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

Поворот люльки 2 осуществляется с помощью следящего ги­ дравлического усилителя (на рис. 44 не показан), поршневой шток 5 которого соединен с серьгой 4 люльки 2, в которую за­ прессована левым своим конусом распределительная качающаяся цапфа 9>

Рис. 44. Насос с плоскими направляющими статорного кольца

В случае использования гидромашины в качестве гидромотора ведущей деталью будет блок 6 (см. рис. 43), который через плоские головки поршней, нагружаемые изгибающим моментом, и плоские направляющие приводит в движение статорное кольцо 2, связан­ ное с выходным валом.

150

Текущее значение теоретического крутящего момента, разви­ ваемого одним поршнем гидромашины, определится по выраже­ нию (61), а средний момент, развиваемый гидромашиной, — по выражению (59).

18. Силовое воздействие водила на плоскую головку поршня

Ведущей деталью рассматриваемого насоса является статор­ ное кольцо (водило) 2 (см. рис. 43), связанное с приводным валом насоса. Из схемы, представленной на рис. 43, а, следует, что сила реакции плоской опоры водила смещена относительно оси поршня, вдоль которой направлено противодействующее усилие давления

Пренебрегая потерями трения, находим момент на ведущем статорном кольце, необходимый для преодоления (уравновеши­ вания) усилия Р — p j давления рн жидкости на один поршень площадью /:

М» = еР sin Y; = epj sin yt.

Текущий расчетный крутящий момент, развиваемый всеми поршнями,

М = epf 2) sin у,,

н

где индекс «н» означает суммирование по всем поршням, одно­ временно находящимся в полости нагнетания.

Из рассмотренной схемы следует, что если пренебрегать тре­ нием, усилие реакции статорного кольца, противодействующее усилию Р = p j гидростатического давления ря на поршень, совпадает с осью поршня. Следовательно, на ротор насоса это усилие при принятом допущении не будет действовать.

Всоответствии с этим отсутсвовать будет (при пренебрежений трением) также и момент воздействие поршня на стенки цилиндра.

Сучетом трения ротора на оси (цапфе) поршень будет на­ гружен радиальными силами, необходимыми для преодоления момента сил трения ротора.

Вмощных насосах с тяжело нагруженным водилом приме­

няют гидростатическое уравновешивание поршня, принцип кото­ рого рассмотрен на примере применения башмачных опор го­ ловок поршней в аксиально-поршневых насосах (см. рис. 81).

151

Наличие дросселя 9 позволяет снизить давление р 0 в камере k по сравнению с давлением питания ри за счет утечек жидкости через зазор s. При этом давление р 0 < ри рассчитывается таким, чтобы была обеспечена возможность полной разгрузки при неко­ тором протоке жидкости через зазор s скользящей пары.

Практически сопротивление этого дросселя подбирается таким, чтобы в зазоре s имел место небольшой поток жидкости, исклю­

Расчет подобного гидростатического уравновешивания ана­ логичен расчету указанных выше башмачных опор поршней аксиально-поршневых насосов с дополнительным учетом искаже­ ния эпюры давления, имеющего место вследствие прямоугольной конфигурации разгружающей камеры и опоры, и с учетом асим­ метрии точки приложения усилия (см. рис. 43, а).

Расчет производится из условия сохранения при выбранном перепаде давления Ар — рл — р 0 равенства расходов через дрос­ сель 4 (QAP) и торцевую щель высотой s (фщ):

рис. 43, а).

В практике обычно ограничиваются приближенными расчетами действующих сил, при которых гидростатическое разгружающее усилие F принимают (допускаем линейный закон падения ц ка­ пиллярной щели s) равным сумме усилий давления р 0 на площадь камеры (ab) и среднего давления р 0/2 на площадь ограничиваю­ щих ее поясков (dc— ab) (см. рис. 43, а):

152

Эпюра давления в разгружающем башмаке будет иметь вид, представленный на рис. 43, а (справа).

При уменьшении зазора s, обусловленного изменением на­ грузки Р на поршень, давление в камере k будет повышаться при сохранении протока вплоть до значения ри. Очевидно для устранения при увеличении нагрузки Р возможности контакта поверхности .скользящей пары необходимо обеспечить условие

F<P±(ab + cd).

19. Подача насоса

Скорость и текущая подача каждого поршня насоса опреде­ лится как [см. выражения (62)]

vn = сое sin у; q = fvn = /сое sin у,

где у = соt — угол поворота рассматриваемого цилиндра; е — величина эксцентриситета (етах = г).

Текущая (мгновенная) подача гидромашины (всех поршней, находящихся в рабочей полости) без учета динамической подачи

ния sin у. Из сравнения его с выражением (49) следует, что коэф­ фициент неравномерности подачи гидромашины с плоской направляющей^меныие коэффициента гидромашины с цилиндрической направляющей, особенно при больших подачах.

Средняя геометрическая (теоретическая) подача насоса, име­ ющего 2 цилиндров,

^gj /соег _ Jid2ezn

~~ q ~2зС ~ —п~ ~ 2 ’

где q = 2efz — рабочий объем насоса.

Пульсация (неравномерность) подачи при нулевом давлении

i—2

Расчеты показывают, что для насоса с шестью цилиндрами

153

§ 39. Насос с прямоугольными поршнями

Поиски возможностей увеличения подачи при минимальных габаритах конструкции привели к созданию насоса, в котором тело вытеснителя с (рис. 45) используется для образования второй полости, замыкаемой вытеснителем Ь. В результате объемное устройство имеет четыре рабочих камеры, изменение циклов которых сдвинуто на 90°.

Кинематической основой этого насоса является рассмотренный крестовидный (кривошипный кулисный) механизм (см. рис. 42, б). Звено 6 этого механизма выполнено в виде вращающегося ро­ тора d (рис. 45). В прорези этого ротора помещено звено с (кулиса), в котором, в свою очередь, расположено звено Ь (ка­

тету е.

Привод насоса осуществляется через ротор d, при вращении которого звенья (прямоугольные поршни) с и b будут переме­ щаться, засасывая и нагнетая жидкость.

жении, поршень же b — в среднем положении. Масло засасы­ вается через правый канал и нагнетается через левый канал. На рис. 46, б ротор и поршни c u b смещены относительно прежнего положения на угол 45°. В этом положении поршень с движется в направлении камеры С, а поршень d — в направлении D. Вса­ сывание жидкости происходит в камеры Л и В, а нагнетание из полостей С и D — через левый канал.

154

На рис. 46, в ротор повернут относительно первоначального положения на угол 90°. Поршень с находится в среднем положе­ нии (движется в направлении С), а поршень b — в конечном. Всасывание жидкости происходит в камеру А, нагнетание из камеры С — в левый канал. На рис. 46, г изображено поло­ жение при смещении на угол 135°. Поршень с движется в напра­ влении С. Всасывание масла происходит в камеры А и D, а наг-

г) а)

Рис. 46. Схемы действия насоса с прямоугольными поршнями и график подачи

нетание из камер С и В — в левый канал. При дальнейших пово­ ротах процесс повторяется.

Подачу такого насоса определяют по формуле

QT = 4еп (xzx + yz2),

где х и у — ширина поршней с и b (см. рис. 45); гх и z2— толщина поршня;

е— эксцентриситет (величина кривошипа);

п— частота вращения.

Рассматриваемый насос — двухпоршневой, каждый из порш­ ней двусторонний, т. е. насос как бы имеет четыре поршня. Скорость поршня с относительно ротора d определится по фор­ муле (см. рис. 42, а)

vc = we sin а.

Следовательно, текущая подача

Я — vcf = ®exz sin а,

где а — угол, образованный осью мертвых положений поршня (ось центров) с осью поршня.

155

Скорость поршня b определяется по формуле vb = еш cos а или q = е щ г cos ос.

Результирующий поток

<7Рез = eco (zxjc + г2г/) (2 sin а + cos а),

где а — углы, образованные осями камер, находящихся в поло­ жении нагнетания, с осями центров.

Построив кривые подачи поршнями, получим график, изобра­ женный на рис. 46, д, из которого видно, что колебания потока для этого насоса будут значительны^ Подсчеты показывают, что

А = Ярез шах — *7рез min 100 = 44%.

Ярезшах

§40. Радиально-поршневые насосы

склапанным распределением

20. Конструктивные основы

Роторные насосы с цапфовым распределением обычно приме­ няют до давлений 25 МПа (250 кгс/см2), при более высоких давле­ ниях применяют нероторные радиально-поршневые насосы с рас­ пределением с помощью свободно посаженных клапанов; насосы выпускаются на давления до 100 МПа (1000 кгс/см2) и выше. Клапанное распределение распространено преимущественно в плунжерных насосах с кулачковым (эксцентриковым) привод­ ным механизмом поршней.

Схема элемента такого насоса представлена на рис. 47, а. Заполнение насоса жидкостью происходит через всасывающий клапан /, а вытеснение из цилиндра (нагнетание) — через нагне­ тательный клапан 2. Привод поршня осуществляется эксцентрич­ ным кулачком (диском) 4-, к которому поршень 3 поджимается пружиной или иными средствами. Ось Ог, вокруг которой вра­ щается" кулачок, смещена относительно его геометрической оси 0 2 на величину эксцентриситета е, в соответствии с чем геометри­ ческая ось (центр) 0 2 кулачка описывает при его вращении во­ круг оси Oj окружность радиусом, равным эксцентриситету е. Поршень 3 при этом будет совершать в цилиндре возвратно­ поступательные движения на величину пути 2е.

Из рассмотренной схемы видно, что кинематика этого насоса соответствует кинематике кривошипно-шатунного механизма (см. рис. 11). Функции кривошипа 1 здесь выполняет эксцентриковый кулачок (диск) 4 (рис. 47, а), ось Ot вращения которого (она со­ ответствует оси 0 2 схемы на рис. 11) смещена относительно гео­ метрической его оси О2 на величину е, равную радиусу криво­ шипа г.

156

При вращении эксцентрикового кулачка 4 вокруг оси Ох приводного вала, с которым этот кулачок жестко соединен, гео­ метрическая ось (центр) О2 кулачка будет описывать окружность радиусом г = е вокруг оси вала 0 г. При этом поршень 3 насоса, прижимаемый к эксцентрику пружиной 6 (или иными средствами), будет перемещаться возвратно-поступательно в цилиндре, совер­ шая за один оборот два хода, каждый из которых равен h = 2е.

Рис. 47. Схемы кулачкового насоса с клапанным распределением (о—в) и расчетная схема этого насоса (г)

При движении поршня 3 в левую сторону (соответствует для дан­ ного направления вращения верхней половине эксцентрика) объем цилиндровой камеры уменьшается и жидкость, заполня­ ющая ее, вытесняется через клапан 2 в нагнетательную полость. При обратном движении поршня (соответствует нижней по­ ловине окружности эксцентрика) объем цилиндровой камеры будет увеличиваться и жидкость, преодолев усилие пружины 5 и открыв всасывающий клапан 1, будет поступать в камеру насоса.

Выполнив кулачок из двух эксцентриков а и b (рис. 47, 6) с равными значениями эксцентриситета / х = /2, получим воз­ можность регулировать ход поршня путем изменения взаим­ ного расположения эксцентриков. В положении, представленном на рис. 47, б, эксцентрики так расположены относительно друг друга, что суммарный их эксцентриситет при вращении вокруг центра Oj составляет е = 1Х+ /2, где 1Х и /2 — соответственно эксцентриситеты геометрических осей 0 2 и 0 3 кулачков а и b относительно оси вращения 0 г. В положении, представленном

157

на рис. 47, б, эксцентрики расположены таким образом, что их геометрические оси 0 Хи 0 2 совпадают, в результате чего суммар­

выведенные выше выражения для подачи жидкости [см. выра­ жение (42)1 и скорости движения поршня [см. выражение (44)] будут справедливы также и для данного насоса при условии за­ мены параметра г величиной е.

Средняя расчетная подача одноцилиндрового насоса

<2т = 2efn,

где / и п — площадь поршня и частота вращения насо а. Подобные насосы обычно предназначаются для работы под вы­

соким давлением (20 МПа или 200 кгс/см2)1 . Поскольку при таких давлениях возникают, при непосредственном контакте плунжера с кулачком, недопустимо высокие напряжения, контакт осуще­ ствляют через специальную опору с (рис. 47, а). Опоры с обычно также разгружаются гидростатическим способом — подводом жидкости под давлением в камеру е (см. рис. 47, а и стр. 246). Кроме того, для уменьшения трения башмаков о кулачок послед­ ний часто выполняется в виде игольчатого подшипника d.

21. Кинематика механизма

тельно оси 0 2 кулачка (эксцентрика) на угол ф п о часовой стрелке, плунжер, опирающийся на кулачок через опору с, переместится на величину

х = (R + a) cos а — (г + а) — е cos ф,

где ф =г tot — текущий угол поворота эксцентрика. Принимая во внимание, что

158

Следовательно, перемещение и скорость плунжера изменяются в зависимости от угла Ф поворота эксцентрика (вала), как и в ра­ нее рассмотренных насосах, практически по закону синуса. В равной мере будут сохранены также и кинематические зависи­ мости, выражающие текущую подачу и ее равномерность [см. выражения (42) и (49)].

22. Особенности применения клапанного распределения

того, насосы с этим распределением свободны от гидравлических ударов и компрессии жидкости в цилиндрах, а также пригодны для работы при высоких температурах и давлениях. Утечка жидкости в таких насосах происходит в основном в результате перетекания ее через проходные щели всасывающих клапанов вследствие запаздывания их закрытия (опускания на седло) и открытия в момент изменения направления хода плунжеров, что обусловлено в основном инерционностью затворов клапанов. Очевидно эти утечки отсутствуют лишь в идеальном клапане, работа которого характеризуется тем, что его открывание и за­ крывание происходит точно при прохождении поршня в мертвых точках, т. е. в момент реверса поршня.

Неизбежное запаздывание в закрытии всасывающего клапана приводит к тому, что жидкость вытесняется плунжером на на­ чальной части нагнетательного пути не в нагнетательную подость, а возвращается во всасывающую, причем запаздывание будет тем большим, чем больше масса клапана. Ввиду этого масса всасы­ вающего клапана при выбранной частоте вращения насоса опре­ деляет требуемый подпор на всасывании. Если этот подпор огра­ ничен, то следует в зависимости от массы ограничивать допу­ стимую частоту вращения насоса. Для уменьшения запаздывания необходимо максимально уменьшать массу клапана, а также уси­ ливать его приводную пружину и уменьшать величину хода; однако это может ухудшить заполнение цилиндров жидкостью и в особенности насосов самовсасывающего типа.

Особое влияние на надежность заполнения цилиндров жидко­ стью при ходе всасывания плунжеров оказывает запаздывание открытия всасывающего клапана. Причем это влияние будет тем большим, чем больше мертвое пространство насоса и меньше рабочий объем.

В насосах гидросистем применяют самодействующие клапаны, которые поднимаются в направлении, нормальном к опорной по-

159