Силовые нагрузки торцевого распределителя

Определяющее влияние на герметичность торцевого распределителя и срок службы его контактирующей пары (контактирующих поверхностей золотника и блока цилиндров) оказывает соотношение сил, которые действуют в узле распределения жидкости. Для предотвращения существенных объемных потерь в зазоре между блоком цилиндров и золотником распределителя необходимо надежное прижатие подвижной детали к неподвижной (блока цилиндров к золотнику), и в то же время результирующая сила прижатия не должна превышать допустимое значение из условия невозможности смятия контактирующих поверхностей и предельных значений сил трения.

Достоверное определение равнодействующей силы, которая бы обеспечивала выполнение поставленных требований, осложняется наличием многих составляющих этой силы, которые действуют на блок цилиндров:

а) сил давления рабочей жидкости на дно цилиндра и контактирующую с золотником поверхность блока цилиндров;

б) усилия пружины, которая прижимает блок цилиндров к торцевому распределителю;

в) центробежных сил поршней;

г) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых шарнирах штоков;

д) боковых составляющих сил давления рабочей жидкости, вызванных угловым смещением оси блока цилиндров относительно оси диска;

е) сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью блока цилиндров и инерционными составляющими механизмов регулирования в регулируемых гидромашинах.

Из перечисленных определяющими являются силы давления жидкости на дно цилиндра и контактирующую с золотником поверхность блока цилиндров, которые и учитываются в первичных расчетах.

Тогда условием обеспечения надежного контакта блока цилиндров с торцевым распределителем является превышение силы давления жидкости на донышки цилиндров со стороны поршней (прижимающая сила) над силой давления жидкости на контактную поверхность блока цилиндров со стороны золотника (отжимающая сила).

. (6.23)

Сила давления жидкости на дно одного цилиндра определяется как произведение избыточного давления рабочей жидкости в этом цилиндре на площадь непрорезанной части дна цилиндра (рис. 6.12, а, помечено точечной штриховкой), которая в свою очередь равняется разнице между площадью поперечного сечения цилиндра и площадью отверстия в дне цилиндра , то есть

. (6.24)

Для удобства ведения расчетов площадь отверстий в донышках цилиндров не учитывают как при определении прижимающей силы (6.25), так и при определении отжимающей силы (6.26). Тогда выражение (6.24) превратится к виду

.

При определении результирующей прижимающей силы учитывают силы давления жидкости лишь в тех цилиндрах, которые в данный момент времени соединенные с полостью нагнетания насоса (рабочей полостью гидромотора), пренебрегая силами давления жидкости цилиндров, соединенных с полостью всасывания насоса (сливной полостью гидромотора). При четном числе цилиндров в блоке количество их, соединенных с полостью высокого давления гидромашини, постоянно и не зависит от угла поворота ротора и равняется . Соответственно при нечетном числе цилиндров в блоке количество их, соединенных с полостью высокого давления гидромашины, непостоянно, определяется углом поворота ротора и равняется . Поэтому абсолютное значение результирующей прижимающей силы в первом случае возможно считать постоянным, а во втором – переменным, зависимым от угла поворота ротора, так как

. (6.25)

Отношение максимальной прижимающей силы к ее минимальному значению для гидромашины с нечетным числом цилиндров определяется значением . Следует также учитывать, что точка приложения результирующей силы давления в этом случае изменяется скачкообразно с изменением, в зависимости от угла поворота ротора, количества соединенные с полостью высокого давления цилиндров гидромашины.

Точка приложения результирующей силы давления не совпадает с продольной осью блока цилиндров как в случае четного, так и нечетного числа цилиндров из-за симметричного, относительно диаметральной оси блока, положения зон высокого и низкого давлений, обусловленных таким размещениям полостей нагнетания и всасывания насоса (рабочих и сливных полостей гидромотора). Поэтому точка приложения результирующей силы давления смещается в зону высокого давления поперечного сечения блока цилиндров, что способствует возможности клинообразного раскрытия распределительного узла (возникает жидкостный гидродинамический клин) и колебательного движения блока цилиндров при его вращении вокруг продольной оси.

Сила давления жидкости на контактную поверхность блока цилиндров по направлению от золотника (отжимающая сила) определяется суммой сил, которые действуют по площади распределительных окон и (рис. 6.10), и сил, которые действуют по площади поясков золотника шириной и и перевальных перемычек шириной (рис. 6.10; 6.13, а). При этом из общей площади контактирующих поверхностей площадь отверстий в донышках цилиндров , в соответствии с выше изложенного, не вычитается, хотя на ней отжимающая сила не формируется. Также к расчетам принимается только площадь контактной поверхности, которая находится в зоне полости нагнетания насоса (рабочей полости гидромотора) с высоким давлением (рис. 6.14, а, заштрихована полукольцевая зона), то есть половина общей площади контактной поверхности, пренебрегая зоной с низким давлением.

Тогда абсолютное значение отжимающей силы можно определить зависимостью

, (6.26)

где - избыточное давление рабочей жидкости в полости нагнетания насоса (рабочей полости гидромотора);

- среднее избыточное давление в контактном зазоре распределителя;

- площадь распределительного окна золотника (рис. 6.14, а, двойная штриховка);

- расчетная площадь контактной поверхности, которая находится в зоне высокого давления (рис. 6.14, а, одинарная штриховка)

,

здесь - соответственно внешний и внутренний диаметры золотника (рис. 6.14, а).

а) б)

Рис. 6.13. Схемы торцевых распределителей с плоским (а) и сферическим (б) золотниками

а) б)

Рис. 6.14. Схемы к расчету торцевого распределителя жидкости

Среднее значение избыточного давления в контактном зазоре распределителя определяется исходя из его линейного радиального распределения

,

где - давление слива жидкости из контактного зазора.

Понятно, что, как и в случае прижимающей силы , абсолютное значение отжимающей силы являются переменным в зависимости от угла поворота ротора, а ее точка приложения не совпадает с продольной осью блока цилиндров и также смещенная в зону высокого давления распределителя. Взаимное выравнивание колебаний прижимающей и отжимающей сил при вращении ротора гидромашины максимально возможно достигается при значении центрального угла обхвата распределительного окна (рис. 6.10) [2]

.

Таким образом, условием обеспечения надежного контакта блока цилиндров с торцевым распределителем исходя из (6.23) является зависимость

,

где - минимальное число цилиндров, которые одновременно соединяются полостью нагнетания насоса (рабочей полостью гидромотора).

В то же время, как отмечалось и выше, результирующая сила прижатия не должна превышать допустимую величину из условия предотвращения смятия контактирующих поверхностей и предельных значений сил трения.

Соотношение значений прижимающей и отжимающей сил оценивается коэффициентом прижатия

,

который при качественном изготовлении деталей контактирующей пары ограничивают значением , хотя часто доводят до величины .

Часто начальное прижатие блока цилиндров к торцевому золотнику обеспечивается центральной пружиной (рис. 6.7), недостатком которой является постоянство ее усилия независимо от угловой скорости ротора гидромашины. Поэтому в момент пуска машины и при небольших скоростях вращения блока цилиндров масло (рабочая жидкость) выжимается из контактного зазора торцевого распределителя усилиям пружины, которая приводит к повышенному износу контактирующей пары.

Для предотвращения возможности смятия опорные контактирующие поверхности без увеличения площади гидродинамического контакта внешний, относительно распределительных окон золотника, контактный поясок шириной разделяют на две части кольцевой канавкой с дренажными сливами (рис. 6.14, б). Так как давление в канавке через дренажные сливы снижается до уровня сливного , то часть пояска разгружается от давления жидкости и используется только в качестве механической опоры с целью предотвращения смятия контактирующих деталей.

В общем случае износ контактирующей пары торцевого распределителя уменьшается при снижении окружной скорости скольжения, для чего отверстия в донышках цилиндров рекомендуют максимально возможно смещать к оси блока цилиндров, то есть обеспечивать соотношение (рис. 6.13, а; - диаметр дуги распределительного окна; - диаметр круга на торце блока цилиндров, на котором размещены оси цилиндров).

Износ контактирующей пары уменьшается при использовании сферических контактирующих поверхностей торцевого распределителя (рис. 6.13, б)– золотника и блока цилиндров .

Надежность работы торцевых распределителей зависит также от динамической уравновешенности подвижных элементов, которые вращаются вокруг оси ротора, качества выполнения плоскостей контакта, величины угловой скорости блока цилиндров, равномерности нагрева рабочей жидкости (смазки) между контактирующими поверхностями и недопущения ее перегрева сверх допустимого значения и др.