Электропривода

Силы в плунжерной гидравлической передаче рулевого

Принцип действия насоса переменной производительности

1. Насос радиально-поршневого типа.

Представлен на рис.38

Д-диск, насаженный на вал. Диск вращается двигателем. В диске Д имеются цилиндры;

П-поршень, ходит в цилиндре диска Д;

Ш-шарнир;

К-кольцо, вращающееся вместе с диском Д. Оно может смещаться по отношению к оси вращения 0.

Ось вращения 0 в пространстве неподвижна.

е-эксцентриситет;

ВП- верхняя полость;

НП- нижняя полость.

Поршень П с помощью шарнира Ш соединен с кольцом К. Ценр кольца К может быть смещен по отношению к центру 0 диска Д, на величину е.

При указанном направлении вращения жидкость засасывается поршнем П из верхней полости ВП и нагнетается в НП. Прорези ВП и НП соединяются с цилиндрами гидравлической рулевой машины. Для изменения направления передачи жидкости необходимо изменить знак е. Величина е определяет производительность.

2. Насос аксиально-поршневого типа.

Показан на рис.39

Л-люлька насоса;

Ш-шарнир;

Р-ротор насоса с поршнями;

П-поршень;

К-корпус;

НП-нагнетающая полость;

ВП-всасывающая полость.

Вид на дно корпуса сверху представлен на рис.40

В1-вырез для всасывания, В2-вырез для нагнетания.

Действующая сила давления в цилиндре F_ц должна преодолевать результирующую силу сопротивления F_с. Перечень сил:

Q(Т)= m_d/Rh_d -основная сила, перпендикулярная к оси румпеля. (учитывается h_d-верно, см. Завиша, стр.198, ф.207);

f₂Q(Тf_р) - сила трения, возникающая при скольжении круглого румпеля в муфте и направленная против движения муфты по румпелю; здесь f_р - коэффициент трения;

G(N) - реакция опор (сальников цилиндров) отоносительно веса плунжеров, направлена вверх и указана на чертеже точкой;

f_свG(Nf_с) - сила трения плунжеров в сальниках цилиндров, определяемая реакцией опор относительно веса плунжеров, направлена против движения плунжеров;

N(Р) - реакция со стороны упорного бруса относительно составляющей Т_х силы Т, обеспечивает упор и предотвращает возможность прогиба линии плунжеров;

f₁N(Рf_п) - сила трения, возникающая при движении ползуна по упорному брусу;

f₃Q - трением в подшипниках рамы пренебрегаем;

Т(В) - сила трения в сальниках цилиндров, обусловленная упругостью набивки и степенью ее сжатия в зависимости от действующих давлений. При больших гидравлических давлениях применяются самоуплотняющиеся набивки, которые повышают степень уплотнения сальника с ростом давления;

Р_i(F_ц) - действующая сила давления в цилиндрах, компенсирующая полную силу сопротивления F_с и обеспечивающая перекладку руля.

Для определения силы давления прессов в цилиндрах F_ц составляются уравнения всех перечисленных выше сил относительно осей координат х и у.

Уравнение равновесия сил относительно оси х:

,

откуда

;

относительно оси у:

.

После подстановки Р во второе уравнение получаем:

. (2.57)

(Это выражение сходится с формулой 229, Завиша, стр.243).

В большинстве случаев металлические трущиеся сочленения выполняются из пары сталь-бронза, т.е. значения коэффициентов трения равны:

Кроме того, величиной f²=0.006¸0.01 можно пренебречь.

Тогда

.

Коэффициент трения набивки сальника:

для мягких набивок f_с=0.2;

для кожаных f_с=(0.07¸0.13).

Сила трения В определяется на основании экспериментально выведенной формулы инженера В.А. Михеева:

,

где pДh_н - поверхность трения плунжера о набивку;

Д - диаметр плунжера;

h_н - высота набивки;

р - давление.

Опытный коэффициент 0.15 определяет учитываемую часть высоты набивки, т.к. степень нажатия набивки на поверхность плунжера вдоль всего сальника неодинакова из-за эластичности набивки. Высота набивки h_н зависит от диаметра плунжера Д. Чем больше Д, тем труднее обеспечить необходимое уплотнение сальника и высота набивки h_н увеличивается. Существуют рекомендованные соотношения этих величин в зависимости от вида и исполнения набивки.

Учитывая, что ,

где Z - число пар цилиндров;

- рабочее плечо румпеля;

h_d»0.9 - КПД баллера,

Получаем:

. (2.58)