ГЛАВА 2
ЗАКОНОМЕРНОСТИ ИЗНОСА ПАРЫ ПОРШЕНЬ-ВТУЛКА
В АКСИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИНАХ
Как было показано в первой главе, отказы аксиально-поршневых гидромашин по причинам износа поверхностей трения распределяются неравномерно по узлам трения, входящих в конструкцию этих машин-насосов или моторов. Так, 25% отказов приходится на цилиндро-поршневую группу. Если учесть, что ремонт или восстановление работоспособности пары поршень-зеркало блока цилиндров является весьма трудоемким даже для специализированных цехов и более сложным, чем для пары трения распределитель-сферическая или плоская поверхность блока цилиндров, на которую приходится 55% отказов, то становится понятным особое внимание, которое уделяется на производстве и в научных исследованиях долговечности и ремонтноспособности этих возвратно-поступательных пар. Поэтому первой задачей, которую следовало решить - это получение достоверных данных по эпюрам износа поршней и зеркала блока цилиндров, отвечающих эксплуатационным и лабораторным условиям с соответствующим анализом результатов. Освещению данного вопроса и посвящена настоящая глава.
2.1. Методика изучения износа пар трения поршень-блок цилиндров аксиально-поршневых гидромашин
Для проведения исследований были выбраны гидромашины типа 210.25 и АПН 200, которые имеют одинаковые бронзовые блоки гидроцилиндров и взаимозаменяемые стальные азотированные поршни с номинальным диаметром 25 мм. Эти гидромашины являются наиболее массовыми, что позволило с меньшими затратами осуществить лабораторные эксперименты, а также набрать необходимый статистический материал на отказавших и направленных на ремонт изделиях. Поэтому методика изучения износа поршней и зеркала блока цилиндров включала работы по обмену разобранных деталей с фиксированием времени их наработки по наступления отказа, а также лабораторные исследования на специально созданных для этого установках. При сборе статистических данных особую сложность представляло определение времени наработки гидромашин. В основном это осуществлялось путем анализа журнальных заводских данных большей частью ПО "Стройгидравлика" прошлых лет, когда вопросам качества, долговечности гидромашин массового производства уделялось исключительно важное внимание, а также с помощью обмеров блоков и поршней, вышедших из строя в настоящее время. Во всех случаях применяемая нами методика определения износа контртел включала статистическую обработку полученных данных.
Независимо от способа получения данных по износу поршней или отверстий в блоках гидроцилиндров все измерения проводились по единой методике, обязательно включающей определение величин износа по длине или образующим контртел в различных диаметральных сечениях. Как видно из рис. 2.1а, базовой поверхностью для отсчета уровня сечения по глубине отверстий служила торцевая поверхность блока цилиндров. Измерения диаметров отверстий в заданных сечениях осуществлялись с применением нутромеров с ценой деления 0,001 мм. На каждом уровне делалось несколько замеров с целью изучения неравномерности износа по периметру отверстия в заданном сечении. Особенно обращалось внимание на измерения по радиальному направлению (1) и по окружному направлению (2), что показано на рис. 2.1б.
Для поршней такие фиксированные в плоскости измерения большей частью не проводились, т.к. при работе юбки поршней свободно вращаются, что приводит к практически равномерным эпюрам износа, отнесенным к секущим плоскостям. Однако на ряде поршней имела место огранка с шагом между образующими несколько миллиметров. Образование таких огранок, главным образом на выходящей из блока стороне поршней объясняется технологическими факторами производства с последующим влиянием трения при работе поршней. Такие поршни нами выбраковывались, а результаты измерений износа не учитывались. Заметим, что поршни с огранкой в верхней части юбки встреча-
Рис. 2.1. Объекты исследований аксиально-поршневых гидромашин.
а - блок гидроцилиндров и сечения отверстий по высоте цилиндров, где проводились измерения;
б - вид блока гидроцилиндров с торца, сечения 1,2 и определяемые размеры а1, а2;
в - поршень в сборе с шатуном 1 и сечения, в которых определялись диаметры головки и юбки поршня 2.
лись среди других нормальных в блоке гидроцилиндра. Число поршней с огранкой было не более 3%. Некоторые поршни имели овализацию порядка 8мкм в районе первой канавки и отверстия для смазки после 2000 час. работы.
Перед проектированием установок были определены режимные условия совместной работы цилиндро-поршневой пары. За основу приняты гидромашины 210.25. и аналогичные по конструкции этого узла трения - сдвоенные регулируемые 223.25 и АПН 200. Если в гидромашине угол ? наклона люльки заложен конструктивно и постоянно равен 25?, то в АПН-200 он изменяется. При этом максимальная скорость поршня при возвратно-поступательном движении относительно вращающегося блока цилиндров определяется по формуле:
? = Rш ? ? ? Sin? ?Sin?,
где Rш - радиус расположения центров сфер шатунов на шайбе вала;
? - угловая скорость вращения поршневой группы;
? - угол, определяющий положение сферы шатуна при вращении шайбы вала;
? - угол наклона люльки.
Тогда для гидромашины 210.25
?max = 3,675?1,46,5?1?0,4226?10-2 = 2,28 м/с
Здесь: ? = ?n /30 = 3,14 ?1400/30 = 1465; угол ?? ; - 1 ? Sin? ? 1;
при 90?Sin? = 1.
?min = 0.
Поэтому в экспериментальных установках максимальная скорость возвратно-поступательного движения должна составлять порядка 2 м/с.
Для определения давления поршня блока цилиндров была принята упрощенная силовая схема показанная на рис. 2.2. По этой схеме рабочая жидкость воздействует на поршень силой
Q = p ? ?d2/4.
Для гидромашин 210.25; 223.25 и АПН 200 номинальное рабочее давление р = 16 МПа, а диаметр поршня d = 25 мм. Полная реакция , учитывая угол наклона люльки, равный 25? составляет = Q / Cos 25?. Учитывая схему действия