Бескарданные аксиально-поршневые гидромашины с наклонным блоком цилиндров

Одним из основных недостатков карданных соединений (шарниров) в аксиально-поршневых гидромашинах с наклонным блоком цилиндров является сложность и затратность их изготовления. Применение карданов, которые являются наименее надежными узлами насоса или гидромотора, приводит, в то же время, к увеличению габаритов гидромашин, что усложняет их использование в составе мобильной техники.

Изложенное привело к широкому распространению аксиально-поршневых гидромашин с бескарданной связью наклонного блока цилиндров с приводным диском (рис. 6.15).

При таком конструктивном решении аксиально-поршневой гидромашины блок цилиндров 2 кинематически и, частично, динамически связывается с приводным диском 6, выполненным как одно целое с валом 5, с помощью шатунов (штоков) 4 поршней 3. Через эту связь между указанными элементами машины передается крутящий момент, необходимый для компенсации гидромеханических и инерционных потерь в подвижном роторе машины. Силовой крутящий момент на блок цилиндров 2 насоса не передается (на блоке цилиндров 2 гидромотора не возникает). Усилия давления рабочей жидкости, что обусловливает основную силовую нагрузку бескарданної аксиально-поршневой гидромашины, передаются от поршней 3 через штоки 4 на приводной диск 6, на котором и возникают тангенциальные (радиальные) составляющие этих усилий, а, следовательно, и силовой крутящий момент.

Распределение жидкости в бескарданной аксиально-поршневой гидромашине выполняется, как правило, торцевым распределителем 1 с сферической формой контактирующей с блоком цилиндров 2 поверхности. Центрирование блока цилиндров 2 относительно распределителя 1 обеспечивается центральным штоком 7. Пружина 8 предназначенная для начального прижимания блока 2 к торцевому распределителю 1.

Рис. 6.15. Схема бескарданной аксиально-поршневой гидромашины

В случае работы бескарданной аксиально-поршневой гидромашины в режиме насоса крутящий момент, необходимый для преодоления сил механического и вязкостного трения и сил инерции ротора, передается от вала 5 и приводного диска 6 к блоку 1 через продленные юбки поршней 3, с внутренней поверхностью которых на определенных углах поворота ротора последовательно контактируют поршневые шатуны 4. То есть, привод блока цилиндров 1 осуществляется за счет попеременного контакта поршневых шатунов 4 с внутренней конусной поверхностью юбок соответствующих поршней 3.

В дальнейшем кинематические особенности работы бескарданной аксиально-поршневой гидромашины рассмотрим на примере использования ее в качестве насоса, конструктивное выполнение которого может быть как нерегулируемым (рис. 6.16), так и регулируемым. Кинематические особенности работы гидромоторов аналогичной схемы принципиально не отличаются от рассмотренных для насоса по известным условиям обратимости этих гидромашин.

Как и в схемах с силовой карданной связью, в бескарданных аксиально-поршневых насосах имеет место позиционная асинхронность ведущего (вала 5 и приводного диска 6) и ведомого (блока цилиндров 2) звеньев, а также неравномерность угловой скорости вращательного движения ведомого звена при постоянной угловой скорости ведущей звена. Как и в предыдущих случаях, это обусловлено непараллельностью плоскостей, в которых размещаются круги вращения центров шаровых шарниров крепления шатунов 4 соответственно в поршнях 3 и приводном диске 6.

Рис. 6.16. Бескарданный нерегулируемый аксиально-поршневой насос

Кинематическая схема бескарданного аксиально-поршневого насоса (рис. 6.17) подобна схеме насоса с силовым асинхронным карданом (рис. 6.7), поэтому в данном случае зависимость угла поворота ведомого (блока цилиндров 2) звена от угла поворота ведущего (приводного диска 6) звена и угла наклона блока цилиндров 2 также может быть определена по зависимости (6.9), то есть .

Рис. 6.17. Кинематическая схема бескарданного аксиально-поршневого насоса

Для исследования кинематических закономерностей работы бескарданного аксиально-поршневого насоса обозначим разницу между углами поворота ведущего (вала 5 и приводного диска 6) звена и ведомого (блока цилиндров 2) звена (асинхронность гидромашины) как . При вращении ротора гидромашины правомерно рассматривать угол как разницу между углами поворота точек и , которые являются центрами шаровых шарниров крепления шатунов 4 соответственно в приводном диске 6 и поршнях 3 (рис. 6.17). Исходя из этого, ведение блока цилиндров 2 при данном угле поворота ведущего (приводного диска 6) звена будет обеспечиваться за счет контакта между внутренней конусной поверхностью юбки поршня 3 и шатуном 4 той пары „поршень-шатун”, для которой в данный момент времени значение угла будет максимальным. На графике зависимости бескарданного аксиально-поршневого насоса с числом цилиндров при значении угла наклона блока 2 (рис. 6.18) синусоида для текущей пары „поршень-шатун” (отсчет угла поворота которой начат от нейтрального положения данного поршня 3) изображена жирной линией. Синусоиды, которые приведены тонкими линиями, изображают зависимости для других семи пар „поршень-шатун” при равномерном угловом размещении цилиндров в блоке 2 с углами между ними .

Рис. 6.18. График зависимости позиционной асинхронности пар „поршень-шатун” от угла поворота вала бескарданного аксиально-поршневого насоса

Из всех восьми пар „поршень-шатун” наибольшее значение угла текущая пара будет иметь в диапазонах углов поворота ведущего (приводного диска 6) звена, которые равняются и (на графике заштриховано, рис. 6.18), то есть эта пара „поршень-шатун” за одно вращение приводного диска 6 два раза с интервалом угла обеспечивает ведение блока цилиндров 2 в приведенных диапазонах углов поворота . Так как одномоментно контактируют между собой две, что находятся диаметрально противоположно одна относительно второй, пары „поршень-шатун”, то каждые две ведущей пары „поршень-шатун” обеспечивают ведения блока цилиндров 2 при повороте приводного диска 6 на угол (рис. 6.18).

При достижении, в результате вращения ротора, другими парами „поршень-шатун” положения, которое определяется диапазоном углов для контактирующей пары, они становятся ведущими, то есть обеспечивают ведение блока цилиндров 2.

Таким образом, ведение блока цилиндров 2 по очереди обеспечивают все диаметрально противоположные пары шатунов 4, и его текущая угловая скорость в каждое мгновение времени определяется теми двумя из них, которые меньше других отстают от вала 5. Остальные шатуны 4 при этом не контактируют с юбками своих поршней 3 и углы наклона их до осей цилиндра будут меньшими, чем углы наклона двух ведущих шатунов 4.

В результате снижения скорости двух ведущих шатунов 4 и повышения скорости двух соседних, происходит изменение, в определенный момент времени (при определенных значениях угла поворота приводного диска 6 ), контактирующих пар „поршень-шатун” другими (очередными) парами. Таким образом, за один оборот приводного диска 6 (вала 5) каждый шатун 4 дважды принимает участие в ведении блока цилиндров 2, причем поршни 3 шатунов 4, что находятся в одной зоне ведения, выполняют ход нагнетания, а в другой – ход всасывания. При нулевом угле наклона блока цилиндров 2 все шатуны 4 теоретически становятся ведущими.

В соответствии с указанным, имеет место неравномерность вращения блока цилиндров 2 при равномерном вращении вала 5 и приводного диска 6, которая повышается с увеличением угла наклона блока 2 .На угловую скорость блока цилиндров 2, основная средняя составляющая которой равняется постоянной скорости вала 5, налагаются составляющие высшего порядка, то есть блок 2 при угле наклона вращается с переменной (пульсирующей) угловой скоростью.

В конструкциях бескарданных аксиально-поршневых гидромашин обычно применяется гидростатическая разгрузка сферических головок шатунов 4 (рис. 6.15). Для снижения давления жидкости, которая питает механизм разгрузки, а также уменьшения объемных потерь (утечек жидкости), ее отбирают не из полости нагнетания, а из кольцевой проточки, которую выполняют на некотором расстоянии от торца поршня 3.

В результате свободного (люфтового) перемещения шатуна 4 в юбке поршня 3 при изменении направления вращения ротора гидромашины имеют место жесткие удары, ввиду чего делается невозможным выполнение реверсивных бескарданних аксиально-поршневых гидромоторов.

Уменьшения люфта возможно достичь уменьшениям угла , но одновременно с этим, для предупреждения заклинивания шатунов 4 в поршнях 3, должна быть обеспечена некоторая минимальная величина этого угла.

Возможность ударов шатунов 4 о поршни 3 и большие нагрузки на них являются основным недостатком схемы бескарданного ведения блока цилиндров 2, что делает невозможной работу таких насосов при больших (>3000 об/мин) частотах вращения.

Бескарданные аксиально-поршневые гидромашины выполняются как нерегулируемыми, так и регулируемыми для использования как в режиме насосов, так и гидромоторов.