Опорный конспект лекций для студентов специальности 090602 (стр. 25 )

В  случае  действия  растягивающей  силы  P  для  обратного  движения  жидкость  подаётся  в  штоковые  полости  Г  и  В.

______________  1При уплотнении резиновыми манжетами з0 = 1, разрезными металлическими кольцами з0 = 0,98 – 0,99 [2].

В  уравнениях  равномерного  движения  силы  трения  изменяют  знак,  и  соответствующие  давления  входа  жидкости  определятся  по  формулам:

  ;  ,

где  pА – давление  слива  жидкости  из  полостей  А  и  Б.  Если  ,  то  втягивание  поршней  обычно  начинается  в  первой  ступени,  в  противном  случае  сначала  вдвигается  поршень  второй  ступени.

Аналогично  можно  рассмотреть  случаи  хода  цилиндров,  когда  закреплён  шток,  а  также  при  возвратных  движениях  ведомого  звена  [10].

Сила  трения  во  время  движения  поршня  зависит  от  конструкции  цилиндра  и  качества  уплотнений.  Она  может  достигать  больших  значений  (многих  сотен  ньютонов).  При  страгивании  поршня  сила  трения  в  2 – 3  раза  превышает  силу  трения  при  движении.

Поворотные  гидродвигатели

Применение поворотных гидродвигателей в некоторых случаях упрощает кинематику приводных механизмов. Они практически безынерционны и способны развивать большие вращающие моменты.

В зависимости от конструкции различают поворотные гидро­двигатели: шиберный, поршневой и мембранный.

Наиболее  распространены  шиберные,  у  которых  вытеснители  выполнены  в  виде пластин - одной (рис. 10.3, а),  двух (рис. 10.3,6)  или  трех  (рис. 10.3, в), жестко или подвижно  закрепленных  на  валу  двигателя.

  Рис. 10.3.  Пластинчатые поворотные гидродвигатели [2]

Пластинчатый  двигатель – удобная  модель  для  вывода  формул  момента  и  скорости  у  всех  гидродвигателей  вращательного  движения.

Крутящий  момент  на  пластине  равен  произведению  окружной  силы  P  от  перепада  давления  жидкости  ∆p  на  плечо  r  приложения  этой  силы  (см.  рис.  10.3, а).  Для  z  пластин

  ,  (10.1)

где  b – ширина  пластины  по  оси  цилиндра.

Угловая  скорость  вала

  .  (10.2)

Формулы  (10.1)  и  (10.2)  показывают,  что  чем  больше  число  пластин,  тем  меньше  давление  жидкости,  необходимое  для  преодоления  данного  момента  сопротивления  вращению  вала,  и  тем  медленнее  вращается  вал  при  постоянном  расходе  Q.  Это  правило  относится  также  и  к  гидромоторам.

§ 10.2.  ГИДРОМОТОРЫ

Большинство соответствующих видов гидромоторов и ротор­ных насосов имеет одинаковые устройства, вследствие чего эти машины могут классифицироваться по общим признакам: по устройству - поршневые, шиберные, шестеренные, коловратные, винтовые; по возможности изменять рабочий объем - нерегули­руемые и регулируемые; по возможности изменять направление вращения - нереверсивные и реверсивные; по числу циклов, совершаемых в каждой рабочей камере за один оборот вала - однократного и многократного действия. Внутри перечисленных групп существуют общие подгруппы. Так, поршневые моторы делятся на аксиально-поршневые и радиально-поршневые, а ши­берные - на пластинчатые и фигурношиберные1.

Многие роторные насосы при бесклапанном распределении жидкости (см. §8.1) можно применять, не изменяя их, как гидро­моторы, что удобно при комплектации гидравлических систем и особенно в том случае, когда одна и та же гидромашина работает как в насосном, так и в двигательном режимах (в качестве насос-мотора).

Для такого универсального использования насосов и гидромоторов суще­ствует, однако, важное ограничение, обусловленное спецификой их действия. В насосе большие нагрузки на контактных поверхностях развиваются лишь после приведения их в действие,

_____________________

1Полная классификация гидромоторов даётся в приложении к ГОСТ 17752 – 72  «Объёмный гидропривод и пневмопривод».

а у двигателя максимальный крутящий момент и соответствующие давления и силы трения на опорных поверхностях возни­кают уже при пуске.

Для улучшения пусковых свойств гидромотора особенно важно заменять скольжение качением и сохранять смазочный слой на трущихся поверхностях при запуске. В частности, для использования шестеренного на­соса в качестве гидромотора необходимо уменьшить зазоры в подшипниках, обес­печивая этим радиальный зазор между шестернями и корпусом для предотвра­щения их касания при пуске под нагрузкой.

Принцип действия гидромотора любого вида аналогичен прин­ципу действия поворотного гидродвигателя (см. рис. 10.3, а).  Под давлением жидкости на входное звено (поршень, пластину, зуб шестерни, винт или другой подвижной элемент)  возникает усилие, тангенциальная  составляющая  Т  которого создает мо­мент относительно  оси вращения ротора. Вращающий момент от каждого входного звена зависит от положения последнего, поэтому и суммарный мгновенный момент всех тангенциальных сил пульсирует подобно суммарной подаче жидкости при работе той же машины в режиме насоса.

Выражение среднего значения вращающего момента можно получить в общем виде, пользуясь, например, схемами радиально-поршневого кулачкового гидромотора пятикратного действия (рис. 10.4, а) или аксиально-поршневого гидромотора с наклон­ным блоком (рис. 10.4, б).

  Рис. 10.4.  Поршневые гидромоторы [2]

За одну половину цикла в рабочей камере момент тангенциаль­ной силы Т положительный,  а за вторую половину - отрицатель­ный. Поэтому так же, как в цилиндре возвратно-поступательного насоса, индикаторную работу в каждой камере гидромотора за один цикл можно представить как произведение среднеиндикаторного давления на рабочий объем камеры  .  В  z  камерах мотора  i - кратного действия индикаторная работа за один оборот ротора равна  или  , где q - суммарный рабочий объем гидромотора.

С  учётом  момента  сил  трения  MT  имеем  равенство

  .  (10.3)

Введём  понятие  гидромеханического  к. п. д.:

  .

Выражение  (10.3)  примет  следующий  вид:

  .  (10.4)

Фактический  расход  жидкости  в  гидромоторе  Q  превышает  геометрический  qn  вследствие  объёмных  потерь  (перетеканий  через  зазоры).  Объёмный  КПД  гидромотора

  .

При  заданном  расходе  жидкости  частота  вращения  вала

  .  (10.5)

Полученные формулы показывают, что с увеличением рабочего объема за счет числа камер и кратности действия, во-первых, возрастает крутящий момент при том же давлении и, во-вторых, достигается снижение частоты вращения вала (при постоянном расходе жидкости).

§ 10.3.  ВИНТОВОЙ  ЗАБОЙНЫЙ  ДВИГАТЕЛЬ

Винтовой двигатель, предназначенный для бурения скважин, построен на базе героторного механизма с гипоциклоидным за­цеплением (см. § 8.2) и кинематическим отношением z2/z1 = 9/10.

В поперечном сечении механизма (рис. 12.5, А - А) имеются десять полостей, являющихся сечениями рабочих камер (шлюзов),  разделенных контактными линиями. Общая площадь поперечного сечения шлюзов  [12]

  ,

где  e – эксцентриситет;  r – радиус  зуба  зацепления.

Рабочий  объём  двигателя,  так  же,  как  в  насосе  типа  Муано,  равен  произведению  площади  шлюзов  на  шаг  обоймы:

  .

Крутящий  момент  и  частоту  вращения  ротора  можно  определить  по  формулам  (10.4)  и  (10.5).