zaharov

351

Т а б л и ц а 6.3

Материалы для основных узлов и элементов насоса на номинальное давление 35 МПа

К наиболее критичным элементам, для которых требуется проверка параметра PV, фирма относит пары скольжения:

башмак – опорная пластина башмака;

торец блока цилиндров – упорно-распределительный золотник;

плунжер – внутренняя поверхность цилиндра;

сепаратное кольцо – пластина для удержания башмаков;

уплотнительные элементы приводного вала.

Экспериментами установлено, что при переходе с номинального давления 21 на 35 МПа без изменения конструкции и геометрических размеров насоса параметры PV первых трех критичных элементов резко возрастают.

Важное значение для улучшения параметра PV приобретает гидростатическое и гидродинамическое уравновешивание элементов пар скольжения и особенно блока цилиндров. Схема уравновешивания блока цилиндров насосов с номинальным давлением 21 МПа оказалась неприемлемой для насосов с номинальным давлением 35 МПа. Поэтому фирмой Vickers были проведены расчеты реальных сил, действующих на блок цилиндров насосов с номинальным давлением 21 МПа, затем были введены поправочные коэффициенты для блока цилиндров насоса с номинальным давлением 35 МПа, и расчетные данные подтверждены проверочными испытаниями.

По результатам перепроектирования насоса с номинальным давлением 21 на 35 МПа установлено, что объемный КПД насоса уменьшается из-за роста внутренних утечек жидкости, но возрастает механический КПД вследствие увеличения толщины смазочного слоя в парах скольжения. Данные по расчетам КПД представлены в табл. 6.4. Одновременно в таблице приводятся расчетные данные по КПД для насосов на номинальные давления 28 и 56 МПа.

Т а б л и ц а 6.4

Расчетные показатели КПД насосов при работе на номинальной частоте вращения с максимальной подачей

В табл. 6.5 приводятся статистические данные по основным техническим характеристикам промышленно освоенных регулируемых насосов на номинальные давления 21, 28 и 35 МПа.

По результатам работы фирмы Vickers, улучшен основной критерий весового совершенства насосов на номинальное давление 35 МПа (удельная мощность), представляющий отношение развиваемой мощности насоса к его массе.

353

Т а б л и ц а 6.5

Основные технические характеристики промышленных насосов

Ожидаемые показатели надежности насосов на номинальное давление 35 МПа будут соответствовать показателям надежности широко эксплуатируемых насосов на номинальное давление 21 МПа. Обычно гидравлические насосы военных самолетов имеют среднюю наработку на отказ (МТВF) от 5000 до 7000 л.ч, в то время как для коммерческих самолетов этот показатель соответствует 15 000... 20 000 л.ч вследствие разных условий эксплуатации и режимов работы в бортовых гидросистемах.

Повышенное номинальное давление в гидросистемах приводит к росту внутренних утечек жидкости и напряжений в трубопроводах, рукавах, корпусах агрегатов. Влияние высокого статического давления на характеристики прочности, выносливости и ресурса теоретически оцениваются при проектировании гидросистемы и ее комплектующих агрегатов, узлов и элементов. Однако ряд специфических особенностей, обусловленных работой насосов с высоким номинальным давлением, сложно оценить теоретически. К ним относятся:

высокочастотные колебания расхода (подачи) жидкости, высокочастотные колебания давления (пульсации давления);

повышенные внутренние утечки в насосах, приводящие к тепловыделению в гидросистему;

забросы давления в переходных режимах работы (гидроудары). Для минимизации величин пульсаций давления рабочей жидко-

сти фирмой Vickers исследованы методы подавления пульсаций посредством:

использования в гидролинии нагнетания насоса широко применяемых гасителей пульсаций;

смещения углов расположения окон упорно-распределительного золотника;

увеличения количества плунжеров блока цилиндров.

Гасители пульсаций давления жидкости представляют собой сферическую полость, подключенную параллельно к напорной линии насоса. Внутренний объем полости определяется энергетическими параметрами насоса и заданным уровнем подавления пульсаций давления рабочей жидкости. С помощью сферического гасителя удалось снизить амплитуду пульсаций с 2,1 до 0,7 МПа. Однако введение гасителя пульсаций в линию нагнетания насоса значительно повышает массу насоса, поскольку в качестве материала для изготовления гасителя используют высокопрочные стальные и титановые сплавы.

Смещением углов достигается предварительная степень сжатия жидкости в замкнутой плунжерной полости до определенного давления, величина которого ограничивается последующим открытием окна подачи. Этим уменьшается размах пульсаций давления жидкости.

Увеличение количества плунжеров с обычных девяти до одиннадцати позволяет значительно снизить размах пульсаций давления рабочей жидкости на выходе из насоса. В табл. 6.6 представлены экспериментальные данные по размаху пульсаций давления жидкости для двух конструктивных исполнений насосов.

Т а б л и ц а 6.6

Пульсационные характеристики насосов с различным плунжерным конструктивным исполнением

355

С увеличением номинального давления до 35 МПа внутренние утечки в насосах возрастают значительно, что приводит к объемным потерям мощности насоса и к генерированию тепловой энергии в присоединенную гидросистему. Расход жидкости через сервозолотник регулятора насоса при ламинарном течении жидкости выражается зависимостью:

где Q – расход жидкости через сервозолотник, л/с; d – внутренний диаметр сервозолотника, мм; b – ширина кольцевого зазора по сервозолотнику, мм; p – перепад давления жидкости на сервозолотник,

кПа; – кинетическая вязкость жидкости, сСт; L – длина проходного канала в сервозолотнике в направлении потока жидкости, мм.

Из выражения (6.1) видно, что, если размеры сервозолотника регулятора подачи насосов на номинальное давление 21 и 35 МПа одинаковые, то внутренние утечки у насосов с номинальным давлением 35 МПа возрастают на 67 %. Тепловыделения в гидросистему при этом будут определяться выражением

q pQ ,

1000

где q – тепловая энергия, выделяемая при дросселировании жидкости через сервозолотник, кВт; p – перепад давления жидкости на серво-

золотнике, кПа; Q – расход жидкости через сервозолотник, л/с.

Как показали эксперименты, при работе насоса на номинальном давлении 35 МПа тепловыделение в гидросистему увеличивается приблизительно в 2,8 раза. Обычно для снижения уровня тепловыделения насоса уменьшают проходные сечения сервозолотника регулятора.

Стандартными требованиями MIL-P-19692 E ограничиваются забросы давления в переходных режимах (гидроудары) величиной не более 135 % от номинального давления насоса. Для насосов с номинальным давлением 35 МПа забросы давления могут составить

47,2 МПа.

Для ограничения забросов давления насосов на номинальное давление 35 МПа фирмой Vickers проведена специальная доработка регулятора подачи.

Заброс давления в переходном режиме при изменении подачи насоса от 3,5 л/с до нуля, не превышает 42,4 МПа. При модификации регулятора учитывалось влияние на переходные режимы работы модуля упругости жидкости и объема жидкости в присоединенной гидросистеме.

Миниатюризация конструкций агрегатов регулирования параметров потока жидкости для гидросистем с высоким номи-

нальным давлением. За последние годы фирмой Lee Company накоплен большой опыт разработки и исследования миниатюрных агрегатов регулирования потока жидкости для гидросистем с номинальным давлением до 56 МПа. В процессе создания этих агрегатов решены конструкторские и технологические проблемы, разработаны эмпирические и аналитические методы расчета агрегатов.

На первый взгляд может показаться, что простое увеличение толщины стенки агрегата должно быть достаточным для перехода с номинального давления 21 на 35 МПа. Однако имеется ряд конструктивных и технологических проблем, требующих решения при использовании номинального давления 35 МПа, среди которых следует указать, например, следующие:

возрастание скорости потока жидкости для дроссельных отверстий (при диаметре 0,5 мм скорость возрастает на 63 % при переходе с номинального давления 21 МПа на давление 56 МПа). При повышенных скоростях истечения жидкости неизбежна эрозия дроссельных отверстий и защитных фильтрующих сеток;

рост разрушающего давления в сетчатых фильтрах;

увеличение гистерезиса клапанных устройств;

повышение максимальной величины заброса давления (для систем с номинальным давлением 35 МПа заброс составит 47,2 МПа и почти соответствует разрушающему давлению для гидрооборудования

сноминальным давлением 21 МПа по MIL-H-5440H;

крепление агрегатов (при номинальном давлении 35 МПа усилие выдавливания агрегата из гнезда с наружным диаметром 12,7 мм соответствует 445 кгс).

Гидродроссели на номинальное давление 56 МПа. Гидродрос-

сели на номинальное давление 56 МПа включают в себя дроссельные

357

шайбы с большим количеством дренажных отверстий; сетчатые фильтры, установленные на входе и выходе дросселя; узел крепления.

Минимальный проход составляет 150...200 % от прохода эквивалентного гидродросселя с одним дроссельным отверстием.

При разработке гидродросселя фирмой Lee Company решены три технические проблемы:

крепежный конец дросселя аналитически рассчитан и испытан на воздействие перепада давления, превышающего в 4 раза номинальное давление;

дроссельные шайбы пластически не деформируются при четырехкратном увеличении номинального давления, несмотря на наличие сетчатого фильтроэлемента и возможного перехода загрязнений через ячейки сетки фильтроэлемента;

пакет дроссельных шайб не смещается при четырехкратном увеличении номинального давления 56 МПа.

Соответственно давление опрессовки и разрушающее давление составляют 112 и 224 МПа.

Предохранительный клапан на номинальное давление 35 МПа.

Наружный диаметр клапана составляет 7,13 мм. Клапан используется в качестве аварийного предохранительного устройства в гидросистемах

иагрегатах.

Впроцессе проектирования и испытаний предохранительного клапана фирмой Lee Company решены две конструктивные проблемы:

в сравнении с предохранительным клапаном на номинальное давление 21 МПа увеличена длина крепежного конца на 20 % из-за необходимости увеличения контактной поверхности и исключения разрушения при давлении до 116,6 МПа;

оптимизирована ширина седла предохранительного клапана с целью уменьшения контактных напряжений и обеспечения давления начала открытия клапана, равного 41,3 МПа.

Для уменьшения гистерезиса предохранительного клапана необходимо иметь ширину седла минимальной, с исключением резкого увеличения напряжения в материале.

Предохранительный клапан на номинальное давление 35 МПа удовлетворяет требованиям по давлению опрессовки и разрушающему давлению, равным соответственно 52,5 и 87,5 МПа. По программе ква-

359

Челночные клапаны опрессованы на давление 51 МПа и испытаны на разрушающее давление 85 МПа. Конструкция челночного клапана прошла циклические испытания при пятикратном номинальном расходе жидкости с числом циклов нагружения 1 105 и скоростью повышения давления 680 МПа/с. Клапаны также успешно испытаны при температурах рабочей жидкости от минус 54 до 135 °С.

Обобщая представленный материал, можно отметить следующие направления совершенствования отечественного и зарубежного гидропривода ЛА (рис. 6.4).

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

1.Перечислите характерные особенности электромеханических, гидравлических и пневматических систем перспективных ЛА.

2.В чем заключается физический смысл наличия минимумов в зависимости массы и объема элементов гидропривода от рабочего давления?

3.В чем отличие электрогидравлических приводов от электрогидростатических?

4.Обоснуйте рациональность применения номинального давления 32 МПа в источниках питания самолетов.

5.Какие перспективные приводы установлены в системе управления самолета А-380?

6.Какие принципиальные решения гидросистемы позволяют значительно повысить показатель боевой живучести СМС?

7.Перечислите основные результаты, полученные при исследовании гидросистем маневренных самолетов с номинальным давлением

56 МПа.

8.По каким направлениям проводятся научно-исследовательские и проектные работы по гидроприводу СМС пятого поколения?

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1.Автоматизированные испытания в авиастроении. – М. : Машиностроение, 1989. – 232 с.

2.Башта Т. М. Гидравлические приводы летательных аппаратов / Т.М. Башта. – М. : Машиностроение, 1967. – 484 с.

3.Весовое совершенствование авиационного гидравлического оборудова-

В. Г. Нейман. – М. : Машиностроение, 1973. – 200 с.

6.Захаров А. С. Агрегаты гидро- и пневмосистем ЛА : учеб. пособие / А. С. Захаров. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 2003. – Ч. 1. – 32 с.

7.Захаров А. С. Агрегаты ГС и ПС : учеб. пособие / А. С. Захаров. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 1998. – Ч. 3. – 33 с.

8.Захаров А. С. Агрегаты ГС и ПС : учеб. пособие / А. С. Захаров. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 1997. – Ч. 2. – 38 с.

9.Захаров А. С. Агрегаты ГС и ПС: Конспект лекций / А. С. Захаров. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 1996. – Ч. 1. – 27 с.

10.Захаров А. С. Агрегаты гидро- и пневмосистем ЛА : метод. указ. к курсовому проекту / А. С. Захаров. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 2002. –32 с.

11.Когге Ю. К. Основы надѐжности авиационной техники : учеб. для техникумов / Ю. К. Когге, Р. А. Майский. – М. : Машиностроение, 1993. –

176с.

12.Энергетические системы гидропривода лаборатории прочности авиационных конструкций / Ю. В. Колеватов [и др.] // Гидромеханика в инженерной практике : тр. VII Междунар. конф. – Киев, 2002 . – С. 42–48.

13.Колеватов Ю. В. Электрогидравлические модули нового поколения систем нагружения авиационных конструкций / Ю. В. Колеватов, И. Н. Медведева, В. И. Сабельников // Промышленная гидравлика и пневматика. –

2004. – № 4 (6). – С. 47–51.

14. Математическое моделирование работ испытательных стендов / Ю. В. Колеватов [и др.] // Сб. науч. тр. Кировоград. гос. техн. ун–та. – Кировоград, 2000. – Вып. 7. – С. 88–93.

15. Колеватов Ю. В. Анализ неисправностей гидравлических систем маслонасосных станций / Ю. В. Колеватов, В. И. Сабельников // Надѐжность и долговечность гидрогазовых систем воздушных судов. – Киев : КИИГА,

1987. – С. 59–62.