И характеристики роторного насоса с переливным клапаном

Когда давление p_н достигает значения p_в (в точке В), клапан начинает открываться и степень его открытия увеличивается с увеличением p_н. При этом все большая часть подачи насоса возвращается через клапан во всасывающую линию, следовательно

Q = Q_и – Q_кл - q_y, (2.15)

где Q – расход жидкости через клапан.

На рис. 2.4, б показаны характеристики роторного насоса с переливным клапаном. На участке АВ клапан закрыт, точка В – открытие (или закрытие) клапана; на участке ВС, который приближенно можно считать прямым, часть подачи переливается через клапан, а в точке С - вся подача насоса возвращается обратно.

Очевидно, что этот способ регулирования подачи неэкономичен, так как часть мощности, развиваемой насосом (а в точке С вся мощность), теряется в клапане. Он применяется на шестеренных, винтовых и других насосах с неизменным рабочим объемом и небольшой мощностью.

2. Изменение рабочего объема насоса является более экономичным способом регулирования подачи с точки зрения расхода энергии, но он требует более сложных и, следовательно, дорогостоящих насосов. Изменение рабочего объема возможно в пластинчатых, аксиально- и радиально-поршневых роторных насосах однократного действия. Простейшая схема автоматического регулирования рабочего объема аксиального роторно-поршневого насоса показана на рис. 3.30. Когда давление насоса достигает значения, достаточного для преодоления силы пружины, люлька 1 начинает поворачиваться в сторону уменьшения угла наклона. Рабочий объем, а также подача насоса при этом уменьшаются.

Характеристика насоса при этом видоизменяется примерно так же, как и в предыдущем случае, т.е. приобретает вид ломаной прямой ABC. На участке AB рабочий объём насоса максимален. Точка B определяется силой пружины и площадью поршня механизма поворота диска. В точке C рабочий объём насоса имеет минимальное значение, необходимое для компенсации утечек, а подача насоса Q = 0.

КПД роторных насосов равен произведению объемного КПД ₀ на механический _м. Гидравлический КПД часто принимают за единицу, так как гидравлические потери в насосах, развивающих высокие давления, обычно малы по сравнению с двумя другими видами потерь. При особо высоких частотах вращения _г необходимо учитывать. В роторных насосах обычно велики поверхности трения между ротором, статором и вытеснителями, поэтому рабочий процесс этих насосов и их КПД в основном определяются процессами, происходящими в зазорах между этими элементами насоса. КПД роторного насоса зависит от давления насоса p_н угловой скорости  вала и вязкости жидкости ..

Экспериментальные характеристики роторных насосов обычно получают в виде зависимостей Q = f (p_н) для нескольких постоянных значений частоты вращения n. При испытаниях регулируемых насосов для каждого значения n = const снимают еще характеристики, соответствующие нескольким значениям рабочего объема насоса V₀. При уменьшении рабочего объема насоса его КПД существенно уменьшается. Так как КПД при этом зависит еще и от давления, то на графике Q = f (p_н) точки с постоянным значением КПД соединяют плавными кривыми и получают так называемую топографическую характеристику насоса.

Кавитационные характеристики роторных насосов снимают так же, как и поршневых, либо при p_н = const.

Давление насоса p_н для жидкости, перетекающей через зазоры, является потерей давления на трение по длине.

Отсюда следует, что действительная характеристика роторного насоса в той же системе координат изображается наклонной прямой. При этом, чем более совершенен насос, тем ближе эта прямая к идеальной характеристике (тем больше «жесткость» характеристики). Именно в таком виде характеристики роторных насосов используются потребителями гидромашин и приводятся в каталогах. Однако при выполнении графоаналитических расчетов гидравлических систем с использованием характеристик насосов удобнее последние изображать так же, как и характеристики лопастных насосов, в виде зависимости H_н (или p_н) от Q (рис. 2.3, б).

Регулирование подачи роторных насосов (при неизменной частоте вращения вала насоса) осуществляется двумя способами.

1. Установка переливного клапана (рис. 2.4, а) параллельно насосу, так что часть подачи может через клапан 2 возвращаться во всасывающий трубопровод.

Клапан закрыт, пока давление насоса

p_н  p_в = F_пр.о /S_кл, (2.14)

где F_пр.о – сила пружины при закрытом клапане;

S_кл – площадь отверстия, перекрываемого клапаном.

б)

Рис. 2.4. Схема включения переливного клапана

При кривошипном и кулачковом механизмах поршни имеют одни и те же закономерности движения. Поршень перемещается между, крайними положениями, определяемыми точками А и Б. Они называются мертвыми точками, так как в них скорость поршня равна нулю. Перемещение поршня определяется углом поворота вала. На рис. 3.2 линия OABD представляет график изменения Q_и.т для одного цилиндра за время полного цикла, которому соответствует поворот механизма на yгол = 2 .

Рис. 3.2. Изменение подачи поршневого насоса

Жидкость подается потребителю за половину оборота, когда поршень вдвигаясь в цилиндр перемещается от правой мертвой точки А до левой Б. За время второй половины цикла, когда поршень выдвигается из цилиндра и последний заполняется новой жидкостью (прямая BD), подача потребителю не производится. Таким образом подача однопоршневого насоса неравномерна по величине и прерывиста во времени. Это крайне нежелательное явление необходимо ограничивать при помощи различных конструктивных мер.

3.2. Радиально-поршневые насосы.

В радиально-поршневом насосе (рис. 3.3 и 3.4) поршни 6 (см. рис. 3.3), вращаясь вместе с блоком цилиндров 4, участвуют одновременно в возвратно-поступательном движении в радиальном направлении, так как они опираются па кольцевую направляющую поверхность 5 статора 3, размещенную с эксцентриситетом е относительно оси 0 вращающейся части машины (ротора).

Механизм радиально-поршневого насоса представляет инверсию кривошипно-шатунного механизма. Ход поршня за половину оборота ротора определен эксцентриситетом h = 2e. Все кинематические соотношения в радиально-поршневом насосе такие же, как и в поршневых насосах с кривошипным механизмом, если в них принимать h/2 = е.

Рис. 3.3. Радиально-поршневой регулируемый насос

с точечным контактом поршней и статора

Рис. 3.4. Роторно-поршневой регулируемый насос

с гидростатическими опорами поршней и ротора

Рабочий объем и идеальная подача насоса определяются согласно выражений

; (3.4)

, (3.5)

где S - площадь поршня.

На рис. 3.3 показан радиально-поршневой регулируемый насос с точечным контактом «металл по металлу» между сферическими головками поршней 6 и ведущими кольцами 5 статора. Контактные нагрузки в этой паре ограничивают максимальное давление до . Изменение подачи на ходу осуществляется изменением эксцентриситета . Для этого корпус 2, внутри которого на подшипниках 1 помещен вращающийся статор 3 с кольцами 5, выполнен скользящим в направляющих 19. Переход центра статора О' через центр ротора О ведет к изменению направления подачи насоса и к изменению направления вращения гидронасоса. Благодаря свободному вращению статора уменьшается трение при медленном проскальзывании головок поршней по кольцам 5. Коническая форма колец 5 заставляет поршни при этом вращаться, что также снижает трение и, следовательно, износ при их скольжении в цилиндрах. Распределение жидкости производится цапфой 12 с прорезями 15 и 8 и перемычками 18, на которой вращается ротор, центрируемый подшипниками 9. При вращении каждый цилиндр половину оборота (при выдвижении поршня) соединен окном 7 с прорезью 15, а другую половину (при вдвигании поршня) с прорезью 8.

Осевые отверстия 14 и 10 соединяют прорези с подводящей 11 и отводящей 13 линиями. Во избежание прогиба цапфы 12 под действием односторонних сил давления, а также во избежание раскрытия зазора между цапфой и блоком цилиндров 4 применяют гидростатическую разгрузку цапфы, описанную ниже. Поршни выдвигаются из цилиндров под действием центробежных сил и давления жидкости. Для уменьшения напряжения в месте контакта поршней 6 и колец 5, площадь поршней стремятся сделать меньшей, а их число z - большим. Одновременно это содействует выравниванию подачи и уменьшению радиальных габаритных размеров благодаря уменьшению хода h при заданном значении .

Привод блока 4 цилиндров осуществляется валом 17 через кулачковую муфту 16, которая освобождает блок от воздействия радиальных сил со стороны внешнего конца вала.

На рис. 3.4 показан радиально-поршневой насос высокого давления, допускающий длительную эксплуатацию при и кратковременные перегрузки до = 50 МПа. Его отличительной особенностью является гидростатическая разгрузка всех пар трения, воспринимающих основные радиальные силы. К таким парам относятся опора поршня 9, выполненная в виде гидростатического башмака 14 и распределительная цапфа 15 с разгрузочными гидростатическими карманами 8. Во избежание отрыва и опрокидывания башмаков при пуске насоса и при вакууме в цилиндрах над краями башмаков установлены ограничительные кольца 1. Для нормальной работы гидростатически уравновешенных пар желательно, чтобы действующие на них внешние силы не гидростатического происхождения были малы. Для этого блок 13 (рис. 3.4) приводится валом 2, имеющим отдельный подшипник 3, через двойную кулачковую муфту 4. Применение гидростатической разгрузки является основным путем повышения рабочих давлений объемных гидромашин.

3.3. Аксиально-поршневые насосы.

Аксиально-поршневые гидронасосы при передаче равной мощности по сравнению с другими поршневыми гидромашинами отличаются наибольшей компактностью и, следовательно, наименьшей массой. Имея рабочие органы с малыми радиальными габаритными размерами и поэтому с малым моментом инерции они способны быстро изменять частоту вращения. Эти специальные свойства обусловили их широкое применение в качестве регулируемых и нерегулируемых насосов и гидромоторов для гидропередач, обслуживающих подвижные комплексы (дорожные, строительные, транспортные машины, авиационные и судовые системы), а также в следящих гидроприводах большой точности.

По кинематическим схемам, заложенным в основу конструкций, аксиально-поршневые гидромашины разделяют на гидромашины с наклонным блоком цилиндров (рис. 3.5 и 3.6) и с наклонным диском (рис. 3.8).

В машинах с наклонным блоком (рис. 3.5) ось 4 вращения блока 24 цилиндров наклонена к оси вращения вала 1. В ведущий диск 2 вала заделаны сферические головки 12 шатунов 10, закрепленных также при помощи сферических шарниров 9 в поршнях 8.

При вращении блока и вала вокруг своих осей поршни совершают относительно цилиндров возвратно-поступательное движение. Синхронизация вращения вала и блока в машине осуществляется шатунами, которые, проходя поочередно через положение максимального отклонения от оси поршня (рис. 3.7), прилегают к его юбке 1 и, давя на нее, сообщают вращение блоку цилиндров. Для этого юбки поршней выполнены длинными, а шатуны снабжены точными конусными шейками 2.

В гидромашине, показанной на рис. 3.6, для вращения блока 12 служит вспомогательный валик 13 с двумя шарнирами кардана, поэтому поршни короткие, а шатуны имеют простую форму.

Обе системы вращения блока являются не силовыми, так как не передают основного момента от сил давления жидкости на поршни. С их помощью преодолеваются только моменты трения, приложенные к блоку, и момент, преодолевающий его инерцию при изменении частоты вращения машины.

В гидромашинах с наклонным диском (рис. 3.8) блок цилиндров 1 с поршнями 9 вращается вместе с валом 4. Поршни опирают-

а – нерегулируемый; б – регулируемый

Рис. 3.5. Аксиально-поршневой гидронасос с наклонным

блоком цилиндров

Рис. 3.6. Аксиально-поршневой насос с двойным несиловым

карданом и с регулятором-ограничителем давления

Рис. 3.7. Поршень аксиально-поршневой машины с шатуном

ся на наклонный диск 11 и благодаря этому совершают возвратно-поступательное движение.

Важнейшим узлом роторно-поршневых гидромашин является система распределения. В аксиально-поршневых машинах, как

Рис. 3.8. Аксиально-поршневой регулируемый насос

с наклонным диском

правило, применяют системы распределения торцового типа (см. рис. 3.5, 3.6 и 3.8) образованные торцом (поз. 6, рис. 3.5; поз. 10, рис.3.6; поз. 8, рис.3.8) блока цилиндров, на поверхность которого открываются окна (поз. 25, рис. 3.5; поз. 11, рис. 3.6; поз. 6, рис 3.8) цилиндров, и торцом (поз. 5, рис. 3.5; поз. 9, рис. 3.6; поз. 7, рис. 3.8) распределителя (поз. 7, рис. 3.5; поз. 8, рис. 3.6; поз. 18, рис. 3.8). Функции системы распределения многообразны. Она является упорным подшипником, воспринимающим сумму осевых сил давления от всех цилиндров; переключателем соединения цилиндров с линиями р₁ и р₂, вращающимся уплотнением, разобщающим линии р₁ и р₂ одну от другой и от окружающих полостей.

Поверхности, образующие систему распределения, должны быть взаимно центрированы, а одна из них (обычно поверхность блока) должна обладать небольшой свободой самоориентации для образования слоя смазки. В схеме на рис. 3.5 это обеспечивается люфтом между втулкой 11 и осью 4 блока, а также сферической формой поверхностей 5 и 6 системы распределения. В машине, изображенной на рис. 3.6, эти функции выполняет подшипник качения 6, а в машине на рис. 3.8 - подвижное эвольвентное шлицевое соединение 13 между блоком и валом. Для предотвращения раскрытия стыка системы распределения под действием момента центробежных сил поршней во всех машинах предусмотрен центральный прижим блока пружинами (поз, 3 на рис. 3.5; поз. 7 на рис. 3.6; поз. 20 на рис. 3.8).

Аксиально-поршневые насосы по кинематическим свойствам эквивалентны кривошипно-шатунному механизму. Полагая для гидронасосов с наклонным блоком (рис.3.5 и 3.6) , а для гидронасоса с наклонным диском , рабочие объемы этих гидронасосов будут равны соответственно

; (3.6)

. (3.7)

Преимущественное использование в гидропередачах требует от роторно-поршневых насосов хорошо выровненной подачи, поэтому , как правило, для них z = 7...9.