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

§87. Поступательные преобразователи

Вгидросистемах особенно распространены возвратно-посту­ пательные преобразователи, составленные из двух гидроцилин­ дров разных диаметров, поршни которых жестко связаны между

собой (рис. 142, б). Применение их особенно целесообразно в слу­ чаях, когда необходимо развить большие давления при малых

Коэффициент усиления давления (при пренебрежении трением)

где D] и D 2 — диаметры цилиндра и штока.

Коэффициент усиления подобного преобразователя прямо­ линейного движения, повышающего давление, представляет собой отношение выходного давления к входному. Он находится в пре­ делах от 2 : 1 до 1000 : 1.

На рис. 142, в приведена схема преобразователя с дифферен­ циальным поршнем, с помощью которого можно получить требуе­ мую для высоких давлений небольшую полезную площадь при одновременном обеспечении жесткости и прочности конструкции преобразователя. В этом случае

370

обеспечения быстродействия тормозов требуется большой расход жидкости.

Схема подобного понизителя показана на рис. 144. Жидкость под высоким давлением подводится из гидросистемы в цилиндр 1 малого сечения и вытесняется в магистраль потребителя жидкости низкого давления из цилиндра 5 большого сечения. Для возвра­ щения поршней в исходное положение после прекращения пита­ ния цилиндра 1 (при р = 0) применена пружина 4.

Коэффициент понижения давления (редукции) определится из соотношения (трением и усилием пружины пренебрегаем)

. _ d2 _ р ,. _ сР

1 — D* ~ Pj. ’ P i ~ Pl D 2 ’

где d и D — диаметры цилиндров малого и большого сечения. Соответственно расходы Q2 жидкости, вытесняемой из ци­ линдра 2 большого сечения, и жидкости, подаваемой в ци­ линдр 1 малого сечения, определятся без учета утечек из соотно­

шения

Для регулярной компенсации возможной утечки жидкости из замкнутой магистрали, соединенной с полостью цилиндра боль­ шого сечения, применен шариковый клапан 2, который в конце хода поршня влево отжимается штырем 3 и открывает проход жидкости из магистрали высокого давления р г в количестве, не­ обходимом для восполнения утечек. Как только давление р 2 в полости цилиндра большого сечения превысит расчетное зна­ чение, условие равновесия поршня нарушится, и он сместится вправо на величину, позволяющую клапану 2 сесть в свое гнездо.

372

§ 88. Насосы сверхвысоких давлений

67. Принципиальные схемы

На базе рассмотренных цилиндровых преобразователей по­ строен ряд насосов (мультипликаторов) сверхвысоких давлений. Принципиальная схема преобразователя давления, применяемого в качестве насоса сверхвысокого давления, показана на рис. 145, а. Высокое давление создается с помощью плунжера 3, связанного с поршнем 1 приводного силового цилиндра (гидродвигателя). Плунжер герметизирован в цилиндре кольцами 2. Коэффициент

снабжен питающим (всасывающим) 6 и нагнетательным 4 кла­ панами, причем для повышения надежности применяют по два последовательно расположенных клапана на линиях нагнетания и питания. Клапаны обычно снабжаются устройствами для авто­ матического отвода воздуха, присутствие которого резко ухуд­ шает режим работы насоса.

Поскольку нагнетание жидкости одноцилиндровым насосом происходит лишь при движении плунжера в одну сторону, по­ дача жидкости будет прерывистой, что во многих случаях неже­ лательно, а иногда и недопустимо. Для выравнивания подачи применяют насосы — преобразователи двойного действия (рис. 145, б). Преобразователь имеет силовой цилиндр (гидравли­ ческий двигатель) 11, приводящий в движение плунжеры 13 на­ сосной части, каждый цилиндр которой снабжен дублированными нагнетательными 9 и всасывающими (питающими) 10 клапанами.

373

При подаче жидкости от источника питания в соответствующую полость гидродвигателя 14 она одновременно поступает в смеж­ ную полость цилиндра 12 насоса, обеспечивая надежное заполне­ ние этой полости жидкостью. Ввиду этого выражение (119) для вычисления коэффициента усиления будет справедливым и для данного случая.

Очевидно, что насос с этой системой питания пригоден лишь для случаев, когда нагнетаемая им жидкость является рабочей средой гидродвигателя.

Реверсирование движения плунжеров осуществляется с по­ мощью электромагнитного распределителя 11, управляемого от концевых выключателей (на схеме не показаны), на которые воз­ действует в конце ходов поршень 15 силового цилиндра. Приме­ няются также схемы, в которых распределитель переключается непосредственно поршнем силового цилиндра.

Насосы такого типа применяют на давлениях до 300 МПа (3000 кгс/см2) и выше при расходе 20—40 л/мин; число рабочих ходов обычно составляет 120—150 двойных ходов в минуту. При давлениях порядка 300 МПа (3000 кгс/см2) диаметр d плунжера составляет 50—60 мм, а его ход — 200 мм. Диаметр D привод­ ного силового цилиндра обычно равен 200—250 мм. При более высоких давлениях диаметр плунжера обычно не превышает 15—

20мм и ход — 100— 120 мм.

Применяются также одно- и многоцилиндровые насосы сверх­

высоких давлений с приводом от электродвигателя через пони­ жающий механический редуктор и кривошипный механизм. Прин­ ципиальная схема типового одноцилиндрового насоса с таким при­ водом показана на рис. 145, в. Насос представляет собой жесткую плунжерную конструкцию с клапанным распределением 7. Для восприятия боковых сил применяют направляющие буксы 8. Подача такого насоса происходит по синусоидальному закону. Для выравнивания и увеличения подачи применяют двухцилиндро­ вые насосы с приводом от общего электродвигателя. Насосы с кри­ вошипным приводом обычно применяют при давлениях до 300 МПа

(3000 кгс/см2).

Подача насоса регулируется изменением числа ходов его поршня (плунжера) при постоянном рабочем объеме или измене­ нием хода плунжера при постоянном числе ходов. Последнее до­ стигается с помощью регулирования хода поршня приводного гидравлического двигателя насоса (рис. 145, а) или регулирова­ ния величины е кривошипа (рис. 145, в).

68. Объемные характеристики

Основными факторами, влияющими на объемные характери­ стики насоса сверхвысокого давления, являются сжимаемость жидкости и упругость рабочих камер насоса, а также размеры вредного (мертвого) объема 5 (рис. 145, а).

374

В первую очередь объемные характеристики насоса зависят от сжимаемости рабочей жидкости (см. стр. 40) и особенно при больших размерах мертвого объема, под которым для одноци­ линдрового насоса понимается объем жидкостной камеры 5, вклю­ чая каналы до нагнетательного клапана в конце рабочего хода плунжера (на рис. 145, а отмечено точечной штриховкой). Влияние мертвого объема обусловлено тем, что некоторая часть рабочего хода плунжера расходуется на сжатие жидкости, заключенной в этом объеме для повышения ее давления с начального р 0 на входе до рина выходе из насоса. При известных условиях, завися­ щих в основном от величины мертвого объема и сжимаемости жидкости, потребный для этого сжатия ход плунжера может со­ ставить значительную часть полного хода (см. также стр. 85).

Для оценки влияния мертвого объема введем понятие теоре­ тического объемного к. п. д. насоса, под которым будем условно понимать отношение расчетного значения вытесненного объема (подачи) жидкости в среду с давлением без учета утечек через зазоры к описанному плунжером геометрическому объему (по­ даче) за то же время:

__ Qp

т ~~ »

где Qp — расчетная подача при давлении рн; Qr — геометрическая подача.

Указанный к. п. д. зависит при всех прочих одинаковых усло­ виях от отношения пути перемещения плунжера, требующегося для сжатия жидкости во вредном пространстве до давления рн, к полной величине его перемещения. Очевидно, чем больше отно­ шение этого объема сжатия к объему, описываемому поршнем за один ход, тем большая часть последнего будет потеряна на повы­ шение давления.

Обозначим через q объем, описываемый плунжером одноци­ линдрового насоса за один ход, и через с мертвый объем насоса. Пренебрегая утечками и считая насос абсолютно жестким, а за­ полнение цилиндра жидкостью при ходе всасывания поршня полным, находим объем сжатия жидкости, необходимый для по­ вышения ее давления в камере насоса объемом q -f- с с началь­ ного р о до давления нагнетания рн:

A<7i = (Р„ — Ро) Р ( Q + с ),

где р — среднее значение коэффициента сжатия для рассматри­ ваемого диапазона давлений (см. стр. 40).

Для случая, когда начальное давление р 0 жидкости в камере насоса равно атмосферному или близко к нему, последнее выра­ жение может быть представлено в виде

д <7 = ЄР(<? + с ).

375

Теоретический объемный к. и. д. подобного насоса без учета влияния прочих факторов определится по приведенной ранее формуле (20) на стр. 86:

"Лоб. т ^ Рн

Лоб. т = 1 — Рн$г.

На рис. 146, а приведены расчетные кривые, характеризующие влияние параметра г на величину л0б. т> вычисленную по при­

веденной формуле в зависимости от давления для жидкости на водной основе (см. стр. 42).

Из графика следует, что при распространенном в практике г — 14 теоретический объемный к. п. д. при вытеснении жидкости в среду с давлением рн = 900 кгс/см2 равен 50% или, иначе, вы­ тесненный в эту среду объем составит лишь половину объема, описанного плунжером. При построении рассмотренных кривых сжатие жидкости принималось по изотермному процессу (при по­ стоянной ее температуре). Поскольку в действительности сжатие жидкости будет сопровождаться повышением температуры, по­ нижение коэффициента (3 (см. рис. 9, д) и соответственно пониже­ ние теоретического объемного к. п. д. в действительности будет еще более значительным.

На рис. 146, б приведены расчетные кривые, характеризующие влияние на величину объемного к. п. д. давления нагнетания рн

376

при различных значениях коэффициента сжимаемости (5. Расчеты выполнены для насоса с плунжером диаметром 11 мм и ходом поршня 75 мм; объем камеры насоса 26,8 см3 и объем, описывае­ мый плунжером за один ход, 7,4 см3 (г = 3,6).

Из приведенного следует, что при работе в условиях высоких давлений следует максимально уменьшать мертвый объем и при­

сосов (см. рис. 28 и 29), выполняемые с целью уменьшения массы поршней и размещения пружин, нежелательны, поскольку объем этих каналов добавляется к мертвому объему насоса и может со­ ставить значительную его долю.

69. Влияние на объемные характеристики способа регулирования подачи

Поскольку величина параметра г зависит от объемов q и с, объемный к. п. д. (см. стр. 376) при регулировании подачи насоса изменением рабочего хода h поршня будет переменной величиной, т. е. объемный к. п. д. насоса при регулировании его подачи изменением рабочего объема понизится по сравнению с его зна­ чением при максимальной подаче.

Кроме того, объемные характеристики насоса зависят также от способа регулирования подачи, которое в основном осуществ­ ляется изменением хода h его плунжера (поршня).

В схемах с гидравлическим приводом (см. рис. 145, а) это до­ стигается ограничением обратного хода плунжера при сохране­ нии крайнего (утопленного) положения последнего (с = const), а в схемах с приводом от электродвигателя постоянной частоты вращения (см. рис. 145, в) — изменением хода плунжера относи­ тельно центра вращения кривошипа (с = const). Поэтому от спо­ соба регулирования будет зависеть и величина параметра г и, соответственно, величина теоретического объемного к. п. д. на­ соса. Например, при уменьшении хода плунжера в 2 раза описы­ ваемый им объем также уменьшится вдвое как при регулировании по первой, так и по второй схеме. Однако изменение параметра г будет при этом различным. При регулировании по первой схеме (с = const) он повысится до величины

На рис. 146, в показаны кривые, характеризующие влияние на теоретический объемный к. п. д. хода h плунжера при регули­ ровании по первой схеме. Расчеты произведены для жидкости со средним коэффициентом сжимаемости при давлении 100 МПа

377

(1000 кгс/см2), равным р = 5,4-10" 11 м2/Н (5,4-10” 5 см2/кгс) (без учета деформации камеры насоса).

В большинстве конструкций поршневых насосов регулирование подачи осуществляется изменением величины хода поршня h = 2е (см. рис. 145, в) относительно центра О вращения кривошипа механизма, т. е. осуществляется по второй схеме. При регулиро­ вании по этой схеме изменение величины хода поршня вызовет также изменение величины мертвого объема, так как поршень в этом случае не будет занимать в конце рабочего хода того поло­ жения, которое он занимал при максимальном ходе.

Из рис. 145, в (см. также рис. 20, б) следует, что мертвый объем при этом регулировании изменится на половину величины изменения объема, описываемого поршнем (на половину изменения

текущие значения рабочего объема, хода поршня и экс­ центриситета.

С учетом безразмерного параметра регулирования е = -^р-

[см. выражение (15) на стр. 76] последнее выражение может быть представлено в виде

Ас = е (1 — г).

В соответствии с этим мертвый объем при регулировании по­ дачи по второй схеме определится выражением

сх == с —[—Ас с —|—с (1 в),

где с — мертвый объем при максимальном рабочем ходе h поршня (при максимальном эксцентриситете е).

Соответственно мертвый объем при рассмотренном выше умень­ шении хода поршня (в 2 раза по сравнению с максимальным зна­

чением) увеличится до значения сх = с + - |- , а следовательно,

величина параметра г определится при этом способе и величине регулирования из выражения

с+ 7

г— —-----

_9

2

Следовательно, влияние сжимаемости жидкости на теоретиче­ ский объемный к. п. д. при регулировании по второй схеме будет более значительным, чем по первой.

378

70. Влияние на объемные характеристики прочих факторов

На величину теоретического объема к. и. д. насоса влияют также жесткость его жидкостной камеры и присутствие в жидкости нерастворенного воздуха.

При повышении давления с атмосферного до рн мертвый объем с насоса увеличится вследствие деформации его деталей на вели­ чину [см. выражение (21) на стр. 87]

Л<7з = с8рю

где б — коэффициент, характеризующий изменение единицы мертвого объема при изменении давления на

0,1 МПа (1 кгс/см2).

Аналогичным будет и влияние наличия в жидкости нераство­ ренного воздуха (газа), при котором коэффициент сжимаемости жидкости, в особенности при низких давлениях, будет более вы­ соким, чем у чистой жидкости.

Допустим, что при начальном давлении (в начале рабочего хода плунжера) р 0 в единице объема жидкости содержится нерастворенный воздух в объеме V0. При этом содержание воздуха в жидкости объемом (q -j- с) при давлении р 0 составит

W0 = Vo {Я +с)-

При сжатии этого воздуха до давления рн объем его умень­ шится до величины (принимаем, что процесс сжатия пузырьков воздуха происходит по изотермному циклу)

WH= V0(q + c)&.

Разность AW = W0 — WH определяет объемную потерю на­ соса, обусловленную сжатием воздуха до давления рн:

AW = V0(q + c ) ( l - f a).

Поскольку величина р 0 мала в сравнении с рн, можем принять

AW = V0 (q + с ).

С учетом потерь, обусловленных деформацией камеры мерт­ вого объема и сжатием жидкости и воздуха, объем вытесняе­ мой жидкости в среду с давлением рн (без учета утечек) со­ ставит

q' — <7— Aqx — А — AW — q —• [(<7 + с ) (Ррн -j- Ро) сбр„].

379