ГЛАВА IV

НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ ПОРШНЕВЫХ т и п о в

В современных летательных аппаратах применяются преимущест­ венно ротативные поршневые насосы и гидромоторы с радиальным и аксиальным (осевым) расположением цилиндров. В первом случае движение поршней происходит в одной плоскости и во втором — в про­ странстве. Аксиальное расположение цилиндров предпочтительнее для высоких скоростей и малых крутящих моментов, а радиальное — для больших крутящих моментов и малых скоростей, минимальное значение которых доводят до 5 об/мин и ниже. Большинство выпускаемых порш­ невых насосов работает при 210—280 кГ/см2, хотя выпускаются и на дав­ ления 350, 700 кГ/см2и выше.

Преимущество поршневых насосов и моторов по сравнению с дру­ гими типами заключается в том, что детали рабочих пар являются тела­ ми вращения, а следовательно, они просты в производстве и могут быть изготовлены с минимальными зазорами (4— 8 мк), позволяющими рабо­ тать при высоких давлениях. В авиации применяют, главным образом, агрегаты аксиального типа, которые имеют преимущества в весе (вес их при всех прочих равных условиях меньше веса радиальных насосов при­

мерно в 2 раза)	и габаритах.
П р и в о д	на с ос ов . Привод насосов гидросистем летательных

аппаратов в основном осуществляется непосредственно от силового дви­ гателя аппарата и реже — с помощью электродвигателей. Привод насо­ сов с помощью электродвигателей применяется преимущественно для питания гидросистем, удаленных от авиадвигателей, а также в системах, к которым предъявляются особо высокие требования по надежности. В частности, к таким системам относятся системы управления рулями самолета в воздухе, а также прочие системы, обслуживающие взлет и посадку самолета. Преимущества электропривода заключаются в том, что выход из строя авиадвигателей не влечет за собой прекращения питания (выхода из строя гидравлической системы), и в том, что устра­

няется вредное влияние на насосы высокой температуры двигателей		и
сокращается протяженность трубопроводов.
РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ
Радиально-поршневой насос состоит из	цилиндрового ротора	1
с звездообразным расположением цилиндров	(рис. 47), оси которых на­

ходятся в общей плоскости и пересекаются в одной точке, а также сме­ щенного на величину е относительно ротора статорного кольца 3.

При работе агрегата в качестве насоса поршни 2 связываются со статором 3 при помощи различных механических устройств или пружин, помещенных в цилиндры, а также при помощи давления жидкости вспо­ могательного насоса.

108

При вращении цилиндрового блока 1 поршни 2 увлекают обойму 3 статорного кольца, помещенную на роликах; благодаря наличию роли­ ков практически устраняется трение скольжения поршней о статорное кольцо, которое заменено трением качения роликов 4.

В радиальных насосах применяют главным образом цапфовое рас­ пределение жидкости, которое осуществляется через распределительные окна а и b (рис. 48), выполненные в цапфе 5, с которыми поочередно соединяются при своем поворотном движении цилиндры. Окна а и b че­ рез осевые каналы цапфы соединяются с всасывающим и нагне­ тающим трубопроводами. Прихо­ де поршней от центра жидкость при вращении ротора 1 в направ­

лении стрелки (см. рис. 47) бу­ дет засасываться поршнем через

Рис. 47. Принципиальная схема радиаль­	Рис. 48. Схема распреде­
но-поршневого насоса	лительной цапфы	ра­
	диально-поршневого	на­
	соса

одно а, а при ходе к центру — нагнетаться через окно Ь. При переходе поршней через нейтральное положение (вертикальную ось) каналы ци­ линдров перекрываются уплотнительной частью (перемычкой) распре­ делительной цапфы 5. Величина хода поршней равна двойной величине эксцентриситета е.

При работе агрегата в качестве мотора поршни во время рабочего хода перемещаются от центра под действием рабочего давления жидко­ сти, поступающей от насоса, и во время холостого хода — к центру вследствие эксцентричного расположения ротора 1 относительно обой­ мы (статора) 3. Применяют также торцовое распределение, принцип действия и анализ его качеств рассмотрены ниже (см. стр. 124).

Объемный к. п. д. радиально-поршневых насосов при номинальном расходе и максимальном давлении колеблется от 0,96—0,98 и выше; ме­ ханический к. п. д.— от 0,80 до 0,95.

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ НАСОСА

Расчетная (теоретическая) производительность насоса за один обо­ рот (рабочий объем) равна объему, описываемому его поршнями:

q = ndViz_ (CMaj0fi^

(142)

где d и h —диаметр и ход поршня в см, z — число поршней.

109

Учитывая, что ход поршня равен двойному эксцентриситету, h = 2e (см. рис. 47), получим выражение для объема, описываемого поршнями

насоса:
4 = ^ -	2 ег(см3/об).	(143)
Минутная теоретическая производительность равна
QT = qn= nd~	— (см31мин,)	(144)

где п — число оборотов в 1 мин.

Действительная (эффективная) производительность равна

Q H = Q TT)O6>

где т]об — объемный к. п. д. (см. стр. 97).

Регулирование величины и реверс подачи жидкости насосом осу­ ществляется путем изменения величины и знака эксцентриситета е. В схеме, представленной на рис. 47 это достигается смещением корпу­ са 6 с обоймой 3 относительно ротора 1.

Число оборотов гидромотора

Соединив трубопроводом два поршневых насоса, получим схему поршневого привода (трансмиссии) ротативного действия (см. рис. 3,б).

Теоретическое число оборотов гидромотора подобного привода (вы­ хода трансмиссии) ям.теор получим, приравняв значения расчетных ми­ нутных расходов (производительностей) насоса и мотора, вычисляемых по формуле (144):

ен	d\zK
^м.теор Щ	(145)

где

4*н

k

4 гм

Для привода, у которого размеры насоса и мотора одинаковы, ко­ эффициент й = 1, поэтому

Л = 1Ъ ——

'пп.теор •

Моторы этого типа устойчиво работают при минимальном числе л = 5~10 в об/мин.

Равномерность подачи (потока) жидкости

Мгновенная подача одним поршнем пропорциональна относитель­ ной скорости движения поршня в цилиндре и равна

Q= VOTB/.

(146)

Из схемы поршневого узла насоса, представленной на рис. 49, сле­ дует, что при повороте цилиндра из верхнего (вертикального) положе­ ния на угол у поршень переместится в цилиндре на величину пути

х = (е + г ) — (ecosy + rcos а).

но

Скорость относительного движения поршня VQTH в цилиндре

	V отн	d x
		d t
	Так как угловая скорость ш= d у	получим:
	~dt	’

d x

1/отн=(В d y

Учитывая, что — = S1-n у -, находим в результате дифференцирования и

еsin а

упрощений выражение для мгновенной скорости поршня;

V Л

sm у - — sin 2у

(147)

Графически скорость У0тн движения поршня представляет сумму полусинусоиды и полной синусоиды.

Подставив значение У0тн в выражение (146), получим мгновенную подачу одним поршнем:

q = /^o^siny-[-~“ sin2Yj.	(148)
Суммарная мгновенная подача всех поршней, находящихся в ра­
бочей полости, составит:
<? = / * 0(sin -Yj -f-^-sin2y1)+ /e (o ^siny2 +	sin2у2) +
-f/ea) ^sin Ys + —■sin 2y3) + .	. ( 1 4 9 )

где yl5 y2, Уз"“ УГЛЬ1? образованные осями цилиндров с осью мертвых положений.

Из выражения (149) следует, что подача жидкости насосом будет пульсирующей, причем чем больше число поршней, тем меньше будет амплитуда и больше частота пульсаций подачи. Для однорядных насо­ сов с четным числом цилиндров число пик, приходящееся на угол пово­ рота 180°, равно числу цилиндров, а для насосов с нечетным числом — удвоенному числу цилиндров. Амплитуда пульсаций подачи при нечет­ ном числе цилиндров будет соответственно меньшей, чем при четном.

На рис. 50 приведены расчетные графики колебаний подачи жидко­ сти с числом цилиндров 2 = 5 и £= 6 в функции угла поворота цилиндро­ вого ротора. Заштрихованные участки характеризуют степень неравно­ мерности подачи (расхода).

Более высокая неравномерность подачи при четном числе цилинд­ ров обусловлена тем, что в этом случае цилиндры расположены диа­ метрально противоположно, т. е. в мертвом положении одновременно бу­ дут находиться два цилиндра.

Очевидно, что колебания расхода жидкости вызовут колебания давления, которые в процентном отношении будут превышать первые. Пульсации же давления могут привести к разрушению труб, а также вызвать вибрацию клапанов и прочей гидроаппаратуры.

В тех случаях, когда два или несколько насосов работают на общую сеть, что имеет место в авиационных системах, в которых насосы разме­ щаются на нескольких двигателях, величина амплитуды пульсации дав­ ления может значительно возрасти вследствие совпадения ее фаз.

111

Неравномерность потока жидкости обычно оценивают коэффициен­ том, характеризующим отношение изменения мгновенного расхода (амп­ литуды волны мгновенной подачи) к среднему его значению:

	а	ffmax	ffmln	(150)
		#ср
	где <7max и <7mIn — максимальное и		минимальное значения суммарной
	мгновенной подачи;
	<7ср = ^max ~~ qmin — среднее значение		подачи.
				101,8%

Рис. 49. Расчетная схема радиально-порш- Рис. 50. Графики колебаний (пульсаневого насоса ций) подач радиально-поршневых насо­

сов

Для практических расчетов коэффициента а можно пользоваться эмпирическим выражением:

при нечетном числе цилиндров г

<151)

при четном числе цилиндров г

(152)

Величины коэффициента о для различных значений г приведены ниже:

Z	5	б	7	8	9	10	11	12
Я В %	5,0	13,9	2,6	7,8	1,5	5,0	1,0	3,5

ДЕЙ СТВУЮ Щ И Е СИЛЫ

Мгновенное усилие давления жидкости на поршень равно Р= — р

4

(см. рис. 49), где d — диаметр поршня, р — давление жидкости. Это уси­

112