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

§ 60. Насосы с клапанным и клапанно-щелевым

распределением

39. Принципиальная схема

Золотниковое распределение является, и в особенности при высоких давлениях, наиболее слабым узлом машины и основным каналом утечек. Ввиду этого при высоких давлениях применяют насосы с клапанным распределением жидкости (см. также стр. 157), причем клапаны размещаются как в корпусе насоса (рис. 88, а),

Рис. 88. Аксиально-поршневой насос с клапанным распределением

так и в его поршнях (рис. 88, б). Жидкость в последних насосах засасывается в цилиндры насоса из внутренней полости корпуса через осевые отверстия в плунжерах 3, на концах которых смон­ тированы всасывающие клапаны 2; при рабочем ходе плунжеров жидкость вытесняется через нагнетательные клапаны 1.

Аксиальные насосы с неподвижным цилиндровым блоком и клапанным распределением могут применяться при рабочей

260

жидкости (маслах) средней вязкости (20—25 сСт) при давлении

60—70 МПа (600—700 кгс/см2) и выше.

Ввиду того, что клапанному распределению присущи отме­ ченные выше недостатки (см. стр. 159), применяют насосы с кла­ панно-щелевым распределением, принципиальная схема поршне­ вого элемента которого показана на рис. 89, а (см. также стр. 165). Заполнение цилиндров насоса жидкостью при ходе всасывания поршней осуществляется через специальные окна (щели) а в ци­ линдрах 3 и вытеснение — через клапаны 4, нагруженные пру­ жинами 5. Следовательно, в этом насосе устранено наиболее

Рис. 89. Расчетные схемы аксиально-поршневого насоса с клапанно-щелевым распределением жидкоети

слабое звено — всасывающие клапаны. Цилиндровый блок на­ соса неподвижен, а поршни (плунжеры) 2 утапливаются в ци­ линдры под действием вращающейся наклонной шайбы (кинетора) /; обратный ход поршней из цилиндров (ход всасывания) происходит под воздействием пружин 6.

Поршни опираются на наклонную шайбу либо непосредственно своими сферическими головками (рис. 89, а), либо через проме­ жуточные ползушки (рис. 89, б). В первом случае насосу присущи недостатки, отмеченные на стр. 204.

Заполнение жидкостью полостей цилиндров происходит при движении поршня влево (в цикле хода всасывания), причем при проходе поршнем участка hp жидкость в цилиндр не поступает и в нем развивается вакуум; на оставшейся части пути /iBC (после прохода правой кромки поршня всасывающего окна а) происхо­ дит заполнение цилиндра жидкостью, которое будет продол­ жаться и при проходе поршнем этого пути в цикле нагнетания (при ходе вправо). Лишь после перекрытия окна а при ходе поршня 2 вправо происходит вытеснение жидкости через клапан 4 в полость нагнетания.

Отличительной особенностью насосов с клапанным и клапанно­ щелевым распределением является их необратимость, т. е. на­ сосы с этим распределением не могут работать в качестве гидро­ моторов.

261

40. Подача насоса

Из приведенного следует, что полный (геометрический) ход поршня Н, определяемый кинематикой насоса, складывается из двух частей: 1) обеспечивающей всасывание жидкости (Лвс) и 2) обеспечивающей подачу (нагнетание) жидкости в систему, т. е. рабочего хода поршня после отсечки (перекрытия) им окна а всасывания до крайнего правого положения (йр):

h hBC hp,

отсюда ход нагнетания

Полный (геометрический) ход поршня определится по выра­ жению (79)

h — D tg у,

где D — диаметр окружности расположения цилиндров в блоке. Ход всасывания определится как

^вс — Y 0 — C0S Фоте).

где ф01С — угол поворота вала от исходного, при котором про­ исходит отсечка кромки всасывающего окна поршнем.

За начало отсчета угла <ротс принимается положение наклон­ ной шайбы, при котором начинается ход нагнетания рассматри­ ваемого поршня (ход в направлении к клапану).

Ход нагнетания составит

hp = D tg у - -у- tg V 0 —cos cp0TC) = -j- tg у (1 + cos фотс).

Ход нагнетания поршня hp соответствует углу а = (180° —

— а 0), т. е. углу от-, положения отсечки плунжером всасывающего окна а до конца хода вытеснения. Величина этого хода вычисляется

ние жидкостью полости цилиндра за время двойного хода от угла a = a 0 до а = 180°.

В соответствии с изложенным расчетная подача рассматри­ ваемого насоса определится не полным (геометрическим) ходок плунжера, а лишь той его частью, которую плунжер проходит после отсечки им кромки всасывающего окна а. Следовательно,

262

рабочий объем насоса (теоретическая подача за один оборот), составляет

<7= hpfz = —g- zD tg у (1 — cos a 0),

где d —■диаметр плунжера.

всасывания, и на части пути, соответствующем углу а„ при ходе нагнетания. Следовательно, всасывание происходит при суммар­

кавитации, а при уменьшении а„ — снижение подачи (рабочего объема).

Для бескавитационнэй работы насоса должно быть обеспе­

263

Скорость всасываемого потока определится из равенства (да­ вление в полости цилиндра в процессе всасывания принимаем постоянным)

р ] / 2g-^Jtd -^-tgY (cosa0— cos a ) ~ - = dQ.

Цилиндр будет заполняться за время двойного (прямого и обратного) хода hBC, в соответствии с чем равенство расходов можно записать в виде

= н -Т / Z g - ^ — Digy | (cos a 0— cos a) da,

'a0

откуда

(я — a 0) co s a 0 - f - s in a0 _ co<i_____

Регулирование подачи насоса осуществляется изменением величины рабочего хода hp плунжера, достигаемого тем, что на части конструктивной величины этого хода полость нагнетания цилиндра соединяется с всасывающей полостью. Тем самым из­ меняется соотношение между ходом всасывания и ходом нагне­ тания. Поскольку вытеснение жидкости на этой части пути происходит практически при нулевом перепаде давления (при давлении слива), подобное регулирование не связано с потерей мощности (энергии).

В большинстве этих насосов регулирование осуществляется автоматически, в зависимости от выходного давления (см. стр. 407). Кривая подачи насоса с учетом рассмотренной особенности вы­ теснения будет аналогична кривой, представленной на рис. 51, б.

Перемещение поршня, его скорость и ускорение определятся соотношениями (78) — (80).

Коэффициент неравномерности

а__ Qmax — Qmln

Qmax ’

264

или

41. Типовые конструкции

Распространенная конструкция насоса с клапанно-щелевым распределением показана на рис. 90, а. Ведущая наклонная шайба 6 этого насоса, воздействующая при вращении вала на

Рис. 90. Конструкции насосов с клапанно-щелевым распределением

ролики 5 поршней 4, жестко связана (или составляет одно целое) с приводным валом 7. Каждый цилиндр насоса на линии нагне­ тания имеет по одному шариковому клапану 1, через которые

265

жидкость при утапливании поршней вытесняется в нагнетатель­ ную линию. Всасывание (заполнение цилиндров жидкостью) происходит через окна 2 в боковых стенках цилиндра, выполнен­ ные на таком расстоянии от конца цилиндра, что поршни откры­ вают их лишь во второй половине своего хода всасывания (при движении поршней). Поршни связаны с наклонной шайбой 6 при помощи пружин 3.

раясь на нее сферическими концами.

§ 61. Основные вопросы изготовления деталей аксиально-поршневых насосов

Для изготовления скользящих пар аксиально-поршневых на­ сосов в большинстве случаев применяют пару сталь — бронза. Упорно-распределительный диск (золотник) изготовляют в основ­ ном из стали Х 12Ф1 в паре с цилиндровым блоком из оловянистосвинцовистой бронзы. В насосах больших размеров из бронзы изготовляют лишь трущцеся поверхности блока (втулки цилинд­ ров и торцовую опору), сам же блок изготовляют из стали типа 12ХНЗА. В насосах малого размера цилиндровый блок изго­ товляют целиком из бронзы, в частности, из сурьмянистой бронзы (НВ 5 =60), в паре с распределительным диском (золотником) — из стали ХВГ (HRC > 60).

Применяются также распределительные диски из нитрирован­ ной стали (HRC 60—62) в паре с цилиндровым блоком из свин- цовисто-оловянистой или сурьмянистой бронзы. В этом случае поршни изготовляют из цементируемой стали 12ХНЗА с твер­ достью рабочих поверхностей HRC 58 или из стали ХВ2, имею­ щей без специального поверхностного упрочнения твердость

HRC 55—60.

Для улучшения приработки и уменьшения износа торцы бронзовых цилиндровых блоков и распределительных дисков обычно покрывают тонким слоем (в несколько микрон) анти­ фрикционных материалов (серебром, индием с подслоем свинца

исвинцом). Для снижения трения и повышения стойкости к за­ грязнениям в насосах, предназначенных для работы при темпе­ ратуре жидкости от —54 до +427° С, стальные детали покры­ вают серебром.

Для обеспечения достаточной прочности цилиндрового блока

идля удовлетворения одновременно с этим антифрикционных требований по качеству скольжения применяют стальные цилинд­ ровые блоки с наплавкой поверхностей трения (внутренних по-

266

верхностей цилиндров и торца) антифрикционным цветным ме­ таллом. Сопряженные с цилиндром детали (поршень и распреде­ лительный золотник) в этом случае изготовляются также из стали.

Поршни изготовляют часто также из шарикоподшипниковой стали ШХ15 с закалкой до HRC 62—64. Для стального цилиндро­ вого блока (HRC 60) поршни изготовляют обычно из бериллиевой бронзы.

Для условий эксплуатации при высоких температурах (>150° С) поршни и гильзы покрывают серебром. Для изготовления же на­ сосов, предназначенных для работы при температурах выше 500° С, применяют никелевые сплавы.

Обработка торцов упорно-распределительного диска обычно производится по 8—9-му, а цилиндрового блока — по 9— 10-му классам чистоты. Обработка рабочих поверхностей поршней и цилиндров обычно находится в пределах 10—12-го класса чи­ стоты. Поршень помещают в цилиндр с диаметральным зазором в пределах 0,010—0,015 мм. При обработке торцовых поверхно­ стей необходимо выдержать плоскостность опорных торцов ци­ линдрового блока и распределительного диска, а также их пер­ пендикулярность к осям вращения; непрямолинейность этих поверхностей не должна превышать 0,005 мм.

Окружные скорости на трущихся торцовых поверхностях не должны превышать 8— 10 м/с, среднее значение скорости движе­ ния поршней в цилиндрах 4—6 м/с.

Особо следует указать на недопустимость люфтов в поршне­ вой группе, которые могут образовываться при некачественной завальцовке сферических головок шатунов в поршнях. Эти люфты могут нарушить фазораспределение, а также вызвать в резуль-. тате ударного действия на поршни давления жидкости дополни­ тельные динамические нагрузки, снижающие механическую проч­ ность насоса. В частности наблюдаются случаи разрушения по этой причине поршневых шатунов.

Поршень соединяют со сферическим поршневым штоком обычно с помощью завальцовки (см. рис. 59, а). Это соединение должно быть достаточно жестким и прочным, чтобы преодолеть действую­ щие в данном соединении силы, к которым относятся: усилие, развиваемое вакуумом в цилиндре, силы инерции поршня и силы трения его в цилиндре.

§ 62. Последовательность расчета основных параметров аксиально-поршневой гидромашины

Порядок и последовательность расчета основных параметров аксиально-поршневых машин с плоским распределителем .(см. рис. 57) будут теми же, что и у радиально-поршневых машин

(см. стр. 175).

267

Диаметр поршня d насоса ориентировочно подсчитывают по формуле

где ql = h — рабочий объем одного цилиндра (d и h — диаметр и максимальный ход поршня);

i — Jhm.- величину i выбирают обычно в пределах

1— 2.

Для расчета диаметра d поршня гидромотора, исходя из егорабочего объема q (расчетного расхода за один оборот) в см3, используют практическое выражение

Для улучшения условий подвода жидкости в цилиндры диа­ метр D6 окружности (см. рис. 74, а), на которой расположены оси цилиндров, должен быть минимальным. Однако при этом необходимо сохранить оптимальную толщину (а = 0,2d) стенки между цилиндрами, чтобы была обеспечена жесткость цилиндро­ вого блока (см. рис. 74, в).

При расчете блока на прочность следует стремиться, чтобы жесткость его во всех направлениях была примерно одинакова. При расчете жесткости цилиндра необходимо учитывать также действие внутреннего давления в соседних цилиндрах.

Диаметр D6 окружности цилиндрового блока, на которой расположены оси цилиндров, и наружный диаметр Dp блока, выбирают (рассчитывают) по формулам

D6= (0,35 0,4) dz; Dp= D6+ 1,6d,

где d и г — диаметр и число цилиндров.

268

Эти соотношения получены из расчета, что толщина стенки между цилиндрами составляет а = 0,2d, а толщина стенки между зеркалом цилиндра и наружной поверхностью цилиндрового блока Ь = 0,3d, где d — диаметр цилиндра (см. рис. 74, а и в).

269