Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Элементы объемного гидропривода. Учебное пособие
.pdf
41
гидростатических сил давления жидкости на внутренние торцы
пластин из полостей 1 (см. рис. 3.12), т.е. первоначальный путь
движения жидкости проходит через пазы 1 ротора, которые
сообщаются с окнами высокого и низкого давления.
Дополнительным преимуществом такого подвода жидкости
является частичное гидростатическое уравновешивание пластин,
благодаря которому уменьшаются контактные нагрузки между
пластинами и статором и увеличивается механический КПД, а
также увеличивается рабочий объем машины. В насосах
среднего и низкого давления (pн7 МПа) во все полости 1
подводят жидкость под высоким давлением, что упрощает
конструкцию, но повышает объемные и механические потери.
Обеспечение прижима пластин к статору ограничивает
минимальную частоту пластинчатых насосов n
>(0.4…0.6)n
min
max
.
Это более важно в момент пуска насоса, когда вязкость
жидкости еще высока из-за ее низкой температуры.
Во избежание быстрого изнашивания пластин и
заклинивания их в пазах, под действием разности давлений p2-p1,
максимальный вылет пластин 2e должен быть меньше, чем часть
пластины, погруженная в ротор. Это является ограничением
возможности увеличения объемаVoпри заданном радиусе
статораRспутем увеличения эксцентриситетаe.
Максимальная частота вращения пластинчатых гидромашин
ограничена в результате трения пластин о статор и возможным
возникновением кавитации.
Возникновение контактных нагрузок между пластинами и
статором и односторонняя нагрузка ротора со стороны полости в
машинах однократного действия ограничивает величину
рабочего давления до 10...12 МПа. Работа при больших
давлениях сокращает срок службы пластинчатых машин.
В машинах двукратного действия удается достигнуть
полной уравновешенности ротора. Невысокое рабочее давление
пластинчатых насосов (pн7 МПа) обусловлено высоким
трением пластин о статор (особенно в зоне всасывания) из-за
действия радиальных сил. Это приводит к невысокому
механическому КПД таких машин.
42
В пластинчатых гидромашинахпроисходят утечки
гидравлической жидкости по зазорам: в пазах ротора, у боковых
дисков, между пластинами и статором. Поэтому детали
качающего узла должны изготавливаться с высоким классом
точности и чистоты обработки.
У пластинчатых гидромашин двукратного действия
достоинством является возможность смены качающего узла в
случае его изнашивания без демонтажа машины в целом. В
случае необходимости можно производить машины с разными
рабочими объемами путем изменения профиля статора и
радиуса ротора без серьезных конструктивных изменений.
Недостатком конструкции пластинчатых машин
двукратного действия является невозможность изменения
рабочего объема в процессе ее работы и, следовательно,
нереальность изготовления регулируемых машин.
Подводящие каналы в корпусе и подводящие окна у этих
машин выполняют всегда большими, и они представляют собой
малое сопротивление. Для пластинчатых насосов, по условиям
снижения подачи вследствие кавитации, принимают допустимое
минимальное давление перед входом в насос
p
=0.07…0.08 МПа.
min
Пластинчатые гидромашины обратимы, однако
большинство насосов этого типа не могут быть использованы
как гидромоторыбез некоторых конструктивных изменений.
Основной причиной является необходимость осуществления
реверса у гидромоторов. Схема рабочих органов пластинчатого
гидромотора двукратного действия показана на рис. 3.15 [3].
Из-за переменного направления вращения гидромотора
пластины 3 устанавливаются только радиально.
Отсутствие стабильных центробежных сил из-за
переменной частоты вращения требует применение
принудительного выдвижения пластин. Для этого используют
пластинчатые пружины 2 под торцами пластин 3.
Крутящий момент на валу гидромотора может быть
вычислен по формуле:
M=pV
/(2). (3.19)
0м
43
1
2
3 4
d
e
p
1
p
2
p
1
p
2
Рис. 3.15.Схема рабочих органов пластинчатого гидромотора
двукратного действия: 1 – паз ротора; 2 – пружина; 3 – пластина;
4 – внутренний торец пластины
Машины однократного действия изготавливают
регулируемыми. В регулируемом пластинчатом насосе
однократного действия (рис. 3.16) положение статорного кольца
можно менять следующими способами [1]:
- регулировочным винтом 1 для ограничения максимальной
подачи;
- винтом 2 для регулирования вертикального положения
опоры;
- винтом 3 для регулирования максимального давления.
Сопротивление в гидросистеме задает определенное
давление в насосе, которое нагружает внутреннюю поверхность
статора (вектор силы Fд). Путем разложения силы на
горизонтальную Fг и вертикальную Fв составляющие получим
большую силу, нагружающую винт 2 и небольшую силу,
противодействующую пружине. Пока усилие пружины Fп
превышает силу Fг, статор остается в положении максимального
эксцентриситета. Если сила Fг превосходит усилие пружины Fп
(при возрастании давления), статор смещается, происходит
уменьшение рабочих камер до тех пор, пока подача насоса не
станет практически равна нулю.
44
1
2
F
v
F
p
F
f
3
L
F
h
Рис. 3.16. Регулируемый пластинчатый насос однократного
действия
Существуют гидравлические механизмы регулирования
путем замены пружины установочными поршнями. Внешний
вид регулируемого пластинчатого насоса приведен на рис. 3.17.
Рис. 3.17.Внешний вид регулируемого пластинчатого насоса
Расчет пластинчатых машин ведется по рабочему объему
Vо, с использованием следующих соотношений [2]:
а) рассчитывается наибольший эксцентриситет
где k=1 при Vо200 см3, k=0.8 при 200<Vо500 см3 и k=0.6 при
=
, см, (3.20)
e
max
500<Vo4000 см3.
45
б) диаметр статора
, мм, (3.21)
D=2r
где k1=0.150.55.
в) ширина ротора и пластин
b=kВ. (3.22)
г) радиальная длина пластин
lbe
max
(3.23)
д) число пластин – от 7 до 16.
Пример: Рассчитать параметры пластинчатого насоса для
действительной подачи Q=55 л/мин и давлении pн=12 МПа.
Механический и объемный КПД принять равными 0.85, а
гидравлический – равным 1. Необходимыми данными задаться.
Решение: Определим идеальную подачу по формуле (2.1)
Qи=Q/о=55/0.85=64.7 л/мин.
Приводную мощность определим из формулы (2.10)
Nн=Qиpн/=
=17.9 кВт.
Примем n=2000 об/мин и оценим по формуле (2.1) рабочий
объем Vo=Qи/n=
=3.210-5 м3.
Тогда по формуле (3.20) найдем эксцентриситет
=0.033 м.
e
=k
max
=1
Примем число пластин z=9 с толщиной d=2 мм.
Тогда в соответствии с (3.21) диаметр статора
D=2r
=2r
=2.42r.
Примем радиус ротораr=0.1 м, тогда радиус статора
D=2.420.1=0.242 м.
Ответ: Qи=64.7 л/мин; Nн=17.9 кВт; Vo=3.210-5 м3; e
=0.033 м;
max
D=0.242 м.
3.5. Шестерённые гидромашины
Зубчатые гидромашины получили свое распространение в
качестве нерегулируемых насосов в мобильной технике. Рабочие
органы таких машин выполнены в виде шестерен,
46
обеспечивающих герметические замыкания рабочей камеры и
8751
A
34
10 2
A
9
p
1
p
2
A-A
611 12
передающих крутящий момент.
Конструктивные особенности шестеренных (зубчатых)
гидромашин определяют их широкое распространение:
- высокое удельное давление;
- широкий диапазон частот вращения;
- низкая цена;
- низкие требования к температуре и вязкости жидкости.
Шестеренный мотор с наружным зацеплением (рис. 3.18)
[5] представляет собой пару шестерен 1 и 2, находящихся в
зацеплении и помещенных в камеру, стенки которой охватывают
их со всех сторон с малыми зазорами. Камеру образуют корпус
3и боковые диски 4 и 5. По обе стороны области зацепления 6 в
корпусе имеются полости В и Н, соединенные с линиями
высокого p2 и низкогоp1 давления соответственно.
При вращении шестерен жидкость, заключенная во
впадинах зубьев, переносится из камеры всасывания в камеру
нагнетания, где вытесняется с давлением p2.
1, 2 – шестерни; 3 – корпус; 4, 5 – боковые диски; 6 – область
Рис. 3.18. Шестеренный мотор с наружным зацеплением:
зацепления; 8 – подшипник качения; 9 – уплотнение;
10 – пружина; 11, 12 – камеры под дисками; В, Н – полости
высокого p2 и низкого p1 давления соответственно
47
Процесс подачи шестеренной гидромашины подробно
рассмотрен в работе [3].
Эти гидромашины просты по конструкции и отличаются
высокой надежностью, небольшими габаритами и массой.
Максимальное давление обычно ограничено 10 МПа. Эти гидромашины допускают относительно высокие частоты вращения и
кратковременные перегрузки. Действие инерционных сил
деталей на конструкцию гидромашин отсутствует.
Развитые поверхности трения вызывают значительные
механические потери, поэтому КПД гидромашины наружного
зацепления не превышает 0,6...0,7.
Рабочий процесс подачи жидкости в таких машинах крайне
сложен, поэтому расчетные формулы дают погрешность от 5 до
30 % [2]. Среднее значение подачи может быть вычислено по
формуле
Qср=2nbm2(z+1), (3.24)
где z – число зубьев;n – частота вращения;m – модуль
зацепления;b – ширина шестерни.
Если число зубьев ведомой шестерни не равно числу зубьев
ведущей, то при расчетах следует принимать данные ведущей
шестерни.
Среднее значение крутящего момента определяется
формулой
M=pbm2(z+1). (3.25)
На рис. 3.19 приведено устройство шестеренного насоса
GP10N-4 [8].
Насос имеет корпус из алюминиевого сплава. Каждая
шестерня изготовлена из закаленной стали. Торцевые
уплотнения обеспечивают поджим втулок к торцам шестерен.
Втулки изготавливаются из антифрикционного алюминиевого
сплава. Крышка обеспечивает надежную герметизацию узла по
соединениям. Уплотнение вала обеспечивают две
фиксированные манжеты.
Разность между действительной и идеальной подачей будет
определять величину объемных потерь. Эти потери в основном
обусловлены утечками жидкости через радиальный зазор между
поверхностью корпуса и боковой поверхностью шестерен.
48
Рис. 3.19. Устройство шестеренного насоса GP10N-4
В шестеренных насосах радиальные зазоры трудно сделать
самоуплотняющимися. Их величина определяется только
точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников.
Износ подшипников нарушает герметичность насоса. Для
уменьшения утечек по торцовым зазорам часто применяют
гидравлический поджим боковых дисков. Для этого на рис. 3.18
49
в камеры 11 и 12 под диски 4 и 5 подводят жидкость под
давлением p2. Пусковой поджим производится пружинами 10.
Кроме того, объемные потери определяются и потерями на
всасывание. При высоких частотах вращения жидкость рабочие
камеры заполняет не полностью при проходе зоны всасывания.
Это приводит к понижению объемного КПД и возникновению
пульсаций давления на выходе насоса.
Потери энергии на трение в шестеренных насосах велики и
обусловлены трением торцов шестерен о боковые диски 4 и 5,
торцов зубьев о корпус 3 и трением в подшипнике 8 и
уплотнении 9.
Более высокие энергетические и массовые показатели
имеют шестеренные насосы с внутренним зацеплением (см.
рис. 3.20, а). Отличительной особенностью шестеренных
насосов внутреннего зацепления является низкий уровень шума,
поэтому они распространены в стационарных машинах (прессы,
станки) и мобильных установках (электропогрузчики).
Ведущей является вращающийся ротор 2 с наружными
зубьями, который соединяется с приводным двигателем и
зацепляется с полым зубчатым колесом. Подводящее 1
отводящее 4 окна размещаются в боковых крышках корпуса.
Охватывающая шестерня 3 (статор) с внутренними зубьями
вращается в расточке корпуса, образуя с ним развитый
подшипник скольжения, способный работать под большими
нагрузками. Между шестернями размещается серпообразный
уплотняющий элемент 5, отделяющий полость всасывания и
нагнетания. Жидкость, заполняющая междузубовые впадины
шестерен, переносится в полость нагнетания, где выдавливается
через серпообразные окна.
Шестеренные гидромашины (рис. 3.20, б) с специальным
профилем зуба, у которых отсутствует разделительный элемент,
получили название героторных.
Оси шестерен смещены на величину e, что и обеспечивает
зацепление. Отделение полости нагнетания от полости
всасывания достигается путем контакта зубьев внутренней и
внешней шестерен. Для обеспечения контакта рабочие
поверхности зубьев имеют профиль, позволяющий обкатываться
одной шестерне по другой. Сообщение с всасывающими и
50
нагнетательными каналами происходит с помощью серпо-
4 3 2 1
p
2
p
1
5
e
p
1
p
2
образных окон на боковых крышках. Внешняя шестерня, также
как и для машин с внешним зацеплением, вращается в
подшипнике скольжения.
Рис. 3.20. Шестеренные насосы: а – с внутренним зацеплением;
б – с специальным профилем зуба: 1, 4 – подводящее и
отводящее окна; 2 – ротор; 3 – статор; 5 –уплотняющий элемент
По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при
одинаковых рабочих объемах практически не уступают
пластинчатым и значительно превосходят насосы с наружным
зацеплением. Внешний вид насоса с внутренним зацеплением
приведен на рис. 3.21.
Преимуществом насосов с внутренним зацеплением по
сравнению с пластинчатыми является отсутствие контактного
трения, возникающего между пластинами и статором и
ограничивающего максимальное давление пластинчатого насоса
[3].
Рабочие давления этих насосов достигают 14 МПа при
частотах вращения до 2000 об/мин.
Шестеренные гидромашины с внутренним зацеплением
являются машинами высокого класса, требующими высокой
точности изготовления. Наиболее широко распространены
простейшие шестеренные насосы с наружным зацеплением,
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]