16. Пластинчатые насосы и моторы

2.5.1. Конструкция пластинчатого насоса

Пластинчатые насосы (моторы), получившие в практике название лопастных и шиберных, являются наиболее простыми из существующих типов насосов.

По числу циклов работы за один оборот вала, в основном, различают насосы и гидромоторы однократного и двукратного действия, хотя применяют также насосы и гидромоторы трёх- и четырёхкратного действия.

Насосы однократного действия выполняются как в регулируемом, так и в нерегулируемом исполнении, а насосы многократного – в нерегулируемом исполнении.

Преимуществом насосов многократного действия является уравновешенность радиальных сил давления жидкости на пластинчатый ротор, благодаря чему они пригодны для работы на более высоком, чем насосы однократного действия, давлении жидкости (140 атм и выше).

На рис. 9.1 приведена схема простейшего из этих насосов, применяющегося в авиационной технике в основном в системах смазки.

Ведение пластин осуществляют с помощью давления жидкости, подводимой в прорези под пластины, или при помощи каких-либо иных средств.

Подобные насосы обычно имеют 8-12 пластин. При увеличении числа пластин уменьшается действующая на них нагрузка и повышается равномерность потока нагнетаемой жидкости. При уменьшении числа пластин (меньше восьми) недопустимо нарушается равномерность потока.

2.5.2. Расчётная производительность (подача) насоса

Рабочий объём q (расчётная производительность за один оборот) насоса равен объёму, описываемому рабочей частью пластины, контактирующей с верхней разделительной перемычкой, за один оборот.

Из рис. 9.1 следует, что рабочая высота пластины в нейтральном положении равна h=2·e, где е – эксцентриситет насоса. Допуская, что толщина пластины равна нулю и рабочая высота h её при повороте ротора на угол, соответствующий углу β, в пределах которого пластина находится в контакте с верхней перемычкой статора, не изменяется и равна h=2·e, можем записать:

где D – диаметр колодца (статора) в корпусе, b – ширина ротора (длина пластины).

Следовательно, подача насоса за h оборотов в единицу времени равна:

С учётом толщины s и числа z пластин производительность равна:

Снижение производительности обусловлено тем, что часть вытесняемой жидкости расходуется на компенсацию объёма пластин при их устанавливании в прорези ротора.

Регулирование производительности Q и реверс подачи осуществляется, соответственно, изменением величины и знака эксцентриситета (+е и -е на рис. 9.1).

В некоторых конструкциях насосов полости прорезей ротора под пластинами последовательно соединяют с нагнетательной и всасывающей линией, благодаря чему пластины создают дополнительную подачу, работая в этом случае как прямоугольные поршни.

Очевидно, подача такого насоса равна:

При одностороннем вращении ротора насоса пластины целесообразно устанавливать под некоторым углом (10-15⁰) к радиусу (рис. 9.2), благодаря чему улучшаются условия их работы (уменьшается эффект заклинивания пластин в пазу).

Р асчётная производительность насоса в этом случае будет равна (для случая, когда пластины не создают дополнительной подачи):

где a – угол наклона пластин к радиусу.

Поскольку центр вращения ротора смещён относительно центра направляющего кольца (статора), который представляет круг диаметром D (рис. 9.1), принятое условие

h = 2·e

будет справедливо лишь для мгновенного (среднего относительно разделительной перемычки) положения пластины.

В иных же положениях её рабочая высота будет переменной и меньше

h < 2·e.

В соответствии с этим подача будет иметь пульсирующий характер

2.5.3. Пластинчатые насосы двукратного действия

Описанные пластинчатые насосы одинарного действия обычно применяются для вспомогательных гидросистем, не требующих высоких давлений, хотя в ряде стран они применяются и в системах силового привода.

Основным недостатком этих насосов является большая нагрузка на ось ротора и пластины.

Поэтому в практике больше распространены ротационные нерегулируемые пластинчатые насосы двукратного действия (рис. 9.2 и 9.3).

Рассмотрим работу такого агрегата (рис. 9.3).

На валу насоса находится ротор 1 с наклонными к радиусу пазами (прорезями), в которых помещаются пластины 3. В каждом из боковых дисков имеются по четыре окна, из которых окна 6 и 8 соединены каналами с полостью всасывания, а окна 5 и 7 – с полостью нагнетания.

При вращении ротора 1 без давления или при малом давлении жидкости пластины 3 прижимаются к поверхности статора под действием центробежной силы. При наличии давления на пластину дополнительно действует сила давления жидкости, которая подводится через кольцевые проточки 10 на боковых дисках в пазы ротора по торцу пластин.

Благодаря указанной концентричности участков кривых статора относительно центра вращения ротора практически устраняется компрессия жидкости при проходе этих участков пластинами 3 и устраняются пульсации её потока. Кроме того, в периоды, когда пластины находятся под боковой односторонней гидравлической нагрузкой, они не перемещаются в своих пазах, что уменьшает их износ.

Участки статора, сопрягающие указанные концентрические кривые (между окнами), обычно выполняются так, чтобы было обеспечено постоянное ускорение пластин при движении в пазах ротора и соответственно постоянное ускорение жидкости в каналах. Применяется также профиль, обеспечивающий синусоидальное изменение ускорения пластин. Однако этот профиль допускает меньшее отношение большой r₁ и малой r₂ полуосей статора, чем первый профиль.

Из рис. 9.3 видно, что каждая пластина за один оборот ротора нагнетает жидкость два раза. Поскольку рабочее давление жидкости действует на диаметрально противоположные стороны ротора (со стороны окон 5 и 7), подшипники ротора практически разгружены от сил давления жидкости.

2.5.4. Расчёт производительности насоса двукратного действия

По принципу действия этот насос можно сравнить с поршневым насосом с прямоугольным изогнутым по дуге цилиндром, в

котором роль поршня выполняет рабочая часть пластины высотой h (рис. 9.3).

Пластина при перемещении по концентричным участкам между окнами 7 и 8 или 6 и 5 вытесняет объём Q' по величине равный произведению площади рабочей части пластины f на окружную скорость V её центра давления:

Подставив значения: и

получим:

где b и h – ширина и высота рабочей части пластины; r₂ и r₁ – большая и малая полуоси статора; ω – угловая скорость ротора.

Подставив значение ω и учитывая, что одновременно происходит вытеснение жидкости двумя пластинами, получим приближённое выражение (без учёта объёма пластин) для вычисления производительности насоса:

С учётом объёма пластин:

(9.1)

где a – угол наклона пластин к радиусу (рис. 9.2).

Рассматриваемые насосы выпускают как с наклонными к радиусу, так и с радиальным расположением пластин, причём более распространёнными являются насосы первого типа (наклон).

Угол наклона a пазов ротора под пластины к радиусу ротора обычно принимают равным 13-15⁰ при диаметре ротора 56…85 мм и 7-80 при диаметре 140 мм. Благодаря наклону пластин улучшаются условия движения их в пазах, однако, наклонное их положение исключает возможность реверса без перемонтажа ротора.

Для насосов с радиальным расположением лопастей выражение (9.1) примет вид:

2.5.5. Пластинчатые гидромоторы

Пластинчатые агрегаты описанных типов применяют также для работы в качестве роторных гидромоторов (гидродвигателей), для чего в насосах без принудительного механического ведения пластин необходимо предусмотреть лишь механизм прижима пластин к статору при пуске.

Гидромоторы однократного действия выпускаются реверсивными как в регулируемом, так и в нерегулируемом исполнении, а моторы двукратного действия – нерегулируемыми и преимущественно нереверсивными.

Теоретический момент пластинчатого мотора однократного действия (рис. 9.1) рассчитывают приближённо без учёта влияния объёма пластин по выражению:

В качестве ротативных гидромоторов применяют также и пластинчатые насосы двукратного действия, которые при радиальном расположении пластин допускают при известном конструктивном исполнении реверсирование, но не допускают регулирования.

Преимуществом гидромоторов двукратного действия является практическое отсутствие радиальной нагрузки на вал от сил давления жидкости, который подвергается лишь нагрузке крутящего момента.

Величину теоретического крутящего момента пластинчатого гидромотора (без учёта лопастей) двукратного действия можно рассчитать по формуле:

где f и r – рабочая площадь пластин и плечо приложения к ней сил давления жидкости.

Подставив значения:

получим:

С учётом влияния толщины пластин, выражения теоретического момента мотора с радиальным расположением пластин примет вид:

Снижение момента в последнем случае обусловлено тормозящим действием момента, возникающим на пластинах, находящихся в нерабочей полости (в полости слива), вследствие того, что эти пластины прижимаются полным давлением жидкости к профильной поверхности статора.

наклонным диском (рис. 8.4,а) и с наклонным блоком цилиндров (рис. 8.4,б).

В машинах с наклонным диском (рис. 8.4,а) блок цилиндров 3 с поршнями 4 вращается вместе с валом 6. Поршни опираются на наклонный диск 5 и благодаря этому совершают возвратно-поступательное движение.

В машинах с наклонным блоком (рис. 8.4,б) ось вращения блока цилиндров 3 наклонена к оси вращения вала 6. В ведущий диск 2 вала заделаны сферически6е головки шатунов, закреплённых также при помощи сферических шарниров 9 в поршнях 8.

При вращении блока и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение

2.4.6. Производительность аксиально-поршневого насоса

П одставив в формулу расчётной (теоретической) производительности за один оборот, значение величины хода поршня, которую с некоторой погрешностью, обусловленной принятыми выше кинематическими допущениями, принимаемой равной:

где D – диаметр окружности, на которой расположены центры цилиндров (рис. 8.4,а);

g – угол между осями цилиндрового блока и наклонного диска;

получим приближённое выражение для расчёта теоретической производительности аксиально-поршневого насоса:

При этом мы допустили, что оси шатунов совпадают с осями цилиндров, что, однако, будет справедливо лишь в случае, если угол g между осями диска и блока цилиндров равен 0 (это соответствует нулевому расходу), а в остальных случаях оси шатунов будут находиться по отношению к осям цилиндров под некоторым углом.

Однако, принимая во внимание, что угол g в насосах обычно не превышает 20^o, ошибка, вызываемая этим допущением, относительно невелика. Чтобы уменьшить эту ошибку при конструировании насосов с шарнирно-шатунным приводом обеспечивают следующую эмпирическую зависимость:

где D₁ – диаметр окружности, на которой расположены (заделаны) на наклонной шайбе оси шаровых шарниров шатунов (рис. 8.4,б).

В общем случае диаметр D₁ и диаметр D связаны эмпирическим соотношением:

2.4.7. Распределение жидкости в аксиально-поршневой гидромашине

В большинстве конструкций рассматриваемых насосов применяется торцевое распределение (рис. 8.5), осуществляемое при помощи серпообразных окон а и в, выполненных на неподвижном упорно-распределительном диске, с которыми поочерёдно соединяются при своём движении цилиндры.

Отверстия в донышках цилиндров обычно имеют в сечении удлинённую форму, причём ширина их равна ширине окон а и в в распределительном диске, а длина d_k – диаметру цилиндра.

В мёртвых положениях поршней эти отверстия перекрываются нижней и верхней разделительными перемычками между окнами а и в, ширина S выбирается равной:

где d_k – диаметр (или большая ось, если отверстие некруглое) канала, соединяющего цилиндр с распределительным окном.

Ширину распределительных окон обычно выбирают t=0,5d и ширину уплотняющих поясков в₁=в₂=0,125·d.

Однако, учитывая неравномерный износ поясков, обусловленный разницей в их окружных скоростях, можно принимать в₁/в₂=0,8

Чтобы предотвратить ударное действие обратного потока жидкости в момент соединения с полостью нагнетания, на концах окон а и в часто выполняют узкие канавки (усики) с малого сечения, которые соединяют цилиндры с полостью нагнетания до прихода их в непосредственное соединение с окнами а и в.

Благодаря этому происходит плавное повышение давления в цилиндре до давления в полости нагнетания. Ширина таких канавок равна 1-2 мм, а длина определяется углом δ=8...10^о. Эти канавки часто выполняются сужающимися как по глубине, так и по ширине.

Расстояние между этими усиками обычно выбирается так, чтобы было обеспечено условие S' > d_k. Однако в некоторых насосах для повышения плавности соединения и снижения шума принято S' < d_k. Очевидно, при этом условии повышаются утечки жидкости.

величина равна согласно рабочему объёму w однопоршневого насоса:

За время второй половины цикла, когда поршень выдвигается из цилиндра и последний заполняется новой жидкостью , подача потребителю не производится. Таким образом, подача однопоршневого насоса неравномерна по величине и прерывиста по времени.

Это крайне нежелательное явление необходимо ограничивать при помощи конструктивных мер, описанных ниже.

2.3.3. Неравномерность подачи поршневых насосов и методы её выравнивания

Как указывалось, подача однопоршневого насоса прерывиста и отличается большой неравномерностью, которую принято характеризовать коэффициентом:

(7.4)

Для однопоршневого насоса согласно (7.2) и (7.3)

т.к.

.Большинство потребителей не может использовать столь сильно пульсирующую подачу. Быстрое нарастание и уменьшение расхода в трубах, перемежаемое состоянием покоя во время цикла всасывания, вызывает в них и в насосе пульсации давления, что ведёт к шуму, вибрациям и усталостным разрушениям в насосной установке.

Для уменьшения неравномерности применяют два способа.

Первый сводится к применению многопоршневых машин с общей приводной частью и общими магистральными трубопроводами. Диаграмма ОАВСD на рис. 7.4,а представляет собой график подачи двухпоршневого насоса. Для него согласно зависимостям (7.2) и (7.4):

И

При этом длительные перерывы подачи устраняются, но мгновенные режимы Q_Т = 0, сохраняются

Конструктивно двухпоршневой насос может представлять два качающих узла типа изображённого на рис. 7.2 с общими трубопроводами, присоединёнными к общему валу так, что их рабочие циклы взаимно смещены на половину оборота.

Более экономичная конструкция насоса двойного действия приведена на рис. 7.1. При ходе поршня 4 вправо жидкость вытесняется через клапан 6 в напорный трубопровод 2 и одновременно заполняет штоковую полость 1 цилиндра. При ходе поршня влево клапан 6 закрывается и жидкость из штоковой полости 1 вытесняется в напорный трубопровод 2; одновременно с этим происходит всасывание через клапан 7 жидкости в правую полость.

При трёх поршнях (рис. 7.3,б) средняя теоретическая производительность:

Циклы вытеснения перекрывают один другой так, что жидкость в трубах никогда не останавливается. Согласно рис. 7.4,б и выражению (7.4) величина s резко снижается (s = 0,14).

Выравненность подачи и связанное с этим улучшение качества рабочего процесса увеличиваются с применением нечётных чисел поршней больше трёх. Суммируя значения Q_Т для насосов с разными числами поршней, можно показать, что у насосов с нечётным числом поршней равномерность подачи бóльшая, чем у насосов с чётным числом (следующим за данным нечётным) поршней.

Приблизительно s можно определить по формулам:

- для нечётного числа поршней

- для чётного числа поршней

Поэтому числа поршней, как правило, выбирают нечётными. Истинная неравномерность подачи в установках с объемными насосами может значительно превышать идеальную неравномерность.

2.3.4. Регулирование подачи

Регулирование скорости гидродвигателя в гидравлических приводах объёмного типа достигается изменением расхода поступающей в него жидкости.

Одним из способов этого изменения является регулирование подачи объёмных насосов, для чего последние снабжаются механизмами, регулирующими подачу от максимального значения до заданного без изменения скорости вращения машины. Изменение подачи обеспечивается изменением рабочего объёма путём регулирования объёма рабочей камеры машины.

Гидросистемы с насосами регулируемой подачи имеют лучшие динамические, весовые и эксплуатационные характеристики, чем системы с насосами постоянной подачи.

Изменение рабочего объёма поршневого насоса обычно осуществляется изменением геометрического хода поршня или же изменением рабочего хода, т.е. той части хода, на которой поршень вытесняет жидкость из замкнутого объёма цилиндра в нагнетательную линию.

В практике распространён первый способ регулирования подачи – изменением геометрического хода поршня.

Второй способ менее распространён и применяется преимущественно в насосах с клапанным распределением. В этом случае на части хода нагнетания жидкость с помощью специальных устройств перепускается без давления в линию всасывания. В бесклапанных насосах этот перепуск жидкости осуществляется поворотом распределительного золотника.

Подача насоса изменяется обычно путём линейного или углового смещения регулируемого элемента, с помощью которого изменяется её рабочий объём. В частности, аксиально-поршневые насосы регулируются изменением угла g между осями блока цилиндров и ведущего диска