Предельным значением давления для насосов этого типа с малыми рас­ ходами является 700 кГ/см2.

Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отрас­ лей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 4000— 4500 л. с. и более при давлении 210—280 кГ/см2.

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ НАСОСА

Подставив в формулу (142) значение величины хода поршня, кото­ рую с некоторой погрешностью, обусловленной принятыми выше кине­ матическими допущениями, принимаемым равной h=D tgy, где D — диаметр окружности, на которой расположены центры цилиндров, а у — угол между осями цилиндрового блока и наклонного диска, получим приближенное выражение для расчета теоретической производительно­ сти:

где d и z — диаметр и число цилиндров.

При этом мы допустили, что оси шатунов совпадают с осями ци­ линдров, что, однако, будет справедливо лишь в случае, если угол у между осями диска и блока цилиндров равен нулю (что соответствует нулевому расходу), а в остальных случаях оси шатунов будут находить­ ся по отношению к осям цилиндров под некоторым углом. Однако, при­ нимая во внимание, что угол у в насосах обычно не превышает 20°; ошибка, вызываемая этим допущением, относительно невелика. Чтобы уменьшить эту ошибку при конструировании насосов с шарнирно-ша­ тунным приводом (см. рис. 57, б) обеспечивают следующую эмпириче­ скую зависимость:

Dl= l,0082Dr

где D\ — диаметр окружности, на которой расположены (заделаны) на наклонной шайбе оси шаровых шарниров шатунов.

В общем случае диаметр D\ и диаметр D связаны эмпирическим со­ отношением D - D i(l + cosy).

Пользуясь выражением (168), находим выражение для мгновенной скорости движения поршня, которое будет иметь вид (величиной угла поворота шатуна пренебрегаем, считая его бесконечно длинным):

125

Суммарная мгновенная подача всеми поршнями составит

Сведения по этому вопросу, приведенные на стр. ПО применительно к радиальным насосам, справедливы и для рассматриваемых здесь акси­ альных насосов.

ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ И КРУТЯЩ ИЙ МОМЕНТ

Усилие р давления р жидкости на поршень можно разло­

жить на тангенциальную составляющую Т\ служащую мерой величины крутящего момента, преодолеваемого в насосе, и момента, развиваемо­ го валом мотора, и на радиальную составляющую N, направленную по кривошипу (см. рис. 56).

где a — текущий угол поворота кривошипа. Момент на валу кривошипа

M = T'R = PR sin a.

Для рассматриваемой схемы (см. рис. 57, а), в которой плоскость вращения кривошипа повернута относительно ее прежнего положения на угол р= 90°—у, величина тангенциального усилия Т составляет

Т= V cos р= Р sin a cos р= Р sin a sin у.

Всоответствии с этим теоретическое значение мгновенного крутя­ щего момента для одного цилиндра будет иметь вид

При наличии противодавления в нерабочей полости суммарный мо­ мент будет выражаться формулой

M ’fe3= M pe3- M np,

где Afnp — суммарный момент от действия противодавления жидкости.

Очевидно, что противодавление с достаточной точностью можно учесть, если при расчете значения V [см. формулу (173)], значение р за­ меним перепадом давления в рабочей pi и нерабочей рг полостях:

Ар=р1—р2.

РАСП РЕД ЕЛ ЕН И Е Ж ИДКОСТИ

В большинстве конструкций рассматриваемых насосов применяется торцовое распределение (см. рис. 57 и 60,а), осуществляемое при помо­ щи серпообразных окон а и Ь, выполненных на неподвижном упорно­

126

распределительном диске, с которыми поочередно соединяются при сво­ ем движении цилиндры. Отверстия в донышках цилиндров обычно име­ ют в сечении удлиненную форму, причем ширина их равна ширине окон а и Ъ в распределительном диске, а длина dK— диаметру d цилиндра.

В мертвых положениях поршней эти отверстия перекрываются ниж­ ней и верхней разделительными перемычками между окнами а и Ь, ши­ рина 5 которых несколько превышает размер этих отверстий. Практиче­ ски ширина этой перемычки 5 выбирается равной

s = \ ,\ d K+ \,2 d K,

где dK— диаметр (или большая ось, если отверстие не круглое) кана­ ла, соединяющего цилиндр с распределительным окном.

Ширину распределительных окон обычно выбирают t=0,5d и ши­ рину уплотняющих поясков 6I = £?2=0,125<1 Однако учитывая неравно­ мерный износ поясков, обусловленный разницей в их окружных скорос­ тях, можно принимать 61/62 = 0,8.

Чтобы предотвратить ударное действие обратного потока жидкости в момент соединения с полостью нагнетания, на концах окон а и &часто выполняют узкие канавки (усики) с малого сечения, которые соединяют цилиндры с полостью нагнетания до прихода их в непосредственное со­ единение с окнами а и Ь. Благодаря этому происходит плавное повыше­ ние давления в цилиндре до давления в полости нагнетания. Ширина та­ ких канавок равна 1— 2 мм, а длина определяется углом 6 = 8-М0°. Эти канавки часто выполняются сужающимися как по глубине, так и по ширине.

Расстояние между этими усиками обычно выбирается так, чтобы было обеспечено условие s'>dK. Однако в некоторых насосах для по­ вышения плавности соединения и снижения шума принято s'<dK\ оче­ видно, при этом условии повышаются утечки жидкости.

Силы, действующие в распределительном узле

В насосах с торцовым распределением жидкости (рис. 62) цилинд­ ровый блок будет находиться под действием сил Fnp давления жидкости на донышки цилиндров, соединенных с нагнетательным окном, которые прижимают его к распределительному диску, и противодействующих им сил ^отж давления жидкости в рабочем окне и зазоре, образованном рабочей по­ верхностью (зеркалом) распределитель­ ного диска и торцом цилиндрового блока.

Рабочая площадь уступа каждого цилин­ дра, на которую действует давление жидкости, равна разности площади ци­ линдра диаметром d и отверстия dKв его донышке.

Кроме того, в большинстве конст­ рукций цилиндровый блок прижимается к распределительному диску также уси­ лием пружины (см. рис. 58); так как уси­ лие затяжки пружины относительно не­ большое, при расчете действующих сил им пренебрегаем.

Из схемы насоса (см. рис. 57 и 60, а) видно, что нагрузка, действую­ щая на цилиндровый блок со стороны поршней, несимметрична, так как с нагнетательным окном соединена лишь часть цилиндров. Помимо это­ го в связи с чередующимся соединением цилиндров с полостями нагне­ тания и всасывания центр давления колеблется около оси поворота на­

127

клонной шайбы. В равной мере несимметричной является нагрузка на цилиндровый блок и со стороны стыкового зазора. Часть поверхности распределительного диска прорезана окнами а и b (см. рис. 60, а), в ко­ торых действуют давления жидкости, соответствующие рабочей и нера­ бочей полостям данного агрегата; на контактной (не прорезанной окна­ ми) части действует среднее давление жидкости, затекающей в зазор

пора, жидкость под давлением будет находиться лишь в одном из окон, соединенном с нагнетающей полостью; во втором же окне, соединенном с всасывающей полостью, будет вакуум, влиянием которого при расчетах можно пренебречь, приняв давление в нем равным атмосферному.

В соответствии с указанным, площадь поясков шириной Ъх и Ь2, расположенных по обе стороны распределительных окон, должна быть такой, чтобы были уравновешены силы давления жидкости на донышки цилиндров.

Принимая во внимание, что площадь цилиндровых отверстий (ка­ налов) dK входит в выражение баланса действующих сил со знаками как «+ », так и «—», а также пренебрегая влиянием давления в окне вса­ сывания и допуская, что давление в стыковом зазоре действует лишь со стороны окна нагнетания, т. е. действует лишь на половине поверхности контакта, условие равновесия сил, действующих на цилиндровый блок, можно представить с некоторыми допущениями в виде

/кон— площадь контакта цилиндрового блока с распределительным диском;

Рср— среднее давление в стыковом зазоре.

При этом мы пренебрегаем давлением во второй половине зазора со стороны окна всасывания, обусловленным затягиванием (переносом) жидкости движущейся поверхностью цилиндрового барабана.

В том случае, когда давление жидкости в окне, соединенном с нера­ бочей полостью, не равно нулю, что, в частности, имеет место при при­ нудительном питании насосов жидкостью под давлением или при рабо­ те гидромоторов в системах с высоким давлением слива жидкости из не­ рабочих полостей, необходимо в баланс сил включить действие давле­ ния в этом окне.

Очевидно, для обеспечения надежного контакта необходимо, чтобы суммарная сила давления жидкости, действующая на цилиндровый блок со стороны поршней, превышала противодействующую ей силу давле­ ния жидкости в стыковом зазоре, стремящуюся расширить этот зазор, т. е. должно быть соблюдено условие:

Это превышение не должно вызывать излишних сил трения и износа трущейся пары. Практика показывает, что при известном опыте и ста­ бильном качестве изготовления деталей уплотнительной пары указан­ ное превышение может составлять

пр

-.100 = 6 ч- 10%.

пр

128

Однако в практике это превышение зачастую доводят до 15—20%. В частности, в современных топливных насосах среднее контактное давление на опорной поверхности распределителя находится в пределах 13—20 Г/см2 при рабочем давлении жидкости 100 кГ/см2.

При обеспечении последнего условия основную трудность представ­ ляет расчет среднего давления /?ср, действующего в стыковом зазоре, величина которого зависит от точности обработки деталей уплотняющей пары, качества материала, из которых они изготовлены, и качества са­ мой жидкости и ряда прочих трудно учитываемых факторов. Поэтому при колебаниях давления могут возникнуть непредусмотренные осевые силы в том или другом направлении, которые приведут либо к потере герметичности, либо к повышенному износу деталей пары.

При практических расчетах допускают линейное распределение давления в зазоре, соответствующее, параллельной щели (см. рис. 62), для которой среднее давление в стыковом зазоре

р Ср = 0,5А р ,

где Ар = р\ — р2 — перепад давления по длине щели в направлении утечек;

pi и р2 — давление на входе в щель и на выходе из нее.

На герметичность рассматриваемой скользящей пары оказывает влияние угловая скорость вращения цилиндрового блока, с увеличе­ нием которой утечки, как правило, увеличиваются. Последняя зависи­ мость обусловлена в основном инерцией цилиндрового блока и наруше­ ниями перпендикулярности его торца к оси вращения. В результате при повышении числа оборотов насоса возможен отрыв блока цилиндров от распределительного диска вследствие динамической неуравновешенно­ сти вращающихся частей.

Очевидно, что если при малой скорости эта неперпендикулярность частично компенсируется возможностью цилиндрового блока совершать некоторые колебательные движения, благодаря которым обеспечивается контакт его торца с распределительным диском, то при большой скоро­ сти этот контакт нарушится из-за сил инерции и между скользящими поверхностями образуется щель в виде острого клина.

Кроме того, при больших скоростях и некоторых искажениях плос­ кости контактирующих поверхностей возникает эффект гидродинамиче­ ского клина, поэтому толщина масляной прослойки с увеличением числа оборотов насоса увеличится и вызовет потерю герметичности. Если на малых скоростях цилиндрового блока (500 об/мин и ниже) несущая спо­ собность определяется граничным слоем жидкости, то на высоких скоро­ стях она определяется во многом гидродинамическим давлением в кли­ новидном зазоре, узкая часть которого расположена в зоне окна нагне­ тания с некоторым смещением (на 30—40°) по направлению вращения цилиндрового блока.

Следует отметить, что при образовании клиновидного зазора в него могут попадать частицы загрязнителя, размеры которых превышают величину зазора. Такие частицы могут попадать в зазор также в мо­ мент пуска насоса и резкого заброса давления, при которых цилиндро­ вый блок на какой-то малый отрезок времени может отрываться одной стороной от распределителя (происходит так называемое раскрытие распределительной пары). Высказанное подтверждается тем, что срок службы насоса при плавном нагружении значительно (в 1,5— 2 раза) пре­ вышает срок службы при резких нагружениях.

Для уменьшения износа поверхностей распределительной пары не­ обходимо снижать окружную скорость скольжения; для этого отверстия питания цилиндров рекомендуется выполнять на минимально допусти-