А2 определяют исходя
из допустимых утечек рабочей жидко-
сти Qy=0,05QH при Ар=0,5Артах.
При утечках через две кольцевые ще-
ли с радиальным зазором 6
д ___ л^з^3Арп1ах
Л2== f2vpQy ’
14.2.	Гидравлические навесные
системы тракторов
Гидравлическая навесная система
трактора предназначена для управле-
ния навесными, полунавесными и гид-
рофицированными прицепными работ
чими машинами, агрегатируемыми с
трактором.
На тракторах устанавливают раз-
дельно-агрегатную гидравлическую си-
стему, состоящую из унифицированных
агрегатов: насосов, распределителей,
силовых цилиндров и вспомогательной
арматуры. Агрегаты этой системы ис-
пользуют не только на тракторах, но и
на сельскохозяйственных, дорожных,
строительных и мелиоративных маши-
нах.
Агрегаты, входящие в гидравличе-
скую систему, собраны по типовой схе-
ме и отличаются лишь размерами, рас-
положением на машине, способом при-
вода насоса и. соединения силовых
цилиндров с ведущими звеньями на-
весной системы или другими устройст-
вами.
Типовая гидравлическая схема раз-
дельно-агрегатной гидравлической си-
стемы показана на рис. 14.6.
Насос S, приводимый в действие дви-
гателем трактора, засасывает масло по
магистрали 10 из бака //и подает его
по нагнетательной магистрали 7 к рас-
пределителю 5. Когда золотники рас-
пределителя находятся в нейтральном
положении, перепускной клапан 6 рас-
пределителя поднят и масло по магист-
рали 12 сливается в бак, предвари-
тельно пройдя через размещенный в
нем фильтр 10.
При переводе золотника распредели-
теля в положение «подъем» или «опус-
кание» перепускной клапан закрыва-
ется и масло по одному из трубопрово-
дов 2 поступает в поршневую или в
штоковую полость основного силового
цилиндра 1. Из другой полости через
нижнюю крышку распределителя мас-
ло сливается в бак. Шток основного
силового цилиндра воздействует _^на
рычаг навесного устройства. В боль-
264
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
Рис. 14.6. Гидравлическая система навесного устройства трактора
14.2. Гидравлические навесные системы тракторов
265
шинстве тракторов, кроме основного,
предусмотрена возможность установки
выносных цилиндров 4, соединенных с
распределителем 5 шлангами и трубо-
проводами 3.
Технические характеристики гидрав-
лических навесных систем колесных
тракторов приведены в табл. 14.2.
Усилие Fmax, развиваемое гидроци-
линдром (или двумя параллельно со-
единенными гидроцилиндрами) навес-
ного устройства, определяется его
грузоподъемностью или условием устой-
чивости трактора и кинематикой навес-
ного устройства. Рабочее давление при-
нимается р= (0,8...0,9) рн.
Табл. 14.2. Технические характеристики гидравлических навесных
систем колесных тракторов
Характеристика	Т-40	МТЗ-80/82	Т- 150К	К-701
Давление рабочей жидкости, МПа:				
номинальное	10	14	14	14
максимальное Насос:	13,5...14	16	16	17,5
* тип	НШ-32У	Шестеренный		
марка номинальная частота враще-		НШ-32	НШ 50-JT-2	НШ 67-J
				
ния, с^1 мощность, необходимая для привода,^кВт Марка основного цилиндра	25	32	32 ’	25
	10,9 Ц95	12,1 ЦЮО	20 Ц110	24,8 Д125
Количество основных цилиндров Наибольшая : грузоподъемность	1 0,85	1 1,1	1	2 1,2
навесной системы			1	
Вылет центра тяжести сельско- хозяйственных машин от оси зад- них колес, мм	1500	1500	• 2000	2000
Ход оси подвеса сельскохозяй-	750			
ственных машин, мм		750 х	950	950
В зависимости от типа и назначения
трактора гидравлические системы на-
весных устройств снабжаются допол-
нительными агрегатами: регуляторами
глубины обработки почвы, гидроувели-
чителями спепного веса и др.
Проектирование навесных систем
тракторов осуществляется по задан-
ным кинематической схеме навески,
грузоподъемности навесного устройст-
ва, общей высоте подъема орудия или
рабочем ходе оси подвеса, времени
или скорости подъема (опускания)
орудия.
Диаметр цилиндра
D = 1/*________4Fmax________
г гсРЛмех [1 — (^ш/Г>)2]
Ход поршня 5 определяется высотой
подъема орудия или высотой оси под-
веса и передаточным отношением ме-
ханизма навески.
Скорость перемещения поршня
гидроцилиндра находится по заданным
скорости подъема орудия и передаточ-
ному отношению механизма навес-
ного устройства. Например, для сель-
скохозяйственного трактора время
266
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
подъема орудия t= (3...5)/итр, где
vTp — рабочая скорость движения
трактора. Тогда va=ПovTpiH/ (3...5), где
По — ход оси подвеса.
Необходимый рабочий объем насоса
^0 — ^^п/(^нПон)>
где А —г эффективная площадь поршня
гидроцилиндра; пн — частота враще-
ния вала насоса; г]0. н — объемный
КПД насоса.
ч . После выбора насоса уточняется его
подача
Qh == ’По.Н^О^Н’
Внутренний диаметр трубопроводов
(условный проход £>у) рассчитывается
исходя из подачи насоса и допустимой
скорости v течения жидкости в трубо-
проводе:	________
D7 = V 4Qh/(jw).
Для жестких трубопроводов приме-
няются стальные бесшовные трубы из
сталей 10 и 20.
Тип золотникового распределителя
(по ГОСТ 8754—80) выбирается по
необходимой пропускной способности и
 количеству гидроцилиндров навесной
системы, работающих попеременно, а
фильтра, устанавливаемого в сливной
гидролинии,— по ч номинальной про-
пускной способности из выпускаемых
промышленностью унифицированных
фильтров для тракторов и сельскохо-
зяйственных машин.
Объем бака Кб (дм3) принимается
ориентировочно как Уб— (35...50)QH,
где QH (дм3/с) уточняется при расчете
температурного режима гидропривода.
14.3.	Гидропередачи в трансмиссиях
современных тракторов
Гидромашины широко применяются
в системах управления отдельными аг-
регатами и узлами трансмиссии (глав-
ным фрикционом, коробкой передач^
механизмами поворота, валом отбора
мощности и т. д.), а также непосредст-
венно для передачи и преобразования
крутящего момента от двигателя к ве-
дущим колесам [25, 27, 32, 36].
Гидросистема коробки передач (рис.
1;4.7) предназначена для создания и
поддержания - необходимого давления
рабочей жидкости в бустерных устрой-
ствах фрикционных муфт, обеспечения
переключения передач без разрыва по-
тока мощности, а также смазывания
трущихся деталей и отвода от них теп-
лоты.
Система состоит из шестеренного на-
соса 1 с переливным клапанам 2;
фильтра, установленного в баке (обыч-
но — в картере коробки передач); рас-
пределителя 3 и гидравлических' ци-
линдров, поршни 8 которых замыкают
фрикционные муфты между ведущим
барабаном 9 и шестернями 6 или 12.
Кроме того, в систему включается
радиатор для охлаждения рабочей жид-
кости, редукционный клапан, подаю-
щий жидкость под пониженным давле-
нием для смазывания трущихся дета-
лей коробки передач, редуктора при1
вода насосов и др.
При установке рычага 4 в положе-
ни II масло от насоса 1 под давлением
поступает через распределитель 3 и
канал вала 5 в правую муфту, а пор-
шень сжимает ведущие 11 и ведомые
10 диски. В это время пружины 7 вы-
ключают левую муфту. Крутящий мо-
мент от двигателя через ведущий вал
5, барабан 9, фрикционные диски 10
и 11 передается на шестерню 12 и далее
на промежуточный или ведомый вал.
Если рычаг 4 установлен в положение
I, выключается правая и включается
левая муфта.
Работоспособность гидросистемы мо-
жет быть обеспечена при правильном
14.3. Гидропередачи в трансмиссиях современных тракторов
267
Рис. 14.7. Принципиальная схема гидросистемы коробки переключения передач
выборе таких параметров, как подача
насоса, расход и давление масла в вет-
вях, подающих его в смазочную систе-
му, систему управления фрикционами
и в радиатор.
Давление рабочей жидкости в сило-
вых цилиндрах фрикционов при задан-
ной площади поршней определяется в
зависимости от значения осевой силы,
необходимой для создания момента
трения в соответствии с выбранным
коэффициентом запаса фрикциона.
Осевая сила при включении фрикцио-
на ограничивается допустимой удель-
ной нагрузкой на фрикционные поверх-
ности.
Подача насоса определяется из усло-
вия наполнения цилиндров фрикцион-
ных муфт за определенное время или
полного отвода теплоты от узлов и
агрегатов через радиатор при мини-
мальной частоте вращения вала двига-
теля.
В первом случае необходимая пода-
ча жидкости в силовой цилиндр
Сс.ц-~ Уц/Ш,
где Уц — вместимость цйлиндра; т —
продолжительность перемещения порш-
ня; kH — коэффициент наполнения,
учитывающий перетечки масла из на-
порной магистрали в сливную, а также
утечки через зазоры: 6Н=О,6...О8.
Одновременно может быть включено
несколько силовых цилиндров. Подача
насоса Qs в этом случае определяется
по указанной выше формуле, где в чис-
литель подставляется суммарная вмес-
тимость всех цилиндров.
Подача насоса из условия полного
отвода теплоты от отдельных узлов и
агрегатов трансмиссии через радиатор
должна быть равна расходу масла в
радиаторе:
Qp = Ф/(рсД0,
268
14. Использование/гидропередач в мобильных машинах
Рис. 14.8. Схема ходоуменьшителя трактора
где Ф — поток теплоты, выделяемой
узлами и агрегатами трансмиссии, эк-
вивалентный потерям мощности в них;
р, с — соответственно плотность и теп-
лоемкость масла; Д£— разность темпе-
ратур масла на входе и выходе из ра-
диатора: Д£= (12...15) °C.
Для выполнения работ,. требующих
, понижения скоростей движения мо-
бильной машины, необходимо в допол-
нение к коробке переключения пере-
сдач устанавливать ходоуменьшитель.
НАТИ совместно с его Челябинским
филиалом создана оригинальная конст-
рукция ходоуменьшителя с использо-
ванием объемных гидромашин, позво-
ляющих бесступенчато регулировать
скорость движения трактора.
Ходоуменьшитель (рис. 14.8) состо-
ит из следующих основных узлов: дви-
гателя внутреннего сгорания (ДВС),
коробки передач (КП), заднего моста
(ЗА1) и движителя.
Трехзвенный дифференциал 2 уста-
новлен в кинематической цепи транс-
миссии так, что его ведущее звено, на-
пример коронная шестерня /, соедине-
но через главную муфту сцепления с
валом ДВС, ведомое звено 3 — с пер-
вичным валом КП, а промежуточное
звено (солнечная шестерня 4) — с гид-
ромашиной постоянного рабочего объ-
ема (НМ).
Гидросистема ходоуменьшителя
включает бак (Б), распределитель (Р),
две гидромашицы (Н и НМ) и два уп-
равляемых регулятора потока (РП1 и
РП2). Органы управления регуляторов
потока сблокированы с помощью жест-
кой кинематической связи 5 таким об-
разом, что при закрытом одном регу-
ляторе другой регулятор открыт.
При работе гидрообъемный ходо-
уменьшитель обеспечивает движение
трактора в одном из двух диапазонов
скоростей в зависимости от положения
распределителя. В каждом из диапазо-
нов бесступенчатое регулирование ско-
рости вращения вала гидромашины
(НМ) и соответственно ведомого звена
3 трехзвенного дифференциала осуще-
ствляется с помощью регуляторов по-
тока рабочей жидкости РП1 и РП2.
С целью более полного удовлетворе-
ния разнообразных и все усложняю-
щихся требований, предъявляемых к
современным тракторным трансмисси-
ям, в СССР и за рубежом широко про-
водятся работы по созданию гидрообъ-
емных трансмиссий (ГОТ).
Основными элементами ГОТ явля-
ются насос, преобразующий механиче-
скую энергию двигателя внутреннего
сгорания в энергию потока рабочей
жидкости, и гидромотор, обеспечиваю-
щий обратное преобразование энергии
потока жидкости в механическую энер-
гию.
Благодаря ГОТ обеспечиваются сле-
дующие достоинства трактора: бессту-
пенчатое регулирование скорости и
плавность передачи крутящего момен-
14.3. Гидропередачи в трансмиссиях современных тракторов
269
та к ведущим колесам; реверсирование
движения; . возможность автоматиза-
ции выбора оптимального режима ра-
боты трактора; простота конструкции
и легкость обслуживания; сокращение
количества агрегатов трансмиссии и
облегчение компоновки агрегатов и
узлов; достаточно высокая надежность.
Основными недостатками ГОТ оста-
ются пока меньший, чем у механиче-
ских трансмиссий, КПД, . необходи-
мость изготовления деталей трансмис-
сии с высокой точностью.
ГОТ могут быть открытого и закры-
того типа. Для трансмиссии открытого
типа характерно отсутствие обратной
гидравлической связи между насосом
и мотором. Рабочая жидкость из бака
через всасывающую магистраль посту-
пает в насос, затем под давлением по-
дается в гидромотор, откуда возвра-
щается в бак. Наиболее часто на трак-
торах используют ГОТ закрытого ти-
па. В зависимости от количества гид-
ромашин различают двух-, трех-, четы-
рехмашинные ГОТ и т. д.
Двухмашинные гидрообъемные
трансмиссии выполняются моноблоч-
ными и раздельно-агрегатными. Моно-
блочные двухмашинные ГОТ устанав-
ливают непосредственно за двигателем
трактора вместо муфты сцепления и
коробки передач, остальные механиз-
мы сохраняют без изменения. Эта схе-
ма удобна тем, что переход на трактор
с ГОТ возможен без существенных
переделок базовой модели.
Примером моноблочной тракторной
трансмиссии может служить ГОТ
трактора «Фармол 656» (рис. 14.9).
Вал 8 гидромотора через двухступен-
чатый шестеренный редуктор связан с
ведущей шестерней главной передачи,
а вал 3 гидронасоса — с двигателем.
Гидронасос 1 и гидромотор 6, соеди-
ненные гидролиниями 5, идентичны по
конструкции, но имеют разные рабочие
объемы: гидронасос — 69,8 см3, гидро-
мотор — 118,6 см3. Угол наклона шай-
бы 2 насоса может изменяться от 0 до
18° (в обе стороны от нейтрального
положения), чем обеспечивается рабо-
та трактора на прямом ходу и при ре-
версивном движении. Угол наклона
шайбы 9 гидромотора также может
изменяться от 9 до 18°. При минималь-
ном угле наклона  шайбы мотора , и
максимальном угле наклона шайбы на-
соса обеспечивается скорость трактора
до 32 км/ч. Поворот шайб осущест-
вляется двумя гидроцилиндрами 4 и 7.
Подпитка производится двухступенча-
тым шестеренным насосом о приводом
от ведущего вала. Клапан гидролинии
подпитки отрегулирован на давление
1,4 МПа. Трансмиссия рассчитана на
работу при давлениях рабочей жид-
кости до 40 МПа.
Схема самоходного шасси, изготов-
ленного на Харьковском заводе трак-
торных самоходных шасси, с встроен-
ными в ведущие колеса гидромотора-
ми постоянного рабочего объема пока-
зана на рис. 14.10. Два гидронасоса
Н1 и Н2 имеют привод от двигателя
внутреннего сгорания через кониче-
скую зубчатую передачу и подают ра-
бочую жидкость по трубопроводам под
давлением в гидромоторы Ml и М2.
Из гидромоторов рабочая жидкость
направляется в гидролинию низкого
давления. Для компенсации утечек ра-
бочей жидкости предусмотрена уста-
новка шестеренного насоса подпитки
НЗ и применена система обратных кла-
панов КО1...КО4, обеспечивающих сме-
ну гидролиний при реверсивном дви-
жении трактора.
В гидротрансмиссии установлены не-
обходимые перепускные и предохрани-
тельные клапаны, система фильтров Ф
и резервуар для охлаждения рабочей
270
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
Рис. 14.9. Схема гидрообъемной трансмиссии трактора «Фармол 656»
жидкости. В этот резервуар поступают
утечки жидкости из гидроагрегатов.
Распределительное устройство, пред-
ставляющее собой совокупность золот-
циков, клапанов и трубопроводов, обес-
печивает работу трактора в четырех
режимах: буксировки трактора (пра-
вое положение золотника Р1)\ блоки-
ровки (левое положение золотника Р1
и нижнее положение золотника Р2);
последовательного соединения гидро-
моторов (среднее положение золотни-
ка Р1 и верхнее положение золотника
Р2); параллельного соединения гидро-
моторов (нижнее положение золотни-
ка Р1 и среднее золотника Р2).
С помощью дифференциального кла-
пана КД в напорных магистралях гид-
ромоторов при включении их последо-
вательно поддерживается давление в
отношении 1 : 2. При движении само-
ходного шасси задним ходом переклю-
чение трубопроводов, связанных с кла-
паном КД, осуществляется с помощью
золотника реверса РЗ.
Как видно из приведенных схем, в
гидрообъемных трансмиссиях регули-
рование скорости движения мобильной
машины может осуществляться за счет
изменения рабочего объема насоса,
одновременно насоса и мотора или
только мотора. Наибольшее распрост-
ранение получил первый способ регу-
лирования.
Для установки непосредственно в ве-
дущие колеса необходимо использовать
высокомоментные низкооборотные гид-
ромоторы. Преимуществом их являет-
ся отсутствие механических передач и,
следовательно, уменьшение габаритов.
Однако наибольшее распространение
получили быстроходные низкомомент-
ные гидромоторы вследствие возмож-
ности простой замены механической
коробки передач объемной гидротранс-
миссией моноблочного исполнения.
14.3. Гидропередачи в трансмиссиях современных тракторов
271
Рис. 14.10. Принципиальная схема самоходного шасси Ш104М
При проектировании гидрообъемной
бесступенчатой трансмиссии трактора
необходимо обосновать основные пара-
метры гидромашин: рабочие объемы
насоса и мотора, их подачу и расход
рабочей жидкости.
Исходными данными для расчета яв-
ляются:.тип и тяговый класс, трактора;
назначение и область его применения;
диапазон рабочих скоростей и макси-
мальная транспортная скорость; схема
трансмиссии; максимальный перепад
давления рабочей жидкости в транс-
миссии.
Максимальный крутящий момент на
валу гидромотора должен обеспечить
тяговые свойства трактора в соответ-
ствии с его сцепными качествами:
Л^мтах фбСц/" к/(^рЛр),
где <р'—коэффициент сцепления ходо-
вых органов трактора с почвой; бц—
сцепной вес трактора; гк — радиус его
ведущих колес; иР, г)р — соответствен-
но передаточное число и КПД редук-
тора, установленного между ведущим
колесом трактора и гидромбтором.
Рабочий объем гидромотора
Ком = 2пМмшах/( А Ртах'Пгм. м) >
где Аршах — максимальный перепад(
давления рабочей жидкости в гидро-
моторе: ДРтах=Ртах—Рвых> Ртахма-
ксимальное давление нагнетания (25...
40 МПа); рВых — давление рабочей
жидкости на выходе из гидромотара
(0,15...1 МПа); т)гм.м — гидромехани-
ческий КПД гидромотора.
Максимальный рабочий объем насо-
са должен быть таким, чтобы при пол-
ной подаче насосного агрегата и мини-
мальном суммарном рабочем объеме
гидромотора Км min обеспечивалась
наибольшая транспортная скорость
трактора у max:
у __ ymaxK«niin“p
гнсонг к'По. нПо. м ’
272
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
zs — количество насосов; сон — уг-
ловая скорость вращения вала гидро-
насоса; г]о. н, т)о. м — объемный КПД
соответственно насоса и мотора.
14.4.	Гидравлические системы отбора
мощности тракторов
Для привода активных рабочих ор-
ганов на современных тракторах при-
меняются системы отбора мощности,
которые обеспечивают передачу мощ-
ности от тракторного двигателя непо-
средственно рабочим органам. По ме-
ре роста энергонасыщенности тракто-
ров и увеличения числа активных ра-
бочих органов значимость систем
отбора мощности будет возрастать
[41].
В последнее время все шире приме-
няются гидравлические системы отбо-
ра мощности (ГСОМ). Правильный
выбор типа, схемы и параметров
ГСОМ и рациональная увязка их с
параметрами и компоновочной схемой
трактора во многом могут определять
эффективность тракторных агрегатов.
Структурные схемы ГСОМ, приме-
няемых на современных тракторах,
показаны на рис. 14.11. Гидравличе-
ский привод гидромоторов М, Ml, М2
агрегатируемых машин может осу-
ществляться от насосов Н, Hl, Н2 с
механическим приводом от заднего
(рис. 14.11, а, б) или бокового (рис.
14.11, в) вала отбора мощности (ВОМ).
Насос Н2 иногда устанавливается на
агрегатируемой машине (рис. 14.11, а)
вместе со специальной емкостью Б2
(рис. 14.11, а, б), но чаще на тракто-
ре, причем используется гидробак Б
навесной системы (рис. 14.11, в).
Источниками энергии в большинст-
ве тракторов являются насосы посто-
янного рабочего объема, которые с
помощью многозолотниковых распре-
делителей (Р) используются как для
управления навесной системой, так и
для привода рабочих органов агрега-
тируемых машин (рис. 14.11, г). Одна-
ко такие гидросистемы не в полной
мере отвечают требованиям потреби-
телей, так как не обеспечивают развет-
вления потоков мощности и имеют
низкий КПД при использовании регу-
лятора расхода. Секционные насосы
обеспечивают отбор к агрегатируемым
машинам двух независимых потоков
мощности (рис. 14.11,6). Особенностью
системы ГСОМ, показанной на рис.
14.11, е, является то, что поток рабо-
чей жидкости от насоса Н2 коробки
передач, кроме управления фрикцион-
ными элементами, может быть исполь-
зован совместно с потоком от насоса
Н1 гидронавесной системы для приво-
да рабочих органов агрегатируемых
машин. Суммирование потоков двух
насосов обеспечивается переключени-
ем клапана К в положение «внешняя
система».
Применение в рассмотренных гидро-
системах насосов постоянного рабочего
объема имеет как преимущества (отно-
сительно небольшая стоимость насосов,
простота распределительных устройств,
долговечность и высокий КПД при
работе на одного внешнего потребите-
ля с постоянным расходом), так и не-
достатки. К последним относится то,
что получение Двух и более независи-
мых мощностных и скоростных пото-
ков возможно только способом дрос-
сельного регулирования, что приводит
к значительному снижению КПД си-
стемы и увеличению затрат мощности
на холостом ходу. Поэтому на ряде
моделей тракторов применяют гидро-
системы постоянного давления (рис.
14.11, ж). Принцип действия таких си-
стем основан на автоматическом из-
менении подачи насоса Н1 в случае
14.4. Гидравлические системы отбора мощности тракторов
273
Рис. 14.11. Структурные схемы гидравлических систем отбора мощности
изменения давления в напорной гид-
ролинии. Скоростной режим внеш-
них потребителей (Ml и М2) поддер-
живается в требуемых пределах под-
соединением их к гидросистеме трак-
тора через регуляторы потока (PC).
Количество потребителей лимитирует-
ся мощностью гидросистемы. В схеме,
изображенной на рис. 14.11, з, специ-
альное избирательное устройство под-
держивает давление рабочей жидкости
в автоматическом регуляторе подачи
насоса, равное ее давлению в наиболее
нагруженном в данный момент потре-
бителе. Это позволяет повысить КПД
гидросистемы, но приводит к ее конст-
руктивному усложнению. В гидросисте-
ме отбора мощности, показанной на
рис. 14.11, и, установлен насос пере-
менного рабочего объема, от которого
18. Зак. 670
274
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
осуществляется привод гидромотора
заднего вала отбора мощности и гид-
ромотора агрегатируемых машин.
Схема на рис. 14.11, к предусмат-
ривает использование для привода ра-
бочих органов агрегатируемых машин
насосов Н1 и Н2 гидрообъемной транс-
миссии.
Из приведенных структурных схем
ГСОМ видно, что при их создании
определились два основных, принци-
пиально различных направления — ис-
пользование систем с постоянным
расходом рабочей жидкости или си-
стем, питаемых от источников постоян-
ного давления.
Системы с постоянным расходом ра-
бочей жидкости строятся на базе на-
сосов постоянного рабочего объема,
причем питание потребителей, рабо-
тающих на различных скоростных ре-
жимах, осуществляется за счет ис-
пользования нескольких насосов или
делителей потоков. В системах посто-
янного давления используются чаще
Всего йасосы переменного рабочего
объема. В обеих системах неизбежны
потери мощности при недогрузке ис-
полнительных механизмов: в первом
ёлучае — по расходу рабочей жидко-
сти, во втором — по ее давлению.
'. Для системы с несколькими насоса-
ми потери мощности [36]
' .	"н	"п
АР — PniQiii PniQnb
i=l	i=l
где pni — давление, определяемое на-
грузкой i-ro потребителя; QH; — пода-
ча i-ro насоса; Qni — расход рабочей
жидкости в i-м потребителе; пн, —
количество соответственно насосов и
потребителей.
Для системы с делителями потока
рабочей жидкости
пп
АР — Рп mhxQh .2 PniQnb
i= 1
где pnmax — давление рабочей жидко-
сти в наиболее нагруженном потреби-
теле.
Из приведенных выражений следу-
ет, что система с несколькими насоса-
ми энергетически выгодна только в тех
случаях, когда работа потребителей
не связана со значительными измене-
ниями расхода рабочей жидкости. Си-
стема с делителями потока характери-
зуется большими потерями мощности
как при изменении расхода, так и
давления рабочей жидкости на входе
у различных потребителей. Таким об-
разом, системы с постоянным расхо-
дом рабочей жидкости и несколькими
насосами целесообразно применять в
тех случаях, когда не требуется регу-
лирование скорости исполнительных
органов в широких пределах, а об-
ласть применения систем с делителями
потока должна ограничиваться приво-
дами малой мощности.
Примером практической реализа-
ции системы первого вида является
выполненная по схеме на рис. 14.11, д
гидросистема мощных тракторов фир-
мы «Кейс» (рис. 14.12) [36]. В ней
используются три секции (Hl, Н2,
НЗ) шестеренного насоса в сочетании
с делителями потока. Для отбора мощ-
ности установлены распределители Р2
и РЗ с приоритетным включением по
отношению к распределителю Р1 на-
весной системы. Делители потока ДП1
и ДП2 использованы для формирова-
ния потоков рабочей жидкости к при-
водам потребителей малой энергоем-
кости (механизмы трансмиссии и ру-
левого управления).
Для системы с постоянным давле-
нием рабочей жидкости
14.4. Гидравлические системы отбора мощности тракторов
275
Рис. 14.12. Гидравлическая система отбора мощности с источником
постоянного расхода
Рис. 14.13. Гидравлическая система отбора мощности с источником постоянного
давления
18*
276
14. Использование гидропередач в мобильных машинах
пп
~ PsQh ^^PniQnb
i=l
где рн — давление рабочей жидкости
на выходе из насоса.
В указанных системах потери мощ-
ности возрастают с увеличением пере-
пада давления рабочей жидкости на
выходе из насоса и на входе в двига-
тели. В то же время потери мощности
не зависят от расхода рабочей жидко-
сти потребителями, так как разность
Пп ,
QB и SQni является постоянной вели-
i=i
чиной для данной гидросистемы. Оче-
видно, что использование системы по-
стоянного давления выгодно в тех слу-
чаях, когда требуется регулирование
скорости исполнительных органов в
большом диапазоне.
В гидросистеме постоянного давле-
ния мощных тракторов фирмы «Аллис-
Чалмерс» (рис. 14.13) регулирование
подачи рабочей жидкости осуществля-
ется компенсатором, поршень которого
при перемещении изменяет угол на-
клона поршневого блока насоса в за-
висимости от давления жидкости в
системе. Когда рабочая жидкость не
расходуется, насос работает с мини-
мальной ее подачей, необходимой для
работы, потребителей низкого давле-
ния и для компенсации утечек. Пода-
ча рабочей жидкости в первую очередь
к потребителям низкого давления
обеспечивается приоритетным клапа-
ном КП1. При включении потребите-
лей, работающих при высоком ее дав-
лении, компенсатор переводит насос в
режим нагнетания, причем подача и
давление рабочей жидкости устанав-
ливаются в соответствии с условиями
работы исполнительного механизма.
В случае одновременного включения
нескольких потребителей управляю-
щий сигнал будет соответствовать
давлению жидкости в наиболее нагру-
женном потребителе.
Таким образом, для правильного
выбора и расчета насосов ГСОМ необ-
ходимо учитывать тип и схему послед-
них.
15
МОНТАЖ И ЭКСПЛУАТАЦИЯ ОБЪЕМНЫХ
ГИДРОПРИВОДОВ
15.1. Монтаж объемных
гидроприводов
Требования к установке гидроагре-
гатов. Установка гидроагрегатов долж-
на осуществляться обеспечением удоб-
ного доступа к узлам и элементам.
Замена агрегатов не должна вызывать
необходимости демонтажа соседних
узлов и элементов гидропривода.
Гидромашины не должны восприни-
мать нагрузок от веса присоедини-
тельных трубопроводов или усилий,
возникающих вследствие упругой де-
формации последних. Радиальные и
осевые нагрузки от приводного двига-
теля или исполнительного механизма
не допускаются, если это не разреша-
ется руководством по эксплуатации.
Для установки гидромашин необхо-
димо предусматривать промежуточ-
ные опоры. Соединение валов осу-
ществляется с помощью карданной пе-
редачи, зубчатых или упругих муфт.
При использовании упругих муфт не-
соосность валов не должна превышать
0,2 мм, а максимальный угол переко-
са осей валов — 30'. Превышение этих
нормативных значений обусловливает
повышенный шум и вибрации в про-
цессе работы гидромашины, интен-
сивное изнашивание подшипников, вы-
ход из строя уплотнительных узлов
вала.
Во всасывающей линии насосов
должен обеспечиваться необходимый
подпор рабочей жидкости, который
указывают в сопроводительной техни-
ческой документации на гидромашину.
Диаметр всасывающего трубопровода
должен быть не меньше условного про-
хода всасывающего отверстия насоса;
не допускается уменьшение диаметра
всасывающего трубопровода в месте
присоединения всасывающего фильтра.
Скорость течения рабочей жидкости
во всасывающем трубопроводе не
должна превышать 1,2 м/с. Всасываю- '
щие трубопроводы следует проекти-
ровать с минимально возможными
местными сопротивлениями, так как
при всасывании может создаваться
вакуум. Допустимое разрежение при
всасывании указывается в технической
документации. Его среднее значение—
0,02...0,025 МПа. При использовании в
качестве всасывающих трубопроводов
гибких резиновых рукавов необходимо
помнить, что запуск гидропередачи в
холодное время при высокой вязкости
рабочей жидкости, когда разрежение
достигает 0,06...0,07 МПа, может со-
провождаться сжатием трубопровода
и уменьшением площади проходного
сечения. Уменьшение площади про-
ходного сечения не должно превышать
25% при максимальном разрежении.
Сливной трубопровод в гидроприво-
дах с разомкнутой циркуляцией рабо-,
чей жидкости, а также насосах под-
питки должен иметь размеры, обеспе-
чивающие перемещения жидкости
(масла) в нем со скоростью, не пре-
вышающей скорость ее движения во
всасывающем трубопроводе. В против-
ном случае при сливе в гидробаке
образуется масляная эмульсия (смесь
масла и воздуха). Сливная труба
278
15. Монтаж и эксплуатация объемных гидроприводов
должна погружаться в масло, иметь
Скос под углом 45°; минимальное рас-
стояние от дна гидробака до трубы
должно составлять 2,5 наружного диа-
метра сливной трубы.
В закрытых гидропередачах корпу-
са должны быть постоянно заполнены
рабочей жидкостью. Установку гидро-
машин необходимо проводить таким
образом, чтобы дренажные отверстия
занимали верхнее положение для ис-
ключения образования камер, запол-
ненных воздухом. Если по условиям
монтажа дренажный трубопровод име-
ет значительную протяженность, его
сечение увеличивается во избежание
повышения давления в корпусе гидро-
машины. В противном случае воз-
можно выдавливание уплотнений ва-
ла. Давление внутри корпуса гидро-
машины. как правило, не должно
превышать 0,02...0,03 МПа.
Дренажный трубопровод погружа-
ется в рабочую жидкость в гидробаке,
что позволяет избегать эффекта сифо-
нирования, приводящего к выдавлива-
нию масла из корпусов гидромашин
воздухом.
В гидропередачах ГСТ-90 (рис. 15.1),
применяемых в приводах ведущих ко-
лес мобильных машин, для охлажде-
ния корпусов через, дренажную систе-
му осуществляется прокачка рабочей
жидкости. Давление в корпусах не
должно превышать 0,12...0,2 МПа.
Соединение гидроагрегатов мобиль-
ных машин осуществляется с помощью
резинометаллических рукавов или
стальных трубопроводов с эластичны-
ми компенсаторами. Основные требо-
вания к монтажу гибких рукавов сле-
дующие: рукав должен свободно
висеть и не перегибаться в месте задел-
ки; резкие изгибы и скручивание ру-
кава не допускаются; необходимо
учитывать возможную усадку рукавов
при эксплуатации (до 5% от общей
длины); при работе не должно быть
трения рукавов одного о другой и о
детали конструкции; длина прямого
участка рукава около присоединитель-
ной арматуры — не менее шести на-
ружных его диаметров.
Трубопроводы жестко закрепляют-
ся во избежание утечек рабочей жид-
кости в местах соединения труб. Крон-
штейны для крепления труб устанав-
ливают на расстоянии не более 1,5 м
на прямых участках трубопровода, а
при изгибах и у соединений — с двух
сторон.
В самой высокой точке трубопрово-
да должно находиться устройство для
удаления воздуха.
Сборка и установка гидроагрегатов.
Монтаж объемного гидропривода не-
обходимо начинать с проверки нали-
чия всех комплектующих узлов и де-
талей. Убедившись в их исправности,
приступают к монтажу гидроагрега-
тов, гидромашин, гидроаппаратуры,
соединительных трубопроводов и кон-
трольно-измерительных приборов. За-
тем монтируют системы управления,
охлаждения и т. п. Перед установкой
может быть проведен входной конт-
роль гидрооборудования в объеме,
предусматриваемом приемо-сдаточны-
ми испытаниями. Все отверстия для
подвода и отвода рабочей жидкости
должны быть закрыты соответствую-
щими заглушками. Трубопроводы
тщательно очищаются, а их внутрен-
ние поверхности протравливаются.
Затем трубы промываются в специ-
альных промывочных ваннах, просу-
шиваются сжатым воздухом и закупо-
риваются до установки на машину.
Перед монтажом трубопроводы долж-
ны быть испытаны на давление, пре-
вышающее максимальное рабочее в
2 раза.
15.1. Монтаж объемных гидроприводов
279
27	26 25	24	25
Рис. 15.1. Объемная полнопоточная гидропередача ГСТ-90 для трансмиссий мобильных машин:
/—наклонный диск регулируемого насоса; 2—вал насоса; 3—регулируемый аксиально-поршневой насос НП-90;
4—рычаг кинематической обратной связи гидромеханического усилителя регулирования подачи насоса;
5—рычаг управления подачей насоса; 6—распределитель гидроусилителя управления подачей насоса; 7—гид-
ролиния от вспомогательного насоса к гидроусилителю; 5—обратные клапаны; 9—предохранительный кла-
пан вспомогательной гидросистемы низкого давления; /0—вспомогательный (подпиточный) насос; 11, 21—
гидролинии от насоса высокого давления к гидромотору; 12—переливной клапан; 13—челночный распреде-
литель; 14, 15—предохранительные клапаны контура гидропередачи; 16—дренажная гидролиния; /7—акси-
ально-поршневой нерегулируемый реверсивный гидромотор МП-90; 18—вал гидромотора; 19—опорная плита;
20—блок цилиндров; 22—клапанная коробка; 23—фильтр; 24—вакуумметр; 25—гидробак; 26—теплообменник;
27—гидроцилиндр усилителя
Особое внимание при сборке гидро-
приводов и гидрооборудования следу-
ет уделять правильному монтажу
уплотнительных устройств. На поверх-
ностях деталей, сопрягаемых с уплот-
нением, не допускаются риски, забои-
ны, сколы, заусенцы и другие дефек-
ты. Размеры и чистота сопряженных
поверхностей должны соответствовать
требованиям нормативно-технической
документации.
Перед установкой уплотнение, а так-
же поверхности деталей, сопрягаемых
с уплотнением, протирают безворсо-
вым тампоном, смоченным в бензине.
Затем их сушат при комнатной темпе-
ратуре до полного испарения бензина
и смазывают рабочей жидкостью или
смазочным материалом, инертным к
материалу уплотнений.
Не допускаются перекос уплотни-
тельного узла, чрезмерное растяже-
ние, скручивание и механическое
повреждение уплотнений. В случае от-
сутствия заходных фасок на уплотняе-
мых деталях или при монтаже уплот-
нений на детали, имеющей неровно-
сти и ступенчатую форму, применяют
специальные монтажные оправки.
Монтаж и демонтаж узлов и элемен-
тов объемного гидропривода прово-
дятся в соответствии с инструкцией по
его эксплуатации.
Заправка гидросистемы рабочей
жидкостью. По окончании монтажных
работ в гидросистему заливают рабо-
280
15. Монтаж и эксплуатация объемных гидроприводов
чую жидкость требуемой марки и в
нужном объеме. Содержание воды в
ней не допускается. Очистка от меха-
нических примесей проводится на
установке СОГ-903А. Рабочая жид-
кость фильтруется. Тонкость фильтра-
ции не должна быть больше той, ко-
торая обеспечивается самым «тонким»
фильтром, установленным в гидроси-
стеме.
Надежность гидропривода в эксплу-
атации находится в прямой зависимо-
сти от чистоты рабочей жидкости, по-
этому при заправке необходимо предо-
хранять масло от загрязнений на
различных технологических этапах. За-
правку необходимо проводить запра-
вочными станциями с ручным или
механизированным приводом. Преиму-
ществами заправочных станций явля-
ется наличие резервуара, предохра-
няющего масло от загрязнения в про-
цессе транспортирования, хранения и
заливки, приемных и напорных филь-
тров тонкой очистки, обеспечивающих
необходимую тонкость фильтрации при
заправке.
Заправку объемного гидропривода
можнб разделить на три этапа. На
первом этапе масло заливается в кор-
пус гидромашины, а воздух удаляется
дренажной системой. Для этого про-
изводится подача рабочей жидкости
через монтажный трубопровод в ниж-
нюю дренажную точку гидропривода.
По мере поступления рабочей жидко-
сти воздух через верхнюю дренажную
точку вытесняется в гидробак. На
втором этапе осуществляется заливка
рабочей жидкости в гидробак до верх-
него уровня, на третьем этапе заправ-
ляется гидросистема. При этом про-
водятся пробные пуски объемного
гидропривода на холостых режимах
при минимальной частоте вращения
приводного вала. Пробные пуски гид-
росистем мобильных машин произво-
дят с перерывами в течение 15 с при
помощи стартера. Контроль за запол-
нением гидросистемы рабочей жидко-
стью осуществляется по понижению
ее уровня в гидробаке. После запол-
нения гидросистемы приводной двига-
тель запускается на холостых режи-
мах в течение 3...5 мин, после чего
производится ее дозаправка до нуж-
ного уровня рабочей жидкости по мет-
ке в гидробаке.
15.2. Эксплуатация объемных
гидроприводов
Общие положения. Эксплуатация
объемных гидроприводов осуществля-
ется в различных климатических усло-
виях, при разных режимах работы
мобильных машин. Поэтому требова-
ния по эксплуатации зависят от усло-
вий работы, конструктивного выполне-
ния Гидропривода, его функциональ-
ного Назначения и оговариваются в
соответствующей инструкции.
~ЙижЬ основные требования по экс-
плуатации объемного гидропривода
будут рассмотрены на примере гидро-
передачи ГСТ-90 производства Киро-
воградского завода «Гидросила». Этот
привод, осуществляемый на базе
аксиально-поршневых гидромашин,
включает пять основных агрегатов’
соединенных гидролиниями высокого
и низкого давления: регулируемый на-
сос с сервоклапаном управления и
шестеренным насосом подпитки; не-
регулируемый гидромотор с клапан-
ной коробкой; гидробак; фильтр; теп-
лообменник.
Ввод в эксплуатацию. После вы-
полнения операций по монтажу и за-
правке гидросистемы рабочей жидко-
стью производится проверка режимов
15.2. Эксплуатация объемных гидроприводов
281
его функционирования в следующем
порядке.
1.	Манометр с диапазоном измере-
ния до 5 МПа устанавливается в гид-
ролинию подпитки (в насосе преду-
смотрено монтажное отверстие, закры-
тое заглушкой). Тяга отсоединяется
от рычага управления насосом. Запу-
скается приводной двигатель и уста-
навливается частота вращения вала
насоса 16,7 с-1. Манометр должен по-
казывать давление подпитки рабочей
жидкости 1,17...1,47 МПа. В случае,
если давление подпитки снизится и
станет меньше 0,69 МПа, необходимо
выключить приводной двигатель, най-
ти неисправность и устранить ее.
2.	Запускается приводной двигатель
и устанавливается частота вращения
его вала 25...33,3 с-1. В данном слу-
чае давление подпитки рабочей жид-
кости должно составлять 1,47...
1,63 МПа. Регулирующий рычаг мед-
ленно перемещается вперед-назад.
При нормальном функционировании
насоса давление жидкости понижает-
ся до 0,98...1,27 МПа. Создается на-
грузка на валу гидромотора. При
этом давление подпитки рабочей жид-
кости должно оставаться в прежних
пределах.
3.	Проверяется плотность всех со-
единений. Отключается приводной дви-
гатель и демонтируется манометр.
После установки заглушки проверяет-
ся уровень масла в гидробаке. При
необходимости производится его доза-
ливка рабочей жидкостью.
Указания по обслуживанию. Вса-
сывающий масляный фильтр монти-
руется в заправочной цепи между гид-
робаком и насосом подпитки. Срок
замены фильтрующих элементов уста-
навливает завод-изготовитель. В экс-
плуатационных условиях при очень
высокой запыленности воздуха перио-
дичность его замены возрастает. Раз-
режение на входе в насос с новым
фильтром при температуре эксплуата-
ции 50 °C не должно превышать
0,009...0,0147 МПа. С понижением тем-
пературы рабочей жидкости разреже-
ние возрастает, но оно не должно пре-
вышать 0,0149 МПа. При повышении
разрежения до 0,025 МПа и эксплуа-
тационной температуре 50 °C необхо-
димо заменять фильтрующие эле-
менты.
Замена рабочей жидкости в нор-
мальных эксплуатационных условиях
проводится через интервалы времени,
указанные в инструкции по эксплуа-
тации. Они назначаются исходя из
условия сохранения химико-физиче-
ских свойств рабочей жидкости в оп-
ределенных пределах. Замена ее про-
водится при рабочей температуре, при
этом необходимо удалить появивший-
ся осадок в гидробаке.
При эксплуатации гидромашин в
пыльной среде интервалы замены ра-
бочей жидкости сокращаются. Поэто-
му после 500 ч эксплуатации необхо-
димо проводить испытания рабочей
жидкости (масла). Для этого берут,
пробу масла (приблизительно 0,5 дм3)
у дна гидробака. При необходимости
масло заменяется . или производится
его очистка.
В процессе эксплуатации необходи-
мо: регулярно контролировать герме-
тичность соединений (негерметичные
соединения и стыки подтягивать);
ежедневно проверять уровень масла в
гидробаке; регулярно очищать от за-
грязнений и пыли сапун и поверхность
радиатора. Рекомендации по устране-
нию возможных неисправностей даны
в табл. 15.1.
282
15. Монтаж и эксплуатация объемных гидроприводов
Табл. 15.1. Возможные неисправности в агрегатах гидроприводов,
методы их обнаружения и устранения
Диагностический признак неисправности	Причина неисправности	Метод устранения неисправности
1	2	3
1. Гидропередача не работает ни в одном направлении
1.1.	Снижение уровня масла
в гидробаке.
1.2.	При перемещении педали
рычаг управления не поворачи-
вается
1.3.	?Вал насоса не вращается
1.4.	Вакуумметр показывает
максимально допустимое разре-
жение на всасывании. Давление
подпитки ниже 0,784 МПа
1.5.	Вакуумметр показывает
минимально допустимое разре-
жение на всасывании. Давле-
ние подпитки ниже 0,784 МПа
1.6.	Вакуумметр показывает
нулевое или минимально допус-
тимое разрежение. Давление на-
полнения ниже 0,784 МПа
1.7.	Давление подпитки ниже
0,784 МПа
1.8.	Давление подпитки в
нулевом положении рычага
управления нормальное (1,17...
...1,47 МПа), при перемещении
рычага — ниже 0,784 МПа.
Давление подпитки при пере-
мещении рычага неустойчивое и
падает до нуля
1.9.	Давление подпитки в ну-
левом положении рычага управ-
ления нормальное, при переме-
щении рычага снижается до
0,98... 1,27 МПа
1.10.	Давление подпитки не-
устойчивое или нулевое.
• Максимальное давление в
гидропередаче не создается.
В гидробаке и на фильтре
имеются латунные частицы и
осколки.
В передаче имеются утечки
масла
Повреждение тяги от педали
управления к регулирующему
рычагу насоса
Повреждение соединения вала
приводного двигателя с' валом
насоса
Засорение фильтра или вса-
сывающего трубопровода
Засорение трубопровода от
фильтра к насосу
Срезан вал насоса подпитки
Не закрыт предохранительный
клапан в насосе подпитки
Не закрыт клапан в цепи на-
полнения гидромотора
Имеются дефекты обратных
клапанов в цепи наполнения
Внутреннее повреждение на-
соса или гидромотора
Найти места утечек масла;
долить масло в гидробак
Проверить соединения тяг
Проверить соединение валов
Прочистить трубопровод и за-
менить фильтр
Прочистить трубопровод
Заменить насос подпитки
Удалить загрязнения с кла-
пана.
При повреждениях предохра-
нительного клапана или его сед-
ла заменить насос подпитки
Заменить клапан в цепи на-
полнения гидромотора
Демонтировать и проверить
обратные клапаны в цепи напол-
нения.
При отсутствии или повреж-
дении конуса или шарика заме-
нить клапан
Заменить гидропередачу
15.2. Эксплуатация объемных гидроприводов
283
Продолжение
1	2	3
Повышенная шумность рабо- ты гидропередачи 2.	Г ид рот 2.1.	Рычаг управления насо- сом отклоняется только в одну сторону от нулевого положе- ния 2.2.	При отклонении рычага управления вал гидромотора не вращается под нагрузкой (не создается давления в тру- бопроводе подачи рабочей жид- кости от насоса к гидромотору) 2.3.	При отсоединенной тяге рычаг не имеет свободного хо- да в обе стороны от нулевого положения	>редача работает только в одно/ Неисправности в приводной тяге к рычагу управления на- сосом Не закрывается предохрани- тельный клапан в магистрали высокого давления Неисправен обратный клапан в системе подпитки Неисправен гидрораспредели- тель управления насосом	к направлении Правильно установить регу- лировочный упор Предохранительные клапаны поменять местами. Если пере- дача работает в обратном на- правлении, заклиненный кла- пан разобрать, прочистить и испытать См. п. 1.9 Установить стопорное кольцо золотника в нужное положение или заменить распределитель
3. Не устанавливается нулевое положение рычага управления
3.1. При отсоединенной тяге	Повреждена передвижная	Отрегулировать или заме-
рычаг возвращается в нулевое положение 3.2. При отсоединенной тяге не устанавливается нулевое по- ложение рычага	тяга Неисправен гидрораспреде- литель управления насосом	нить тягу Заменить сервоклапан
	4. Перегрев гидропередачи	
4.1.	Низкий уровень масла в гидробаке 4.2.	Визуальная оценка рабо- ты теплообменника 4.3.	Вакуумметр показывает разрежение выше допустимого (0,025 МПа) 4.4.	Испытание на стенде по- казывает наличие утечек масла через клапаны 4.5.	См. п. 1.10	Засорение теплообменника Засорены масляный фильтр или всасывающий трубопровод Неисправен предохранитель- ный клапан высокого давления Внутреннее повреждение на- соса или гидромотора	Дозаправить систему мас- лом Прочистить охлаждающие по- верхности теплообменника Заменить фильтр,, прочистить или заменить трубопровод Клапан прочистить и после испытания установить в нужное положение См. п. 1.10
5. Повышенный шум при работе гидропередачи
5.1. Низкий уровень масла и Во всасывающую линию наличие пены в гидробаке	между гидробаком и насосом подпитки поступает воздух 5.2. См. п. 1.10	См. п. 1.10	Дозаправить систему маслом. Проверить все соединения на всасывающей линии, при необ- ходимости заменить уплотне- ния См. п. 1.10
284
15. Монтаж и эксплуатация объемных гидроприводов
Окончание		
1	1	2	3
6. Медленный выход насоса на максимальную подачу
См. п. 5.1
См. п. 1.4—1.9
6.1.	См. п. 5.1
6.2.	Низкое давление под-
питки
6.3.	Увеличенная продолжи-
тельность перемещения наклон-
ного диска на полный угол
6.4.	См. п. 1.10
Засорено сопло гидрораспре-
делителя
См‘. п. 1.10
См. п. 5.1
См. п. 1.4—1.9
Демонтировать насос под-
питки, продуть каналы между
насосом подпитки и распреде-
лителем
См. п. 1.10
15.3. Эксплуатация объемных
гидроприводов в условиях
низких температур
Г и др ооборудов ание, пр едн азн ачен -
ное для эксплуатации в районах с
холодным климатом, изготавливается
в соответствующем исполнении со-
гласно ГОСТ 15150—69, Нижнее до-
пустимое значение температуры воз-
духа составляет —60 °C.
Эксплуатационная надежность гид-
ропривода обеспечивается за счет
комплекса дополнительных мер, кото-
рые осуществляются при изготовле-
нии, установке и эксплуатации узлов
и элементов;
применения соответствующих кон-
струкционных материалов (сталей) и
их дополнительной термообработки
для повышения прочности и износо-
стойкости деталей;
повышения чистоты обработки ос-
новных деталей, рационального выбо-
ра допусков и посадок, уменьшения
концентрации напряжений;
предотвращения хрупкого разруше-
ния сварных узлов и соединений пу-
тем совершенствования методов их
конструирования и технологии изго-
товления;
использования для уплотнительных
элементов соответствующих резин;
применения рабочих жидкостей, со-
храняющих необходимые рабочие
свойства при низких температурах;
снижения потерь давления рабочей
жидкости в гидролиниях всасывания,
нагнетания и дренажа;
использования устройств для под-
готовки и подогрева рабочей жидко-
сти перед началом запуска;
выбора оптимальных режимов запу-
ска гидропривода.
Необходимо обеспечивать принуди-
тельную подпитку насоса или уста-
навливать его непосредственно в
гидробаке. Рекомендуется также уста-
навливать цасосы так, чтобы всасы-
вающее отверстие насоса было распо-
ложено ниже наименьшего уровня
масла в гидробаке не менее чем на
500 мм. При работе в режиме само-
всасывания рабочей жидкости всасы-
вающую гидролинию следует делать
как можно короче; запрещается по-
мещать в ней фильтры и другие эле-
менты, способствующие увеличению
сопротивления проходу рабочей жид-
кости. Необходимо тщательно следить
за герметичностью всасывающего
тракта.
Особое внимание должно уделяться
очистке рабочей жидкости от загряз-
нений. Фильтры рекомендуется уста-
навливать на сливной магистрали.
15.3. Эксплуатация объемных гидроприводов в условиях низких температур
285
Пропускная их способность должна
быть вдвое большей, чем фильтров в
нормальных условиях эксплуатации.
В гидросистеме следует предусматри-
вать перепускные клапаны.
Гидробаки должны иметь отстойни-
ки для сбора воды и устройства для
слива конденсата. Во избежание по-
падания конденсата в гидросистему
гидропривод полностью заполняется
маслом, а для компенсации объемных
изменений жидкости в процессе рабо-
ты привода устанавливаются эластич-
ные компенсаторы. В противном слу-
чае сообщение гидробака с атмосфе-
рой должно осуществляться через
устройства, полностью исключающие
попадание воды в рабочую жидкость.
В гидроприводах, работающих в ус-
ловиях холодного климата, при пуске и
в начальный период работы значитель-
но возрастают потери давления в тру-
бопроводах. При —50...—60 °C потери
давления рабочей жидкости в гидро-
линиях привода могут возрастать в
15...20 раз по сравнению с потерями
давления при +50 °C. Для уменьше-
ния потерь давления в трубопроводах
необходимо обеспечить минимальную
протяженность трубопроводов, сокра-
тить число изгибов, соединений, пере-
ходов и т. п. Допустимая скорость ра-
бочей жидкости во всасывающем тру-
бопроводе— 0,85 м/с, в сливном —
1,4, в нагнетательном при номиналь-
ном давлении 35 МПа — 5 м/с.
Для сокращения времени выхода
на установившийся тепловой режим це-
лесообразно предусматривать теп-
лоизоляцию гидробаков и трубопрово-
дов. С этой же целью в гидроприводах
можно применять устройства для по-
догрева рабочей жидкости в период,
пуска. Рекомендуется это делать в. те-
чение 20...30 мин. В гидравлической
системе привода подогрев рабочей
жидкости в период пуска обеспечива-
ется путем пропускания всей подава-
емой насосом рабочей жидкости через,
предохранительный клапан при номи-
нальном рабочем давлении.
Пуск насосов в условиях низких,
температур должен производиться
при постепенном повышении давления
рабочей жидкости до номинального с
выдержкой при давлении 10 МПа а
течение 1...2 мин.
Для облегчения запуска приводно-
го двигателя и во избежание выхода
из строя насоса его привод рекомен-
дуется осуществлять через разъедини-
тельные муфты (желательно фрикцион-
ные). При отсутствии конструктивной
возможности применения разъедини-
тельных муфт необходимо ограничить,
частоту вращения вала при запуске
для аксиально-поршневых гидронасо-
сов до 1000 об/мин, шестеренных —
до 1500 об/мин. В гидроприводах с
замкнутой циркуляцией предусматри-
вается автоматическое ограничение,
мощности насоса.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Комплексная гидрофикация сельско-
хозяйственных, дорожно-строительных,
лесохозяйственных мобильных машин
включает оборудование их гидропри-
водами рабочих органов, гидротранс-
миссиями ходовых систем, гидрообъ-
емными рулевыми механизмами,
следящими гидроприводами автомати-
ческого регулирования пространствен-
ного положения рабочих органов и
режимов работы машины, гидроприво-
дами вспомогательного назначения.
Общие тенденции дальнейшего со-
вершенствования гидроагрегатов сле-
дующие:
расширение диапазонов изменения
основных параметров (в первую оче-
редь давлений и расходов рабочей
жидкости) и увеличение верхнего пре-
дела противодавления;
повышение безотказности й долго-
вечности наиболее ответственных эле-
ментов гидросистем;
применение электрогидравлического
управления и электронных устройств
в приводах;
снижение металлоемкости гидрома-
шин и уровня шума, создаваемого при
работе гидропередач;
универсализация и унификация гид-
роагрегатов.
Повышение КПД гидромашин во
всем диапазоне изменения рабочих па-
раметров дает возможность расши-
рить область их применения. Увеличе-
ние верхнего предела противодавления
в гидроагрегатах позволит использо-
вать их в схемах как параллельного,
так и последовательного включения.
Если ранее существовала тенденция
только к повышению давления рабо-
чей жидкости, то в последнее время
наметился переход к выявлению его
оптимальных значений. Увеличение
давления способствует уменьшению
металлоемкости и улучшению динами-
ческих параметров гидромашин. Од-
нако требования по повышению их
надежности, КПД в области рабочих
режимов без существенных материаль-
ных затрат обусловливают необходи-
мость ограничения максимального
значения давления рабочей жидкости.
Для мощных гидропередач в транс-
миссиях мобильных машин этот пре-
дел составляет 32...40 МПа, а для гид-
росистем рабочего оборудования —
20...25 МПа.
В настоящее время предпочтение от-
дается универсальным конструкциям
гидроагрегатов. Основная цель их
универсализации — существенное со-
кращение номенклатуры и соответст-
венно увеличение серийного выпуска
гидроагрегатов, необходимых для
комплексной гидрофикации мобиль-
ных машин.
Помимо создания многофункцио-
нального гидрооборудования к основ-
ным направлениям его универсализа-
ции относятся модульный метод кон-
струирования, модификация базовых
моделей.
Модульный принцип конструирова-
Заключение
287
ния используется в тех случаях, когда
требуемая совокупность функциональ-
ных свойств гидромашин обеспечива-
ется путем соответствующего набора
многофункциональных модулей (сек-
ций) различного назначения. По тако-
му принципу разрабатываются секци-
онные распределители с различными
системами управления, секционные
насосы и делители потока для много-
поточных гидросистем и др.
Если производство базовой модели
устойчивое, для специфических усло-
вий эксплуатации создаются ее моди-
фикации. Модификация отличается не-
существенным изменением некоторых
деталей, поэтому внедрение ее в про-
изводство значительно облегчается.
Унификация гидроагрегатов необхо-
дима в тех случаях, когда подобие
функциональных требований приводит
к геометрическому подобию конструк-
ций, т. е. единой конструктивной схе-
ме гидроагрегатов всех типоразмеров.
Унификация касается как самих гид-
роагрегатов, так и отдельных их уз-
лов и деталей. Она представляет собой
экономически обоснованное сокраще-
ние числа типоразмеров, при котором
расширяется область применения аг-
регата определенного типоразмера.
Стремление к упрощению и удешев-
лению гидроприводов, к материалоем-
кости, габаритам и точности исполне-
ния управляющего сигнала которых
не предъявляются жесткие требова-
ния, обусловливает широкое исполь-
зование простых шестеренных и пла-
стинчатых гидромашин. Диапазоны
изменения основных параметров (Vo,
Др, М, п) выпускаемых шестеренных и
пластинчатых гидромашин в значи-
тельной мере перекрываются. Пла-
стинчатые гйдромашины характеризу-
ются низким уровнем шума, несколь-
ко большими значениями Vo и Af. Та-
кие гидромашины даже меньших раз-
меров, чем шестеренные, могут рабо-
тать при больших давлениях рабочей
жидкости и скоростях вращения вала.
Однако шестеренные гидромашины
проще по конструкции, менее металло-
емки и значительно дешевле. Поэтому
применение их в мобильных машинах
в качестве насосов . и быстроходных
гидромоторов является оправданным.
Но низкий момент страгивания шесте-
ренного гидромотора обусловливает
необходимость разработки мероприя-
тий по повышению надежности его
работы в пусковых режимах.
Планетарные гидромашины в силу
их малой металлоемкости широко ис-
пользуются в гидравлических руле-
вых системах как насосы-дозаторы и в
качестве высокомоментных гидромото-
ров для привода рабочих органов мо-
бильных машин. Для работы в режи-
мах низких частот вращения и боль-
ших крутящих моментов перспективно
сочетание легких гидромоторов с се-
рийно выпускаемыми планетарными
редукторами.
В мощных и точных гидроприводах
вращательного движения наиболее
широко используются аксиально-порш-
невые гидромашины, которые имеют
малые габариты, работают при высо-
ких давлениях рабочей жидкости, до-
пускают форсирование по давлению,
быстроходны и обладают высоким
КПД. Эти качества указанных гидро-
машин обеспечивают возможность
снижения в них инерционных нагрузок
и работы на высоких скоростях враще-
ния вала при заданной мощности. Ак-
сиально-поршневые гидромашины оп-
ределяют в настоящее время техниче-
ский уровень гидроприводов, и их со-
вершенствование является актуальной
задачей.
Требования к повышению ресурса
288
Заключение
гидромашин и снижению их материа-
лоемкости противоречивы и требуют
компромиссного решения при проек-
тировании машин. Уменьшение габа-
ритов и массы аксиально-поршневых
гидромашин ограничивается по усло-
виям обеспечения необходимой несу-
щей способностью основных элементов
их конструкции. Если для приводов
стационарных машин показатели ме-
таллоемкости не столь существенны,
то для приводов мобильных машин
они так же важны, как и показатели
надежности.
Проблема повышения КПД гидро-
машин на неноминальных режимах
работы еще ждет своего решения.
Снижение шума при работе насо-
сов и изучение возможностей исполь-
зования в них негорючих или трудно-
воспламеняемых рабочих жидкостей
имеет большое значение не только в
техническом аспекте. Решение этих
задач связано с обеспечением безо-
пасности труда.
К числу мероприятий, направлен-
ных на устранение источников возник-
новения шума и вибраций в насосах,
можно отнести:
улучшение («сглаживание») инди-
каторной диаграммы рабочего процес-
са введением дозированных перетечек
рабочей жидкости, вихревых резона-
торов, регулированием фаз распреде-
ления рабочей жидкости и др.;
повышение точности изготовления и
балансировки, качества обработки
движущихся частей;
исключение из конструкции элемен-
тов, создающих повышение шума и
вибрации, использование вместо под-
шипников качения подшипников сколь-
жения.
Возможность работы гидромашин
на негорючих и трудновоспламеняе-
мых рабочих жидкостях обеспечивает-
ся соответствующим подбором мате-
риалов пар трения,в элементах конст-
рукции и широким использованием
гидродинамической разгрузки опор.
До последнего времени для насосов,
работающих на этих жидкостях, зна-
чения номинальных параметров сни-
жались примерно на 25...30%. В пер-
спективе эти ограничения будут сняты,
чему способствует совершенствование
конструкции гидромашин и улучшение
свойств рабочих жидкостей.
Необходимость увеличения произво-
дительности гидрофицированных ма-
шин и улучшение их управляемости
приводит к расширению номенклату-
ры механизмов регулирования насо-
сов (в настоящее время она включает
с различными модификациями до 25
наименований).
В условиях быстрого роста выпуска
гидромашин с различными системами
программного • управления и появле-
ния оборудования с комбинированны-
ми функциями должен по-новому ре-
шаться вопрос о функциональных воз-
можностях их гидравлических систем.
Появление электронных схем управле-
ния, построенных подобно аналого-
вым вычислительным машинам, по-
зволит ограничиваться одним меха-
низмом управления работой насоса.
Широко используются насосы, уком-
плектованные механизмом управления
и набором устройств, включающих
вспомогательный насос для обслужи-
вания гидросистемы и гидравлические
аппараты для защиты и разгрузки
насосов высокого давления (обратные,
предохранительные и разгрузочные
клапаны, блок приемных фильтров с
электросигнализацией о засорении и
др.). Необходимо создание средств
технического диагностирования состоя-
ния насосных агрегатов.
Все вспомогательные элементы уп-
Заключение
289
равления, обслуживания, предупреж-
дения об отклонениях от нормального
режима эксплуатации и другие вы-
полняются в виде отдельных сменных
блоков, упрощающих изготовление и
сборку насосов, а в зависимости от
характера применения — и замену не-
исправных блоков во время эксплуата-
ции.
Аксиально-поршневые, гидромоторы
получили преимущественное распро-
странение в качестве исполнительных
органов в гидроприводах вращатель-
ного движения. Направления их раз-
вития определяются основными требо-
ваниями, предъявляемыми к моторам
в электрогидроприводах:
диапазон изменения частоты вра-
щения — 500... 1000 и более;
минимальная частота вращения —
1...5 мин-1 при полном использовании
диапазона изменения крутящего мо-
мента в незамкнутых схемах дрос-
сельного и объемного регулирования,
до 0,1 мин-1 — в следящем электро-
гидроприводе;
максимальная частота вращения —
500...2000 мин-1;
коэффициент неравномерности ча-
стоты вращения и крутящего момен-
та — не более 20%.
Устойчивая тенденция к повышению
степени гидрофикации машин и меха-
низмов различного назначения об-
условила расширение области исполь-
зования гидроприводов с полной
гидравлической мультипликацией кру-
тящего момента. Достоинства приме-
няемых в таких приводах гидропередач
с радиально-поршневыми гидромото-
рами многократного действия пред-
определяют развитие этих конструк-
ций в направлении увеличения крутя-
щего момента на валу гидромашин и
частоты его вращения. Рост крутяще-
го момента обеспечивается не только
за счет увеличения рабочего объема
гидромашины, но и повышения дав- {
ления рабочей жидкости до 32...
40 МПа.
Актуальным для рассматриваемых
гидромашин является обеспечение их
работы на негорючих или трудновос-
пламеняемых жидкостях.
Увеличение быстроходности ради-
ально-поршневых гидромоторов мно-
гократного действия обусловило рас-
ширение их использования в мобиль-
ных машинах. Поскольку такие
конструкции гидравлически уравнове-
шены, а степень нагруженности их
подшипников невелика, радиально-
поршневые гидромоторы многократно-
го действия встраивают в ступицы
колес с пневматическими шинами.
Расширение применения гидропере-
дач с радиально-поршневыми гидро-
моторами многократного действия в
подъемно-транспортном оборудовании
и в мобильных машинах потребовало
совершенствования свойств этих при-
водов для расширения возможностей .
их регулирования. Созданы регулируе-
мые гидромоторы с дискретно или
бесступенчато изменяемым рабочим
объемом. В настоящее время регули-
руемые гидромоторы составляют поч-
ти 40% всего объема производства
радиально-поршневых гидромоторов
многократного действия.
Перспективно применение радиаль-
но-поршневых гидромоторов много-
кратного действия с шариковыми и
роликовыми поршневыми группами в
гидропередачах с частотой вращения
выходного звена более 200 мин-1 и с
крутящим моментом до 5000 Н-м.
Особенно их преимущества проявля-
ются в гидроприводах при ограниче-
нии специальными требованиями раз-
меров и массы. Рост выпуска гидро-
моторов с шариковыми и роликовыми
19. Зак. 670
290
Заключение
поршневыми группами будет во мно-
гом зависеть от того, насколько при
сохранении относительной простоты
конструкции удастся повысить их энер-
гетические характеристики и улуч-
шить показатели надежности при росте
давления нагнетания до 25...40 МПа.
Ускорению развития гидроприводов
будут способствовать накопление тео-
ретических знаний, расширяющиеся
технологические возможности произ-
водства, совершенствование системы
автоматизированного проектирования,
прогресс в области материаловедения.
ЛИТЕРАТУРА
1.	Аксиально-поршневой регулируемый
гидропривод / В. н. Прокофьев, Ю. А. Дани-
лов, Л. А. Кондаков и др.; Под ред. В. Н. Про-
кофьева.— М.: Машиностроение, 1969.— 496 с.
2.	Алтухов С. М., Румянцев В. А. Мемб-
ранные компрессоры.— М.: Машиностроение,
1967.- 125 с.
3.	Башта Т. М. Объемные насосы и гид-
равлические двигатели гидросистем.— М.: Ма-
шиностроение, 1974.— 606 с.
4.	Беленков Ю. А. Блокировка объемных
гидравлических трансмиссий тракторов и сель-
хозмашин // Тракторы и сельхозмашины.—
1984.—№ 2.—С. 15—16.
5.	Бирюков Б. Н. Роторно-поршневые
гидравлические машины.— М.: Машинострое-
ние, 1972.— 156 с.
6.	Богданович Л. Б. Объемные гидропри-
воды: Вопросы проектирования.— Киев: Техни-
ка, 1971.— 172 с.
7.	Васильченко В. А. Гидравлическое обо-
рудование мобильных машин: Справочник.—
М.: Машиностроение, 1983.— 301 с.
8.	Винтовые компрессорные машины:
Справочник / П. Е. Амосов, Н. И. Бобриков,
А. И. Шварц, А. Л. Верный.— М.: Машино-
строение, 1977.— 223 с.
9.	Винтовые насосы/Д. Ф. Балденко,
М. Г. Бидман, В. Л. Калишевский и др.— М.:
Машиностроение, 1982.— 227 с.
10.	Водяник В. И. Эластичные мембраны.—
М.: Машиностроение, 1974.— 136 с.
11.	Волосов С. С., Марков Б. Н., Педь Е. И.
Основы автоматизации измерений.— М.: Изд-во
стандартов, 1974.— 368 с.
12.	Герц Е. В. Динамика пневматических
систем машин.— М.: Машиностроение, 1985.—
256 с.
13.	Гидравлика, гидромашины и гидро-
приводы/Т. М. Башта, С. С. Руднев, Б. Б. Не-
красов и др.— М.: Машиностроение, 1982.—
423 с.
14.	Докукин А. В., Рогов А. Я., Фейфец
Л. С. Радиально-поршневые гидромоторы
многократного действия.— М.: Машинострое-
ние, 1980.— 287 с.
19*
15.	Дубровский О. Н. Гидроэнергетичес-
кие расчеты судовых силовых гидравлических'
приводов и систем.— Л.: Судостроение, 1974.—'
280 с.
16.	Дурнов Г. И. Насосы, вентиляторы,
компрессоры.— Киев; Одесса: Вища шк.,
1985.—262 с.
17.	Дьячков Б. И. Высокомоментные гид-
ром оторы однократного действия.— М.: Маши-
ностроение, 1980.— 120 с.
18.	Зайченко И. 3. Методы расчета меха-
низмов регулирования подачи пластийчатых
насосов для гидроприводов машин//Вестник
машиностроения.— 1984.—№ 10.— С. 17—2J.,
19.	Зайченко И. 3., Мышлевский Л. М.
Пластинчатые насосы и гидромоторы.— М.:
Машиностроение, 1970.— 231 с.
20.	Зеленский С. Б., Рябков Е. Д., Мике-
ров А. Г. Ротационные пневматические двига-
тели.— Л.: Машиностроение, 1976.— 240 с.
21.	Иринг Ю. Проектирование гидравли-
ческих и пневматических систем: Пер. со сло-
вац.— Л.: Машиностроение, 1983.— 363 с.
22.	Кондаков Л. А. Рабочие жидкости и
уплотнения гидравлических систем.— М.: Ма-
шиностроение, 1982.— 217 с.
23.	Крейслер А. А., Крымский А. Н. Объ-
емные гидромеханические передачи с двумя
дифференциалами//Тр. НАТИ.— М., 1959.—
Вып. 98.— 54 с.'
24.	Лабораторный практикум по гидравли-
ке, гидромашинам и гидроприводу / Под общ.
ред. Я. М. Вильнера.— Мн.: Выш. шк., 1980.—
224 с.
25.	Ловкие 3. В. Гидроприводы сельскохо-
зяйственных машин.— Мн.: Ураджай, 1986.—
215 с.
26.	Любимов Б. А., Флеер Д. Е. Новые на-
правления развития комплексных гидроприво-
дов мобильных машин: Обзор, информ. /
ЦНИИТЭИтракторосельмаш.— М., 1978.— Вып.
8.— С. 39.
27.	Машиностроительный гидропривод /
Л. А. Кондаков, Г. А. Никитин, В. Н. Про-
кофьев и др.; Под ред. В. Н. Прокофьева.—
М.: Машиностроение, 1978.— 495 с.
292
Литература
28.	Метлюк Н. Ф., Автушко В. П. Динами-
ка пневматических и гидравлических приводов
автомобилей.— М.: Машиностроение, 1980.—
231 с.
29.	Моль Р. Гидропневмоавтоматика: Пер.
с франц.— М.: Машиностроение, 1975.— 352 с.
30.	Направления развития конструкций
аксиально-поршневых насосов и гидромоторов:
Обзор, информ. / В. М. Петухов, Л. М. Бель-
ферм ан, А. И. Жерняк, Ю. И. Пеккер //
НИИма'.ш,— М., 1981.— 40 с.
31.	Никитин О. Ф., Холин К. М._ Объемные
гидравлические и пневматические приводы.—
М.: Машиностроение, 1981.— 267 с.
32.	Объемные гидропередачи для тракто-
ров//Тр. НАТИ.— М., 1964.— Вып. 177.— 98 с.
33.	Осипов А. Ф. Объемные гидравлические
машины.— М.: Машиностроение, 1966.— 160 с.
34.	Основы теории и конструирования объ-
емных гидропередач / А. В. Кулагин, Ю. С. Де-
мидов, В. Н. Прокофьев, Л. А. Кондаков.—
М.: Высш, шк., 1967.—400 с.
35.	Пневматические устройства и системы
в машиностроении: Справочник / Е. В. Герц,
А. И. Кудрявцев, О. В. Ложкин и др.— М.:
Машиностроение, 1981.— 408 с.
36.	Развитие конструкций тракторных гид-
росистем. Тракторы и двигатели: Обзор, ин-
форм. // ЦНИИТЭИтракторосельмаш. — М.,
1983.—Вып. 13.—42 с.
37.	Свешников В. К., Усов А. А. Станоч-
ные гидроприводы: Справочник.— М.: Маши-
ностроение, 1982.— 464 с.
38.	Сиделев В. А., Лесючок В. И., Аскери
А. Н. Шестеренные делители потока Ц Строит,
и дорож. машины.— 1983.—№ 7.—С. 7—8.
39.	Скрицкий В. А., Рокшевский В. А.
Эксплуатация промышленных гидроприводов.—
М.: Машиностроение, 1984.— 176 с.
40.	Федяков Е. М., Колтаков В. К., Бог- .
датьев Е. Е. Измерение переменных давле-
ний.— М.: Изд-во стандартов, 1982.— 216 с.
41.	Флеер Д. Е. О применении регулируе-
мых гидромоторов в системах отбора мощно-
сти тракторов//Тр. НАТИ.—М., 1981.—G. 35—
40.
42.	Френкель М. И. Поршневые компрессо-
ры.— Л.: Машиностроение, 1969.— 743 с.
43.	Фрумкис И. В. Насосный агрегат объ-
емной гидротрансмиссии большой мощности//
Тракторы и сельхозмашины.— 1977.— №7.—
С. 3—6.
44.	Цейтлин В. Г. Техника измерения рас-
хода и количества жидкостей, газов и паров.—
М.: Изд-во стандартов, 1981.— 192 с.
45.	Черкасский В. М. Насосы, вентиляторы,
компрессоры.—М.: Энергоатомиздат, 1984.—
416 с.
46.	Черкун В. Е. Ремонт тракторных гид-
равлических систем.— М.: Колос, 1984.—253 с.
47.	Чиняев И. А. Поршневые кривошипные
насосы.— Л.: Машиностроение, 1983.— 176 с.
48.	Юшкин В. В. Основы расчета объем-
ного гидропривода.— Мн.: Выш. шк., 1982.—
91 с.
Приложения
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ И ГИДРОМОТОРОВ
ГИДРОСИСТЕМ МОБИЛЬНЫХ МАШИН
П.1. Шестеренные гидромашины
Шестеренные 'гидромашины предназначены
для гидросистем отбора мощности тракторов,
автомобилей и сельскохозяйственных машин.
Винницкий завод тракторных агрегатов име-
ни XXV съезда КПСС изготавливает насосы
НШ6Т1, НШ6Е-3, НШ10-3, НШ50У-2 и гидро-
моторы ГМШ-10 и ГМШ50У-3; Кировоград-
ский завод «Гидросила» имени XXV съезда
КПСС—насосы НШ32У-2, НШ32А-3, НШ50А-3,
НШ71А-3, НШ100А-3, НШ250-3, НМШ25,
НМШ25Р, НМШ50, НМШ80-1, НМШ125 и
гидромоторы ГМШ32-3, ГМШ50-3 и ГМШ100-3.
Технические характеристики шестеренных
гидромашин приведены в табл. П. 1.1 и П. 1.2.
Табл. П.1.1. Технические
характеристики шестеренных гидромоторов
Показатель	ГМШ10	ГМШ32-3	ГМШ60У-3	ГМШ50-3	ГМШ100-3
Рабочий объем, см3 Рабочее давление, МПа:	12,5	32	49,1	50	100
номинальное	10	16	14	16	16
максимальное Частота вращения вала, мин-1:	12,5	17,5	16	17,5	17,5
номинальная	3780	1500	1500	1500	1500
максимальная	4800	1920	1920	1920	1920
минимальная Крутящий момент, Н*м:	750	500	500	500	500
номинальный страгивания КПД:	13,53	69,79 34,9	93	108,11 54,05	213,85 106,92
полный	0,78	—	0,78	0,8	—
гидромеханический	0,85	0,87	0,85	0,87	0,85
Масса, кг	2,45	6,5	6,19	7,3	16,7
ние, МПа:
номинальное
максимальное
Частота враще-
ния вала, с-1:
номинальная
максимальная
минимальная
Номинальная по-
требляемая мощ-
ность (кВт), не
более
КПД:
объемный
2,5
4
33
42
12
0,6
полный
Масса, кг
16
20
40
40
16
16
20
40
50
16
5,12 7,5
Не Не
14
17,5
16
20
16
20
14
17,5
16
20
16
20
16
20
16
20
1,6
2,5
0,25 1,6
1
2,5
1
1,2
1,6
2,5
32
40
16
32
40
16
32
40
16
32
40
16
32
40
16
25
32
16
25
32
16
25
32
16
25
42
12,5
20
25
15
25
32
20
40
42
12,5
25
32
10
17,9
21
17,6
25,7
26,2
30,53 43,15
106,2
1,25 0,154
2,5
5,6
5,6
0,92...
He
0,92...
He
Не
менее менее менее ...0,98 менее ...0,97 менее ...0,97
0,9 0,85 0,92
—	—	— 0,82...
...0,88
0,92... 0,94... 0,94... 0,94...
,0,98...0,98
Не Не Не
.0,98 менее менее менее
------------------0,85
0,7
2,13 2,3 2,48 5,28
0,92	0,92	0,85 0,85
0,82 0,83... — 0,82... 0,85... 0,85... 0,85... Не Не
...0,87	...0,9 ...0,88 ...0,88 ...0,88 менее менее
0,7 0,7
5,5 6,57 6,19 7,47 16,8 16,8 45,61 5,26 10
6,12
Не
менее
0,85
Не
менее
0,75
8,8
Не
менее
0,85
Не
менее
0,75
8,8
Приложение
295
П.2. Планетарные гидромашины
Планетарные гидромашины (табл. П. 2.1)
предназначены в основном для использования
в качестве гидромоторов для привода рабочих
органов мобильных машин (МГП, ПМЛ, ПМС)
или в качестве насоса-дозатора в объемном
гидравлическом рулевом управлении (ГА-
360 000А).
Табл. П.2.1. Технические характеристики планетарных гидромашин
Показатель	Насос-дозатор ГА-360000А	Гидромоторы					
		МГП-80*	МГП-100*	МГП-125*	МГП- 160*	МГП-200*	ПМЛ-80**
Рабочий объем, см3 Давление, МПа:	120	80,5	100	125,7	159,7	200	81,8
номинальное	1 ,5	16	16	16	16	16	10
максимальное	10	21	21	21	21	21	12,5
Частота вращения вала, с"1: номинальная	1			—	—					4
минимальная	0,1	0,17	0,17	0,17	0,17	0,17	0,15
максимальная	2	13,5	10,8	8,67	1	6,67	5,41	7,5
Крутящий момент, Н-м	3	130	158	199	2-49	300	122
Полный КПД	0,75	0,78	0,78	0,78	0,78	0,78	0,85
Полезная мощность, кВт	—		6	—	—	4,5	2,46
Масса, кг	8	9,8	10,0	10,3	10,7	И ,7	9,1
Продолжение
Показатель	Г идромоторы					
	ПМЛ-100**	ПМЛ-125**	ПМС- 100**	ПМС-125**	ПМС- 160** 		ПМС-200**
Рабочий объем, см3	102	126,3	101,7	127,1	162,7	203,4
Давление, МПа: номинальное	10	10	10	10	10	10
максимальное	12,5	12,5	12,5	12,5	12,5	12,5
Частота вращения вала, с-1: номинальная	3,2	2,5	3,2	3,2	2,5	2,5
минимальная	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15	0,15
максимальная	7	6,5	8	7,5	7	6,5
Крутящий момент, Н-м	151	187	152	188	241	298
Полный КПД	0,85	0,85	0,86	0,86	0,85	0,85
Полезная мощность, кВт	3,04	2,94	3,06	3,78	3,78	4,68
Масса, кг	9,4	9,4	14, 1	14,5	15,1	15,8
* Разработчик — завод «Омскгидропривод».
** Разработчик — Кировоградский завод «Гидросила» имени XXV съезда КПСС.
296
Приложение
П.З. Аксиально-поршневые гидромашины Согласно ТУ22-3444—75, выпускается ряд аксиально-поршневых гидромашин с наклон- ным блоком серии 200, включающей насосы с регулируемой и нерегулируемой подачей и ре- версивные нерегулируемые гидромоторы (табл. П. 3.1). Структура условного обозначения аксиаль- но-поршневых гидромашин следующая. Первые три цифры обозначают конструктивное испол- нение гидромашины: 210 — нерегулируемая однопоточная; 207 — регулируемая однопоточ- ная; 223, 224 — регулируемая двухпоточная. Следующие две цифры (12, 16, 20, 25, 32) — диаметр поршня качающего узла в миллимет- рах. Третья группа цифр (11, 12, 13, 15, 16, 18) обозначает дополнительные признаки кон- струкции (четные числа — насос, нечетные —				мотор и др.). Четвертая группа включает две цифры, которые указывают на конструктивное исполнение вала (20 или 00 — вал со шпонкой, 21 или 01 — вал со шлицами), и букву, обо- значающую модификацию корпуса из алюми- ниевого сплава (А, Б, В). По принципу действия аксиально-поршне- вые насосы и гидромоторы типа 210 относятся к обратимым машинам. Насос правого враще- ния может работать как гидромотор левого вращения. Для использования гидромотора в режиме насоса необходимо дополнительное согласование с заводом-изготовителем. По спе- циальному заказу изготавливаются насосы ле- вого вращения. Регулируемые насосы типа 207 изготовля- ют в различных конструктивных исполнениях. Их технические характеристики приведены в табл. П. 3.1.				
Табл. П.3.1. Технические характеристики аксиально-поршневых гидромашин								
	Типоразмеры гидромашин							
Параметр	210.12	210.12.XX.XXB	210.16	210:16.XX.ХХВ	210.20 207.20 223.20 224.20	210.25	207.25 223.25	I 207.32 210.32
 1	1	1 2	3	'1	1 4	5	6	7	8 1	9
Рабочий объем (см3) гидромашин типов: 207; 210 223; 224 Давление на выходе из насоса, МПа: номинальное максимальное минимальное Давление на входе в насос, МПа: максимальное для насосов типов: 207.XX.11.XXX; 210 207.ХХ.16.ХХХ; 207.ХХ.18.ХХХ; 223; 224 минимальное для насосов типов: 207.XX.il.XXX; 210.XX.il.XXX; 210.ХХ.13.ХХХ; 210.ХХ.15.ХХХ 210.XX. 12.XXX; 210.ХХ.16.ХХХ	11,6 16 32 1,6 0,2 0,07**	11,6 20 32 1,6 0,2 0,07**	28,1 16 32 1,6 0,2 0,07**	28,1 20 32 1 1,6 0,2 0,07**	54,8	107 54,8+54,8 — 20*	20* 32*	32* 1,6	1,6 0,08 0,2	0,2 0,07** 0,07**		107	225 107+107 — 20*	20* 32*	32* 1,6	1,6 0,08 0,08 0,2	0,2 0,07** 0,07**	
Приложение
297
				Продолжение			
1	 1	2 1	3	1 4	5	1 6	|	7	|	8	1 9
207.ХХ.16.ХХХ; 207.XX. 18.XXX 0.08**		6,08**	0,08**	0,08**	0,08**	0,08** 0,08**	0,08**
223; 224 Номинальный пере- пад давления для гид- ромоторов, МПа	16	20	16	20	0,09** 20	0,09** 0,09** ' 20	20	0,09** 20
Давление на входе в гидромотор, МПа: * максимальное	32	32	32	32	32	32	32	32
номинальное	16	20	16	20	20	20	20	20
Давление на выхо- де из гидромотора, МПа: максимальное	1,6	1,6	1,6	1.6	1,6	1,6	1,6	1,6
минимальное Максимальное дав- ление дренажа, МПа	0,1	0,1	0,1	Не регламентируется 0,1	0,08		0,08	0,08
Частота вращения вала, мин’-1: номинальная	2400	2400	1920	1920	1500	1200	960
максимальная: гидромоторов	5000	5000	4000	4000	3150	2500 2500	2000
насосов при мак- симальном дав- лении на входе типов: 207.ХХ.11.ХХХ; 210	5000	5000	4000	4000	3150	2500	2000
207.ХХ.16.ХХХ; 207.ХХ.18.ХХХ; 223; 224 насосов при мини- мальном давле- нии на входе (1,6 МПа) типов: 207.ХХ.11.ХХХ; 210.ХХ.11.ХХХ; 210.ХХ.13.ХХХ	4400	4400	3500	3500	2900 2850	2255 2200	1800 1750
210.ХХ.12.ХХХ; 210.ХХ.16.ХХХ	2850	2850	2300	2300	1850	1400	
207.ХХ.16.ХХХ 207.ХХ.18.ХХХ; 223; 224	1500	1500	1200	1200	1950 960	1500 960	960	1200 960
при пуске в диа- пазоне вязкосги рабочей жидко- сти 1000...1500 мм2/с минималь- ная: для насосов	378	378	378	378	378 .	378	378	378
для гидромото- ров	50	50	50	50	50	50	50	50
298
Приложение
Продолжение
1	1	1 2 1	3	1 4 |	5	1 6	1 7	1 8	1 9
Номинальная пода- ча насосов (л/мин)								
типов:								
207; 210	26,9	26,4	52,1	51,3	78,1	122,0	122	205,2
223; 224 Номинальный рас-					78,1+78,1		122+122	
								
ход рабочей жидко-								
сти в гидромоторе, л/мин	28,8	29,2	55,9	56,8	86,5	135,2		227,4
Крутящий момент								
на валу гидромотора, Н*м:								
номинальный	28,1	35,6	68	86,2	168	328		690
страгивания Номинальная мощ-	23,9	30,3	57,8	73,3	143	279		586
ность (кВт) насосов								
типов:								77,5
207; 210	8	10	15,5	19,4	29,5	46,1	46,1	
223; 224 Номинальная эф-					63,2		98,7	
								
фективная мощность гидромотора, кВт КПД в номиналь- ном режиме:	6,7	8,37	13	16,2	24,7	38,6		62,9
объемный для на- сосов	0,965	0,95	0,965	0,95	0,95	0,95	0,95	0,95
гидромеханический для гидромоторов полный:	0,95	0,965	0,95	0,965	0,965	0,965	0,965	0,965
для насосов ти- < пов:								
207; 210	0,91	0,91	0,91	0,91	0,91	0,91		
223; 224	0,85	0,85	0,85	0,85	0,85	0,85		
для гидромоторов Момент инерции	0,92	0,92	0,92 ,	0,92	0,92	0,92		
вращающихся масс гидромотора, кг’М2 Приведенная к цап-	0,0005	0,0005	0,0018	0,0018	0,0056	0,0175	0,0175	0,0546
фе управления масса								
поворотного корпуса насосов типа 207, кг					20		40	86
Максимальное ли-								
нейное йеремещение цапфы управления от								
«нулевого» положе- ния для насосов типа 207, мм					31,7		40,1	49,9
Масса (без рабочей жидкости), кг, не бо- лее, гидромашин ти-								
пов:								
207					39		75	140
210	5,5		12,5		25	52		100
Приложение
299
	Окончание
1	| 2 1	3	1 4 1 S 1 6	|	7	|	8	|	9
210.ХХ.ХХ.ХХА	4,4	9 210.ХХ.ХХ.ХХБ 210.ХХ.ХХ.ХХВ	4	8,1	17 223	162 224	112 223.25.ХХ.ХХБ 223.25.ХХ.ХХЛ 207.20.ХХ.ХХБ	30 Характеристика ра- бочей жидкости: кинематическая вязкость, мм2/с: оптимальная при тонкости фильт- рации, мм: 25	16...25	16...25	16...25	16.. .25	16. ,..25	80 31 320 240 280 16...25 16...26 16...25
40	27...33	27...33	27...33	27...33	27...33	27...33 27...33 27...33
максимальная пус- ковая для гидро- машин типов: 207; 223; 224	1500* *** 210	1600	1600	1600	1600	1500	1500*** 1500 1300 1000	1000
минимальная кратковременная при	тонкости фильтрации, мм: 25	8	8	8	8	8	8	8	8
40	1	10	10	10	Ю	10	10	10
температура, °C: минимальная 	40		40	—40	—40	—40	—40 —40	—40
максимальная 4.75	-4-75	4-75	4-75	4-75	+75 +75	+75
тонкость фильтра- ции, мкм: номинальная	25	25	25	25	25	25	40	40
при заправке	25	25	25	25	25	25	40	40
Температура окру- жающей среды по ГОСТ 15150—69 (°C) для районов с клима- том: умеренным	—40...+40 холодным	—60...+40 тропическим	—10...+45	
Примечания. Для насосов типа 223 и 224 указана частота вращения для качающих узлов.
* Для бронзового блока цилиндров номинальное и максимальное давления соответственно
равны 16 и 25 МПа, объемный КПД составляет 0,965.
** Абсолютное давление.
*** При вязкости рабочей жидкости более 1000... 1500 мм2/с угол отклонения, поворотного
корпуса должен составлять не более 20° для насосов типоразмеров 207.25 и 223.25 и не .более 16°
для насосов типоразмера 207.32.
300
Приложение
Регулируемые самовсасывающие насосы
типа 207.ХХ. 18.02 могут быть укомплектова-
ны регуляторами мощности типа 400 (табл.
П. 3.2 и П. 3.3.), которые автоматически изме-
няют угол наклона блока цилиндров в зави-
симости от давления рабочей жидкости, обес-
печивая постоянную мощность насоса при
определенной частоте вращения приводного
вала.
По конструктивному исполнению различа-
ют регуляторы:
с постоянным ограничителем подачи —
400.20.13.10; 400.25.13.10; 400.32.13.10;
с механическим ограничителем подачи —.
400.20.17.10; 400.25.17.10; 400.32.17.10;
с гидравлическим ограничителем подачи —
400.20.19.10; 400.25.19.10; 400.32.19.10.
Условные обозначения регуляторов рассмат-
риваются следующим образом: первые три
цифры (400) —тип регулятора; следующие две
цифры (20, 25, 32)—диаметр (мм) поршня
качающего узла насоса, для которого предна-
значен регулятор; третья группа цифр (13, 17,
19)—конструктивное исполнение регулятора;
последние две цифры (10)—нормальный ва-
риант.
Регуляторы мощности типоразмера 400.20
выпускает Московский машиностроительный
Табл. П.3.2. Технические характеристики регуляторов мощности для насосов типа 207
Параметр	Типоразмер насоса и исполнение регулятора
	207.20|207.25J207.32|207.20|207.251207.32|207.20|207.25|207.32
	400.XX.13.XXX | 400.XX. 17.XXX |	400.XX. 19.XXX
Ограничение наибольшей подачи
упором, устанавливаемым при изго- Л Л
товлении, %	0^.20 0...20 0...20
Крутящий момент на регулирующем
валу ограничителя подачи, Н-м	350
Давление на входе в ограничитель
подачи, МПа
Масса (без рабочей жидкости), кг,
не более, для насосов с корпусом:
чугунным	58	120 230	58
из алюминиевого сплава	43	43
650	1000
О...З,2 0...2,50...2,5
120	230	58	120	230
43
Табл. П.3.3. Характеристики регулирования самовсасывающих насосов типа 207
	Типоразмер насоса и регулятора		
Параметр	207.20 400.20	207 25 400.25	207.32 400.32
	Вариант исполнения регулятора		
	1	|	2	|	1 1 1 2 1	1 1
Частота вращения вала, мин”1	1450	1450	970
Номинальная мощность, поддерживае- мая регулятором, кВт	14,7 22,1	29,4	36,8	58,8
Диапазон регулирования при угле на- клона блока 25°	3,2	2,1	2,6	2	1,8
Минимальная продолжительность цик- ла регулирования, с, при угле наклона блока: от 0 до 25°	0,20	0,20	0,25
от 25° до 0	0,10	0,10	0,12
Допустимое количество циклов регу- лирования за 1 мин		10	
Приложение
301
завод имени М. И. Калинина, 400.25 и 400.32—
Одесский завод «Стройгидравлика».
Для ограничения угла поворота блока ци-
линдров используют механические или гидрав-
лические ограничители.
Регулируемые насосы типа 207 могут быть
укомплектованы гидроусилителями типа 452,
обеспечивающими ручное и дистанционное
управление наклоном поворотного корпуса в
реверсивных режимах (табл. П. 3.4).
Двухпоточные аксиально-поршневые регу-
лируемые насосы типа 223 со встроенными
регуляторами мощности имеют два унифици-
рованных качающих узла типа 207, установ-
ленных параллельно в одном общем корпусе.
Направление вращения приводного вала —
правое при наблюдении со стороны вала. Тех-
нические характеристики двухпоточных регу-
лируемых насосов типа 223 и 224 приведены
в табл. П. 3.5.
Табл. П.3.4. Технические характеристики гидроусилителей типа 452					
Параметр		Типор азмер гидроусилителя			
		452.20.07.04|452.		25.07.04)452.32.07.04	
Усилие на тяге управления, Н, не более Перемещение тяги управления от «нуле- вого» положения, мм Давление настройки предохранительного клапана на входе в гидроусилитель, МПа Номинальный расход на входе в гидро- усилитель, л/мин Масса (без рабочей жидкости), кг, не бо- лее, для насосов с корпусом: из чугуна из алюминиевого сплава Минимальная продолжительность цикла регулирования, с Допустимое число циклов регулирования за 1 мин		100	200 31,7	40,1 3+0,5	3+0,5 И	17 77	116 72 0,2	0,22 10	10	:			250 49,9 3+0,5 23 205 i 0,29 10
Табл. П.3,5. Характеристики регулирования двухпоточных насосов типов 223 и 224					
	Типоразмер насоса				
Параметр	223.20 и 224		.20	|	223	• .25
	Вариант исполнения				
	1 1	2	3	1 1	2
Частота вращения вала насоса, МИН"1 Передаточное число редуктора Номинальная мощность, поддер- живаемая регулятором, кВт Минимальная продолжитель- ность цикла регулирования, с, при у: от 0 до 25° от 25° до 0 Допустимое число циклов регу- лирования за 1 мин	1700 0,867 55,2 0,2 0,1 10	2200 1,037 44,1 0,2 0,1 10	1800 0,833 55,8 0,2 0,1 10	1700 1,07 53,7 0,2 0,1 10	1700 1,07 88,3 0,2 0,1 10
Примечание. Частота вращения приводного вала насоса определяется пере-
даточным числом редуктора:	(где пк.у—частота вращения качающего узла;
i—передаточное число). При угле отклонения поворотного корпуса у, меньшем макси-
мального, рабочий объем Vy =VHom sin y/sin 25°; подача Q? =QH0M sin y/sin25° и мощ-
ность насоса = Рпр.н sin y/sin 25°.
302
Приложение
Насосы и гидромоторы серии 300 (табл.
П. 3.6) могут применяться в мобильных маши-
нах с объемным гидроприводом, в котором
технически и экономически целесообразно вы-
сокое давление рабочей жидкости.
Гидромашины серии 300 иногда могут за-
менять гидромашины серии 200 и позволяют
расширить номенклатуру серийно выпускае-
мых гидромашин.
Унифицированный ряд аксиально-поршне-
вых нерегулируемых насосов типа 311 и гид-
ромоторов типа 310 (табл. П. 3.7) основан на
использовании общих конструктивных реше-
ний, принятых для гидромашин серии 200.
Конструктивное исполнение регулируемых
гидромоторов типа 312 (табл. П. 3.8) основано
на использовании основных деталей нерегули-
руемых гидромоторов типа 310 с наклонным
блоком цилиндров и сферическим распреде-
лителем. Регулируемые гидромоторы типа 312
имеют также семь поршней с шатунами. Из-
менение рабочего объема достигается переме-
щением сферического распределителя при угле
наклона блока цилиндров к оси вала от 25° до
7°. Из-за резкого снижения КПД не рекоменду-
ется наклонять блок цилиндров на угол ме-
нее 7°.
В корпусе гидромотора установлен гидрав-
лический регулятор рабочего объема непрямого
действия с дифференциальным плунжером.
Конструкция двухпоточного насоса типо-
размера 323.20 с двумя качающими узлами
обеспечивает возможность установки третьего
нерегулируемого качающего узла и увеличение
общего потока рабочей жидкости. Трехпоточ-
ный насос имеет шифр 333.20 (табл. П. 3.9).
Табл. П .3.6. Основные параметры аксиально-поршневых гидромашин серии 300
Гидромашина	Типоразмер	Рабочий объем, см3	Номинальная мощность, кВт	Энергоемкость, кВт/ см3
Насос-мотор нерегулируе-	310.20	56	44	0,786
мый	310.25	112	70,5	0,63
Насос регулируемый:	310.32	224	112	0,5
\ однопоточный	313.20	56	44	0,786
	313.25	112	70,5	0,63
	313.32	224	112	0,5
двухпоточный	323.20	56+56	88	0,786
	2X313.20	56+56	141	0,66
трехпоточный	333.20	56+56+28	ПО	0,786
	2x313.25+310.20	112+112+56 (или 28)	176	0,63
Гидромотор регулируемый	312.20	56	44	0,786
	312.25	112	70,5	0,63
	312.32	224	112	0,5
Примечания: 1. Номинальное давление для всех гидромащин составляет 32 МПа, макси-
мальное—40 МПа, пиковое—50 МПа.
2. Номинальная мощность определена при угле наклона блока цилиндров 25° и передаточном
отношении редуктора и=1.
Табл. П.3.7. Технические характеристики нерегулируемых гидромашин
типов 311 и 310
Параметр	| 311.20	310.20	| 311.25 |	310.25	311.32	| 310.32
1	1 2	3 1	1 4 J	1 5	6	1 7
Рабочий объем, см3	56	56	112	112	224	224
Давление рабочей жид-
кости, МПа:
Приложение
303
Окончание
1	1	2	3 1	4 1	5 1	6	7
на выходе: номинальное максимальное	20 32	1,6	20 32	1,6	20 32	1,6
на входе: номинальное минимальное (абсолютное) максимальное	0,07 1,6	20 32	0,07 1,6	20 32	0,07 1,6	20 32
Частота вращения при номинальном давлении, мин"1: номинальная	1500	1500	1200	1200	960	960
максимальная	3000	3000	2400	2400	1920	1920
минимальная	192	37,8	240	60	300	75
Номинальная подача (расход) рабочей жидко- сти, л/мин Номинальная мощность, кВт: затрачиваемая полезная	80,6	87,5	129	140	206,4	224
	28,95 26,35	26	46,3 42,1	41,7	74,1 67,5	66,8
КПД при номинальных значениях параметров: объемный гидромеханический полный	0,96 0,91	0,95 0,91	0,96 0,91	0,95 0,91	0,96 0,91	0,95 0,91
Вращающий момент, Нм: номинальный страгивания Момент инерции вра- щающихся масс, кг*м2 Характеристика рабо- чей жидкости: кинематическая вяз- кость, мм2/с: минимальная	0,0057	169,4 144,7 0,0057	0,0175	338,8 289,5 0,0175	0,0536	677,7 579,2 0,0536
	8	8	8	8	8	8
максимальная температура, °C: минимальная	1600 —40	—40	1200 —40	—40	' 1000 —40	—40
максимальная	+75	+75	+75	+75	+75	+75
класс чистоты по ГОСТ 17216—71	12; 13	12; 13	12; 13	12; 13	12; 13	12; 13
Температура окружаю- щей среды, °C минимальная	-60	—60		-60]	—60	-60
максимальная	+45	+45		+45	+45 ’	+45
Масса (без рабочей жидкости), кг	23	23	41	41	86	.	86
Примечания: 1. Номинальное и максимальное давления указаны для блока ци-
линдров из бронзы.
2. Гидромашины типоразмеров 310.20, 310.25, 311.20, 311.25 изготовляет Сверд-
ловское ПО «Пневмостроймашина», гидромашины типоразмеров 310.32, 311.32—Одес-
ское ПО «Стройгидравлика».
304
Приложение
Табл. П.3.8. Технические характеристики регулируемых гидромоторов типа 312
Параметр	Типоразмер гидромотора		
	312.20	|	312.25	|	312.32
Рабочий объем, см3:			<
максимальный при у=25°	56	112	224
минимальный при у=7°	16,1	32,2	73,6
Давление, МПа:			
на выходе максимальное	1,6	1,6	1,6
на входе:			
номинальное	20	20	20
максимальное Частота вращения, мин-1:	32	32	32
номинальная	1500	1200	960
максимальная	3000	2400	1920
минимальная	37.8	60	75
Расход рабочей жидкости номинальный, л/мин, при:			
у=25°	87,5	140	224
у=7°	25,2	50,3	73,6
Номинальная полезная мощность, кВт	26,0	41,7	66,8
КПД:			
гидромеханический	0,95	0,95	0,95
полный	0,91	0,91	0,91
Крутящий момент на валу, Н-м:			
номинальный	169,4	338,8	677,7
страгивания	144,7	289,5	579,2
Момент инерции вращающихся масс,			
кг-м2	0,0057	0,0178	0,0556
Диапазон регулирования Характеристика рабочей жидкости:			
кинематическая вязкость, мм2/с: минимальная для кратковременной ра-	3,47	3,47	3,47
			
боты при тонкости фильтрации 25 мкм	8	8	8
оптимальная при тонкости фильтрации			
25 мкм то же, при 40 мкм	16...25	16...25 27...33	16...25
температура, °C:			
минимальная	—40	—40	—40
максимальная	+75	+75	4-75
класс чистоты по ГОСТ 17216—71	12; 13	12; 13	12; 13
Температура окружающей среды, °C:			
минимальная	—50	—60	—60
максимальная	+45	4-45	+45
Масса (без рабочей жидкости), кг	30	п	116
Примечания: 1. Номинальное и максимальное давления указаны для блока
цилиндров из бронзы.
2. Гидромоторы типоразмеров 312.20, 312.25 изготовляет Свердловское ПО «Пне в-
мостроймашина», гидромоторы типоразмера 312.32—Одесский завод «Стройгидрав-
лика».
Приложение	305 Табл. П.3.9. Технические характеристики двух- и трехпоточных регулируемых *	насосов типов 323 и 333			
Параметр	Типоразмер насоса 323.2о| 333.20	Параметр	Типоразмер насоса 323.2О|333.20
Рабочий объем, см3	2x56 2x56+28 Давление рабочей жидкости, МПа: на выходе: номинальное	20 максимальное	32 минимальное	1 на входе: минимальное (абсолютное)	0,09 максимальное	0,08 Частота вращения вала, мин-1: ' /' номинальная	1500 максимальная при максималь- ном давлении на входе	3000 максимальная при минималь- ном давлении на входе	2400 Температура, °C: минимальная	—40 максимальная	+75		При пуске (вязкость рабо- чей жидкости 1000... 1500 мм2/с)	750 Номинальная подача при Ушах, л/мин	161,2 201,6 Номинальная потребляемая мощность при Утах, кВт	63,8 79,8» КПД в номинальном режиме при вязкости рабочей жидко- сти (30±3), мм2/с: объемный	0*96 полный	о	0,86 Характеристика	рабочей жидкости: кинематическая	вязкость, мм2/с: оптимальная при	тонкости фильтрации 25 мкм	16...25 то же, при 40 мкм	27...33 Масса (без рабочей жидко- сти), кг	уи	
Примечания: 1. Номинальное и максимальное давления указаны для блока цилиндров
бронзы.
2. Завод-изготовитель*—Московский машиностроительный завод имени М. И. Калинина.
П.4. Высокомоментные радиально-
поршневые гидромоторы типаМР
В гидромоторах типа МР однократного дей-
ствия (ТУ 22-3765—76) направление и частота
вращения вала определяются направлением
подводимого потока рабочей жидкости и ее
расходом (табл. П. 4.1).
Табл, П.4.1. Технические характеристики высокомоментных гидромоторов типа МР
Параметр	МР-450 |	МР-700	I МР-1100	МР-1800 | МР-2800 | МР-4500			МР-7000
1	2 1	3	1 4	5	6	1 7	8
Рабочий объем, см3	452	707	1126	1809	2780	4503	6995
Давление	нагнетания, МПа: максимальное	25	25	25	25	25	25	25
пиковое в момент пуска и торможения	32	32	32	32	32	32	32
Номинальный	перепад давления, МПа	21	21	21	21	21	21	21
306
Приложение
)
Окончание
1	2 1	3 1	4 1	6 1	6 1	7	|	8
Давление (МПа) в слив- ной гидролинии, обеспечи- вающее работу мотора в ре- жиме насоса, при частоте .вращения вала: номинальной	0,6	0,65	0,7	0,65	0,65	0,6	0,65
максимальной	1,5	1,6	1,9	1,7	1,6	1,5	1,55
Частота вращения вала, .мин-1: минимальная"	1,5	1	1	1	/ 1	1	1
номинальная	140	120	100	80	60	40	30
максимальная	400	340	280	220	170	120	80
Номинальный расход ра- бочей жидкости, л/мин	62	90	119	153	176	192	222
Крутящий момент на ва- Л1у, Н-м: номинальный	1343	2124	3384	5436	8354	13532	21020
. при пуске, не менее Номинальная эффектив- ная мощность, кВт	1190	1900	3060	4950	7550	12300	19200
	19,3	26,17	34,74	44,65	51,46	55,57	64,74
КПД при номинальных параметрах: , гидромеханический	0,89	0,90	0,90	0,90	0,90	0,90	0,90
полныц	0,84	0,85	0,85	0,85	0,85	0,85	0,85
Момент инерции вращаю- щихся масс, кг-м2 Характеристика ,рабочей	0,0133	0,0280	0,0510	1,0121	1,0733	4,0077	8,0155
жидкости: вязкость, мм2/с: минимальная оптимальная при тонко- сти фильтрации 40 мкм	30...40	30...40	30...40-	14 30...40	30...40	30...40	30...40
максимальная при ре- версировании	1500	1500	1500	1500	1500	1500	1500
максимальная в период пуска без внешней на- грузки и реверсирова- ния	£ 3000’	3000	3000	3000	3000	3000	3000
Температура, °C: минимальная	—50	—50	-50	—50	—50	—50	-50
максимальная	+70	+70	+70	+70	+70	+70	+70
Тонкость	фильтрации (мкм) при циркуляции: замкнутой	10	10	10	10	10	10	10
разомкнутой	25...40	25...40	25...40	25...40	25...40	25...40	25...40
Масса (без рабочей жид- кости), кг, не более	85	105	150	220	320	560	760
Примечание. Гидромоторы типа МР изготовляет Одесский завод «Стройгидравлика».
20*
Приложение
307
П.5. Объемная полнопоточная
гидропередача ГСТ-90
Объемная полнопоточная передача ГСТ-90
предназначена для трансмиссий мобильных ма-
шин (кормо- и зерноуборочных комбайнов)
и выпускается серийно Кировоградским заво-
дом «Гидросила». Эта передача состоит из
Наименование
Тип передачи
Максимальное дав-
ление рабочей жидко-
сти в магистрали,
МПа:
напорной
подпитки
сливной
Рабочая жидкость
Основной насос НП-90
Тип
Рабочий объем, см3
Максимальная ча-
стота вращения вала,
мин-1
Максимальный
крутящий момент на
валу, Н-м
Управление насо-
сом
Масса, кг
Значение, характе-
ристика
ПолнопЬточная с
замкнутой циркуляци-
ей
35
1,2...1,4
0,25
Масло МГ-ЗОЕ
Аксиально-плун-
жерный регулируемый
реверсивный со встро-
енным насосом под-
питки
89
2500
497,5
Механическое с
гидроусилителем
78
аксиально-поршневого насоса переменной по-
дачи с реверсивным потоком жидкости и акси-
ально-поршневого нерегулируемого гидромото-
ра. Скорость вращения вала гидромотора ре-
гулируется за счет изменения наклона качаю-
щегося упорного диска насоса.
Основные технические данные гидропере-
дачи приведены ниже.
Наименование Значение, характеристика
Гидромотор МП-90
Тип
Рабочий объем,см3
Максимальная ча-
стота вращения^
мин-1
Масса, кг
Фильтр тонкой
Тонкость фильтра-
ции, мкм
Место установки
Разрежение, при
котрром производит-
ся замена фильтрую-
щего элемента, МПа
Аксиально-порш-
невой нерегулируе-
мый реверсивный со
встроенной клапанной
коробкой
89
2500
47
очистки 32... 10
10
Всасывающая ма-
гистраль между гид-
робаком и насосом
подпитки
Более 0,025
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ *
Автоматизация испытаний гидромашин 253
Баланс мощности гидромашины 31—34
Вместимость ресивера 238
Высота всасывания 40
Газ рабочий 29
Гидровытеснитель 16
Гидродвигатель 13
—	объемный 13
—	поворотный 184
Гидромашины безроторные (поршневые воз-
вратно-поступательные насосы) 67—83
—	героторные 152
— планетарно-роторные 153—165
— пластинчатые 122—136
— роторные аксиально-поршневые 100—121
---радиально-поршневые 84—99
— шестеренные 137—151
Гидромоторы высокомоментные 186—197
—	низкомоментные 186
—	полноповоротные 186
Гидропередачи объемные 198—225
Гидросистемы грузовых лебедок мобильных
машин 198
—	коробок передач 266—268
—	навесные тракторные 263—266
— отбора мощности мобильных машин 272—
276
— привода ведущих колес 199, 268—271
— рулевого управления 255—263
— ходоуменьшителя 268
Гидроцилиндры 166—184
Давление номинальное 14
Делитель потока дроссельный 206—207
* Составил А. Ф. Андреев.
---шестеренный 149—151
Диаграммы индикаторные 16, 75—77
Диапазон регулирования подачи насоса 209,
211
---скорости вращения вала гидромотора 209,
210
Жидкость рабочая 23
Защита насосов от перегрузок 78—80
Испытания гидро- и пневмомашин периодичес-
кие 244
---------Предварительные 244—245
---------приемочные 244
---------типовые 244
---------ускоренные 245
---------эксплуатационные 245
Кавитация рабочей жидкости 40
Классификация гидро- и пневмомашин 16—23
Компрессоры автотракторные поршневые 226—
239
— мембранные 239—240
—	ротационные 240—243
Коэффициент быстроходности 14
—	всасывания 55
—	давления 55
—	запаса устойчивости блока по усилию 1 ] 1
------г----частоте вращения 112
—	наполнения 58
—	неравномерности крутящего момента гидро-
мотора 125
---подачи насоса 72, 127
—	подачи насоса 14
Предметный указатель
309
— полезного действия гидромашины гидравли-
ческий 33
---------гидромеханический 33, 34
---------механический 33, 34
---------объемный 33, 34
---------полный 33, 34
— потерь в гидромашине гидромеханических 34
---------объемных 34
----при сжатии рабочей жидкости в моторе
42
----------------насосе 43
Коэффициенты подобия гидромашины 48
Металлоемкость гидромашин 23
Методы измерения параметров гидро- и пнев-
момашин 246—248
— испытаний гидро- и пневмомашин и гидро-
передач 244—253
Момент гидромотора (насоса) действительный
15
-------индикаторный 32
-------теоретический 32
Монтаж гидроприводов 277—280
Мощность гидромашины входная (потребляе-
мая) 14, 15, 31
----выходная (полезная) 14, 15, 31
----индикаторная 32
----теоретическая 14, 32
Насос 13
Неравномерность крутящего момента 88, 124—
125
— подачи насоса 64, 71—72, 87, 105—106, 126,
*128, 141
Объем рабочий гидромашины 13
— (мертвое пространство) гидромашины 41
-------компрессора 54
Параметр регулирования 14
Передача объемная 12
Передачи гидромеханические объемные с внеш-
ним разделением мощности однодифферен-
циальные 213—215
----------------с двумя дифференциалами
216—219
Пневмовытеснитель 16
Пневмоцилиндры 186
Подача насоса 13—14
Подобие гидромашин 46—48
---геометрическое 47
---кинематическое 47
---механическое 47
Потери в гидромашинах гидравлические 36
------механические 36—39
Привод объемный 12
Процесс рабочий компрессора идеального 52—
54
------многоступенчатого 56—58
------одноступенчатого 54—56
Процессы термодинамические в пневмопереда-
чах 27
Распределение жидкости в гидромашинах 73—
75, 89—91, 101, 103—104, 190—191
Расчет компрессора автотракторного 235—239
— основных параметров гидромашин планетар-
но-роторных 163—165
---------пластинчатых 130—131
---------радиально-поршневых 91—94
---------роторных аксиально-поршневых 116—
120
---------шестеренных 144—145
— пневмоприводов 58^61
Регулирование давления воздуха в ресивере
232—235
—	скорости объемное бесступенчатое 208
-------ступенчатое 208, 209
Режим работы гидромашины 39, 48
-------оптимальный 51
—	тепловой гидропривода 225
Рекуперация энергии сжатой жидкости 43—46
Рулевое управление объемное гидравлическое
260
Сжимаемость рабочей жидкости 40
Синхронизация скорости вращения валов гид-
родвигателей 207
310	Предметный указатель
Скорость перемещения жидкости в гидролиниях 224 Степень сжатия 53, 55, 57	Устойчивость блока цилиндров 108—116 Характеристики объемных гидромашин 15, 16, 77, 78, 133, 135
Уплотнения гидроцилиндров 178—181 Усилие торможения штока гидроцилиндра 173	Частота вращения вала гидромашины 14, 15,35
Учебное издание
Андреев Александр Федорович,
Барташевич Леонид Владимирович,
Богдан Николай Владимирович,
Королькевич Александр Викторович,
Мамонов Михаил Иванович, ч >
Романчик Евгений Анатольевич,
Сабадах Богдан Васильевич
ГИДРОПНЕВМОАВТОМАТИКА И ГИДРОПРИВОД
МОБИЛЬНЫХ МАШИН.
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРО- И ПНЕВМОМАШИНЫ И ПЕРЕДАЧИ
Заведующая редакцией В. Г. Самарина
Редактор Э. Н. Капрова
Младший редактор Н. В. Валишева
Художник обложки и художественный редактор Я. А. Демковский
Технический редактор М. Н. Кислякова
Корректор Н. И. Бондаренко
ИБ № 2392
Сдано в набор 06.04.87. Подписано в печать 17.11.87. АТ 16800. Формат
70X90716. Бумага кн.-журнальная. Гарнитура литературная. Высокая
печать. Усл. печ. л. 22,815. Усл. кр.-отт. 23,4. Уч.-изд. л. 22,91. Тираж.
2700 экз. Зак. 670. Цена 1 р. 10 к.
Издательство «Вышэйшая школа» Государственного комитета БССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 220048, Минск,
проспект Машерова, 11.
Типография им. Франциска Скорины издательства «Наука и техника»...
220600, Минск, Ленинский проспект, 68.
Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных ма-
Г 46 шин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи: Учеб,
пособие для вузов/А. Ф. Андреев, Л. В. Барташевич, Н. В.
Богдан и др.; Под ред. В. В. Гуськова.— Мн.: Выш. шк.,
1987,—310 с.: ил.
Изложен широкий круг вопросов по устройству, расчету и конструированию
объемных насосов, компрессоров и гидромоторов, применяющихся в гидравлических
системах мобильных машин (автомобилей, тракторов и т. д.) и механического обо-
рудования. Описаны схемы и принципы действия объемных гидропередач и методика
их проектировочного расчета.
Книга входит в комплекс учебных пособий по курсу «Гидропневмоавтоматика
и гидропривод мобильных машин> для студентов вузов спец. 0566 и 0513.
2702000000—152
Л---------------71 — 87
М304(03)—87
ББК 34.447я73+32.965.2я73