книги из ГПНТБ / Башта, Т. М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем учебник

вредного пространства) равно давлению рн в полости нагнета­ ния (р = ри). Очевидно, если соединить в это мгновение цилиндр с полостью всасывания (62 = 0) с давлением рвс, жидкость под

перепадом давления АР — Рн — Рве устремится («выстреливает») в полость всасывания насоса, включающую вредное пространство, и вызовет гидравлический удар с забросом давления.

Для того чтобы устранить это явление, необходимо, чтобы к моменту прихода цилиндра из полости нагнетания в полость всасывания давление в нем было плавно понижено до давления в последней (р = рвс). Это может быть достигнуто, если соединить цилиндр с полостью всасывания лишь после того, как его поршень при движении к зоне всасывания переместится на величину пути (бх 0), при которой давление жидкости во вредном пространстве не снизится до давления всасывания. Угол 62, удовлетворяющий этому условию, может быть вычислен, если известны объем вред­ ного пространства, характеристики сжимаемости жидкости и де­ формация камеры насоса.

Поскольку относительный объем вредного пространства регу­

будет максимальным.

Нетрудно также видеть, что для улучшения заполнения ци­ линдра при проходе им зоны всасывания, угол упреждения фj должен быть минимальным или даже отрицательным.. В последнем случае поршень после перехода цилиндра в зону нагнетания будет выталкивать некоторое время жидкость обратно в полость всасывания. Применение подобного распределения уменьшает возможность появления кавитации, однако объемный к. п. д. насоса при этом понизится; поэтому при отрицательном угле упре­ ждения фj значение его не должно превышать 1°.

Для устранения ударных явлений при переходе цилиндра из зоны всасывания в зону нагнетания давление в цилиндре до при­ хода его к этой зоне целесообразно повысить до давления в по­ следней. Для этого размер k окна должен быть больше ширины s перемычки (k > s), или, иначе, ф, < 0 (рис. 39, а). Однако при переходе такого цилиндра через нейтральную зону он своим окном на мгновение соединит полости (окна) всасывания и нагне­ тания, в результате чего жидкость будет перетекать из полости нагнетания в полость всасывания. Поэтому этот способ устране­ ния ударных явлений связан с объемными потерями.

Повысить давление в цилиндре в конце входа всасывания до давления нагнетания можно также несимметричным относительно нейтральной оси расположением окна нагнетания. В этом случае жидкость в цилиндре при ходе поршня в режиме нагнетания будет сжата до величины давления в окне, с которым должен соединиться цилиндр. Для этого принимают ф2 > фх; расчет требуемого зна­

140

чения угла <р2 производится, исходя из объемного модуля упру­

15. Индикаторная диаграмма поршневого насоса

Индикаторная диаграмма поршневой гидромашины, явля­ ющаяся записью давления в цилиндре за один цикл, позволяет судить о качестве распределения рабочей жидкости, а также опре­ делить потери в подпоршневом пространстве и причины возникно­ вения шума.

На рис. 40, а приведена теоретическая индикаторная диа­ грамма насоса с положительным симметричным перекрытием

Рис. 40. Теоретическая (а) и фактическая (б) индикаторные диаграммы цилиндра поршневого насоса с положительным перекрытием

в среднем положении окон цилиндра (с предварительной отсечкой цилиндра s > k\ см. рис. 39, а). На оси абсцисс диаграммы (рис. 40, а) отложен ход х поршня (или объем V цилиндра), а на оси ординат — давление р жидкости в цилиндре. Отсечка цилиндра насоса от полости всасывания (питания) с давлением рвс про­ изошла при ходе всасывания в точке £>; поскольку поршень после отсечки будет перемещаться в том же направлении до прихода цилиндра в нейтральное положение, давление в цилиндре на оставшейся части пути до этого положения (до точки а) будет понижаться вследствие увеличения замкнутого объема, достигая минимального значения в точке а.

После же того, как цилиндр пройдет нейтральное (мертвое) положение, замкнутый объем будет уменьшаться; в результате давление в замкнутом объеме цилиндра будет повышаться по ли­ нии а—с, достигая в точке с максимального значения, опреде­ ляемого законом сжатия жидкости [см. выражение (2)].

В точке с произойдет соединение цилиндра с напорной (нагне­ тательной) камерой, в результате чего давление в нем практи-

Чески мгновенно (ударно) повысится До величины />наг (до точки d), после чего происходит процесс вытеснения жидкости из ци­ линдра (отрезок d—/) при практически постоянном давлении риаг. В точке /, положение которой на диаграмме определится величи­ ной перекрытия канала цилиндра разделительной перемычкой (см. рис. 37), произойдет отсечка цилиндра от напорной камеры (замыкание цилиндра). Поскольку поршень на оставшейся части пути до прихода цилиндра в нейтральное положение (точка е) будет продолжать двигаться в сторону уменьшения замкнутого объема (поршень будет утапливаться в цилиндре), давление в замкнутом объеме будет повышаться по прямой /—е, соответ­ ствующей закону сжатия запертой жидкости, достигая макси­ мального значения в точке е, соответствующей нейтральному положению цилиндра.

После того, как цилиндр пройдет нейтральное положение (точке е), замкнутый объем будет увеличиваться; в результате давление будет понижаться по линии е—g. В точке g цилиндр соединится с камерой всасывания; в результате давление скачком понизится до давления рвс в этой камере, которое и сохранится до прихода поршня в процессе движения всасывания в точку Ь. Далее описываемый процесс повторится.

В зависимости от величин перекрытий т и п — при переходе цилиндра из зоны всасывания в зону нагнетания и наоборот, а также симметричности этих перекрытий, описанная теорети­ ческая диаграмма может изменяться.

Фактическая индикаторная диаграмма будет отличаться от теоретической в основном тем, что при чередующихся соединениях замкнутых объемов цилиндров с входной и выходной полостями насоса будет происходить (вследствие наличия перепадов давле­ ния в соединяемых полостях) перераспределение энергии, сопро­ вождающееся забросами давления.

На рис. 40, б показана реальная индикаторная диаграмма семипоршневого насоса с небольшим положительным перекрытием (ср = 15°). Максимальная подача 200 л/мин; рабочий объем q = = 142 см3/об; частота вращения приводного вала 1440 об/мин. Давление в напорной магистрали рмг = 4 МПа (40 кгс/см2) и в ма­ гистрали питания рвс = 0,69 МПа (6,9 кгс/см2).

Диаграмма показывает, что в конце хода всасывания наблю­ дается небольшое скачкообразное понижение давления, обуслов­ ленное увеличением, вследствие наличия положительного пере­ крытия, замкнутого объема (точка а). В момент соединения ци­ линдра, заполненного жидкостью под давлением всасывания рвс, с зоной нагнетания с давлением рнаг (точка а) происходит «за­ брос» давления (гидравлический удар), вследствие наличия обрат­ ного потока, до величины рул, превышающей примерно в 2 раза давление нагнетания рШТ (точка Ь) с последующим мгновенным падением до величины рнаг, с которым и происходит вытеснение жидкости. После соединения цилиндра с полостью питания с да-

142

влением рвс происходит скачкообразное (кратковременное) паде­ ние давления до величины ниже давления питания (р < рвс; точка с), после чего давление мгновенно восстанавливается до величины рвс с последующим повторением цикла.

Происходящие забросы и последующие колебания давления передаются в гидравлическую магистраль, вызывая в ней колеба­ ния давления, а такжес опровождаются звуковыми эффектами.

Величина (уровень) заброса давления определяется в основ­ ном величиной скачка давления (перепада между давлением в цилиндре и камере, с которой он соединяется после прохода разделительной перемычки), а также конструктивными особенно­ стями насоса (объемом вредного пространства, величиной и симме­ тричностью перекрытия цилиндров в узле распределения и пр.). Путем конструктивных усовершенствований (см. стр. 140) пред­ ставляется возможным значительно уменьшить указанный эффект и его последствия.

16. Расчет распределительной цапфы

Распределительная цапфа в рассматриваемых насосах обычно несет на себе цилиндровый блок, воспринимая равнодействующую усилий N реакции сил давления жидкости на нагруженные поршни [см. выражение (58)], причем радиальная нагрузка на цапфу может достигать нескольких.тонно-сил. Поскольку зазор в сопря­ гаемой паре цапфа—втулка блока составляет обычно несколько сотых миллиметра, прогиб цапфы под действием этой нагрузки может привести к заеданию скользящей пары. Ввиду этого цапфа должна быть рассчитана на прогиб под действием указанной нагрузки.

Величина прогиба не должна выходить за пределы, допуска­ емые по условиям возможности заклинивания во втулке ротора. При этом допускаемое напряжение на изгиб принимают а — = 80-И20 МН/м2. Расчет ведут обычным способом, рассматри­ вая цапфу как консольную балку (см. рис. 38).

При конструировании цапфы обычно выдерживают следующие соотношения:

/2 (2ч-2,5) D; 1Х« (1,54-1,9) D; Ь « (0,34-0,4) D.

Для уменьшения сил, действующих на цапфу, обычно приме­ няют гидростатическую разгрузку (гидравлическое уравновеши­ вание ротора), обеспечиваемое соответствующим направлением утечек в зазорах между ротором и осью. Одна из схем этой раз­ грузки показана на рис. 41, а. Составляющие силы давления жидкости на поршни действуют на ротор прижимая его к рас­ пределительной цапфе. С противоположной стороны на втулку ротора действует давление жидкости в зазоре' между втулкой и цапфой, отжимающее ротор от цапфы. Для достижения мини­ мального износа втулки ротора эти силы должны, по возможности,

И З

быть уравновешены. Последнее частично достигается при приме­ нении круговых кольцевых канавок а, выполненных на цапфе или на втулке. В верхней части рис. 41, а показан график распре­ деления давления жидкости по длине втулки ротора при наличии этих канавок. Из графика следует, что на половину поверхности

втулки, находящуюся в зоне нагнетания, действует давление жидкости, отжимающее втулку кверху (незаштрихованная часть 1Х эпюры), а на другую половину, находящуюся в зоне всасывания, действует давление, отжимающее втулку вниз (часть /2 эпюры, заштрихованная точками). В результате втулка нагружается давлением, суммарная эпюра которого изображена внизу рис. 41, а. Под действием этого давления ротор отжимается кверху силой F, величина которой определяется выражением (влиянием ширины канавок а пренебрегаем, а также допускаем, что среднее давление в зазоре на участках с будет рср = р/2)

F = pDb + 2Dcpc? = pD (b + с).

144

Для уравновешивания ротора сила F должна быть

F = pz d*4_

где d, и z — диаметр и число цилиндров. Следовательно, можно записать

PZ ~ = pD (Ь + с),

откуда ширина с уплотнительных перемычек

Размер с указывает, на каком расстоянии от окон в распреде­ лительной оси следует проточить канавки а для уравновешивания ротора.

Более совершенной является разгрузка с помощью некруговых (на угле <180°), изолированных одна от другой канарок шири­ ной с, которые соединяют соответственно с полостями высокого и низкого давлений, как это показано на рис. 41, б. Высокое да­ вление подводится к канавкам, выполненным симметрично на стороне низкого давления, а низкое давление — к таким же канавкам на стороне высокого давления. Осевые размеры пара­ метров, определяющих баланс действующих сил, можно при­ ближенно представить в виде

b + Ь' = 2с + I + Ь".

Ширина с канавок выбирается возможно малой, однако та­ кой, чтобы при данном расходе утечек давление по всему пери-

’метру (длине) канавки было постоянным. Канавки должны быть расположены на минимальном расстоянии Ь" от распределитель­ ных окон цапфы, насколько это допустимо требованиями герме­ тичности.

Перекрытие т = s — k перевальной перемычкой канала k

цилиндра обычно выбирается равным т = 0,03Z)-h0,05D (см.

рис. 37).

Для предотвращения возможности заедания распределитель­ ной пары насосов большой мощности ротор 1 (рис. 41, в) часто устанавливают на двух подшипниках качения 2, воспринима­ ющих на себя нагрузку от сил давления жидкости.

Объемный к. п. д. радиально-поршневых насосов при номи­ нальном режиме работы равен 0,96—0,98 и выше, механический к. п. д. — от 0,80 до 0,95.

Применяют также поршневые насосы и гидромоторы радиаль­ ного типа с торцовым распределением (см. рис. 37), анализ работы которого приведен ниже (см. стр. 218). Плоский распределитель-

ный золотник 1 поджимается к торцу цилиндрового блока 3 с помощью пружин и давления жидкости. Это распределение отличается высокой герметичностью, благодаря чему такие гидро­ моторы пригодны для работы при малых частотах вращения (до

1об/мин).

Пример. Требуется сконструировать насос на давление нагнетания рн =

=175 кгс/см2, с подачей Q3tj,= 75 л/мин и рассчитать основные его параметры. Принимая полный к. п. д. Чполн = 0,85 (85%), находим приводную мощ­

Расчетная подача (объемный к. п. д. принимаем Цоб = 0,925) будет

Принимая п = 1200 об/мин и число цилиндров 2 = 5 , имеем из преобразо­ ванного уравнения (42) секундную подачу

_ ftiez

Рабочий объем одного цилиндра

Л/ = 30-1000-81 = 6,7 см3 60-1200-5

Принимая эксцентриситет е = 9,5 мм, получим / = 1,7 см2 и диаметр поршня

d = 30 мм.

Площадь каналов питания /кан в распределительной цапфе (см. рис. 29) рас­

§38. Радиально-поршневые насосы

сплоской направляющей

17. Схемы насосов

Кинематической основой многих насосов (в частности, уста­ навливаемых в гидросистемах протяжных станков и в тяжелых дорожных и строительных машинах и установках) служит пло­ ский кулисный механизм (рис. 42, а), представляющий собой рассмотренный выше (см. также рис. 11) кривошипно-шатунный механизм, в котором длина шатуна R бесконечно ведика (угол

146

& = const = 0). Кривошип 3 зтого кулйсноРо механизма шар­ нирно связан с ползуном (камнем) 2, скользящим в прорези ку­ лисы 1, штанга (шток) 4 которой несет поршень 5 цилиндра 6.

При вращении кривошипа 3 вокруг оси Ох ползун (камень) 2 будет совершать вместе с осью 0 2 кривошипа вращательное дви­ жение вокруг оси Ох и одновременно перемещаться по вертикали

впрорезе кулисы 1, приводя ее, и связанный с ней через шток 4 поршень 5 в возвратно-поступательное движение вдоль горизон­ тальной оси. Перемещение h кулисы 1 (и соответственно поршня

вцилиндре) при повороте кривошипа на угол у — 180° равно

перемещению проекции пальца ползуна 2 на горизонтальную ось (h = 2г); такой же путь совершает ползун 2 в кулисе / по вертикали.

Из приведенной схемы следует, что поршень 5 при повороте кривошипа 3 из нейтрального (горизонтального) положения в на­ правлении стрелки на угол у совершит путь

х = г —- а = г — г cos у = г (1 — cos у),

где х — ход поршня при повороте кривошипа на угол у — at;

г— длина кривошипа 1.

Всоответствии с этим текущая скорость поршня 5

Следовательно, текущая скорость и соответственно подача поршня определятся законом синуса.

Ускорение поршня в цилиндре определится как

Кинематическая схема сохранится, если кривошип 3 и ось ползуна 2 выполним неподвижными (рис. 42, б), а цилиндру 6

вокруг неподвижных осей Ог и 0 2 кулисный механизм, в котором цилиндр 6 будет вращаться вокруг оси 0 lt а кулиса скользить по фиксированному ползуну 2, посаженному на оси 0 2. Поршень 5 в этой схеме будет совершать во вращающемся вокруг оси Ог цилиндре 6 возвратно-поступательного перемещения вдоль его

Рис. 43. Схемы элементов насоса с плоской направляющей статорного кольца

оси по закону, описываемому уравнением (62), а также будет скользить кулисой 1 по камню 2, вращаясь одновременно с ним вокруг оси 0 2.

Не нарушая кинематической сущности, последний механизм можно преобразовать в реальную плунжерную пару, схема ко­ торой представлена на рис. 43, а. Ползун 2 исходной схемы (см. рис. 42, б) здесь преобразован в плоскую направляющую статор­ ного кольца 2, вращающегося вокруг неподвижной оси 0 2 (рис. 43, а), на которую опирается своей прямоугольной, грибо­ видной в сечении головкой 1 (соответствует кулисе 1 исходной схемы) поршень 5, входящий в цилиндр блока 6, вращающегося вокруг оси Ov Изменением положения последней относительно оси 0 2 регулируется подача насоса.

Ввиду эксцентричного относительно ротора 6 расположения статорного кольца 2 с плоскими опорами плунжер 5 будет совер­ шать возвратно-поступательные движения в цилиндре, а плоская его головка будет перемещаться (скользить) по плоской направ­

148

В соответствии с этим оросительное перемещение х, текущая скорость v и ускорение w поршня 5 в цилиндре при е = const опишутся:

X = Ртах — р = е (1 — cos у);

Взяв несколько цилиндров, расположенных радиально и рав­ номерно по окружности, получим схему поршневого насоса, механизм которого построен на базе кулисного механизма с пло­ ской направляющей (с шатуном бесконечной длины) (рис. 43, б). Блок 6 цилиндров посажен на цилиндрическую распределитель­ ную цапфу 8, через окна а и b которой производится питание цилиндров насоса.

Для обеспечения самовсасывания насоса статорное кольцо имеет двусторонние плоские направляющие, между которыми помещены плоские головки 3 поршня (рис. 43, б). С целью уменьшения трения этих головок о плоские направляющие статор­ ного кольца применены роликовые опоры 7.

Ведущим звеном (водилом) в этом насосе является статорное

в синхронное вращение эксцентрично установленный цилиндро­ вый блок 6.

Конструктивные разрезы рассматриваемой машины приведены на рис. 44.

Приводной вал 10 насоса (рис. 44, а) соединен со статором 6 через звено 8. Цилиндровый блок 12 помещен на распределитель­ ной цапфе (оси) 9, качающейся на люльке 2 относительно непо­ движной оси 11. При повороте люльки 2, несущей цапфу 9, изме­ няется эксцентриситет е насоса (см. также рис. 44, в и г) я соответственно — ход поршней 7 и подача насоса.

Подвод и отвод жидкости от качающейся распределительной цапфы 9 производится через каналы оси 3 и каналы 1 пово­ ротного соединения, связанные с внешними всасывающим и нагне­ тательным трубопроводами.

149