авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 16 |

«ПРЕДИСЛОВИЕ Гидравлические и пневматические приводы являются важ нейшими элементами современных транспортно технологических машин и оборудования: автомобилей, подъемно ...»

-- [ Страница 3 ] --

На лесо и сельскохозяйственных машинах, а также тракторах применя ются регулируемые аксиально поршневые гидромоторы МП 90 и МП 112, которые работают в паре с насосами НП 90 и НП 112, образуя объемный гидропривод. Конструкция гидромотора МП 112 изображена на рис. 3.17.

Маховые массы аксиально поршневого гидромотора мощностью 147,1 кВт составляют менее 1/10 маховых масс электродвигателя такой же мощности.

Маховой момент гидромотора мощностью 58,84 кВт равен при частоте вра щения n = 1500 об/мин всего лишь 0,49 Н/см2 вместо 30,4 Н/см2 для трех фазного электродвигателя такой же мощности и частоты вращения, т. е. в 62 раза меньше, чем маховой момент электродвигателя.

Важным параметром для многих случаев применения является также приемистость (быстродействие) насоса при регулировании подачи. Измене ние подачи от нулевой до максимальной осуществляется в некоторых типах этих насосов за 0,04 с и от максимальной до нулевой — за 0,02 с. Наиболее распространенное число цилиндров в аксиально поршневых машинах рав но 7...9, диаметры цилиндров гидромашин (насосов, гидромоторов) обычно находятся в пределах 10...50 мм, а рабочие объемы машин — в пределах 5...1000 см3 [1].

Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шай бы обычно равен в насосах 20°, в гидромоторах — 30°. Частота вращения насосов общемашиностроительного применения средней мощности равна 1000...2000 об/мин;

частота вращения гидромоторов может быть выше при мерно в 1,5 раза, чем у насосов той же конструкции и мощности. Частота вращения подобных насосов в авиационных гидросистемах обычно равна 3000...4000 об/мин, однако в отдельных случаях применяют насосы со зна 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ чительно большей частотой вращения. По данным иностранной печати, изго товляются насосы с максимальной частотой вращения 20 000 и 30 000 об/мин и минимальной — 5 и 10 об/мин [1].

Для специальных целей созданы малогабаритные насосы с расходом за один оборот q = 0,7...1,0 см3/об (диаметр поршня d = 5...6 мм, ход h = 4 мм, диаметр блока D = 20 мм);

подача такого миниатюрного насоса достигает (за счет большой частоты вращения) Q = 20 л/мин при p = 20 МПа.

Насосы и гидромоторы с аксиальным расположением цилиндров приме няются при давлениях р = 21...35 МПа и реже при более высоких давлениях (насосы c подачей до 400 л/мин часто выпускаются на рабочие давления до 55 МПа). Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отрас лей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 2950...3310 кВт (подача до 8700 л/мин) и более.

Насосы и гидромоторы этих типов имеют высокий объемный КПД, кото рый для большинства моделей при оптимальных режимах работы достигает значений hн = 0,97...98. Многие зарубежные фирмы гарантируют для насо сов с подачей Q = 130...150 л/мин объемный КПД при давлении 35 МПа не менее 0,99. Общий КПД этих насосов составляет примерно hн = 0,95 [1].

Как уже отмечалось ранее, различают гидромашины (гидромоторы и на сосы) с наклонным цилиндровым блоком и машины с наклонным диском, понимая под первыми аксиально поршневые гидромашины, у которых ось ведущего звена и ось вращения ротора пересекаются (рис. 3.7б, г и рис. 3.9а), и под вторыми — аксиально поршневые гидромашины, у которых ось веду щего звена и ось вращения ротора совпадают, т. е. у таких гидромашин веду щее звено и ротор расположены на одной оси (рис. 3.7а, в и рис. 3.9б). Поми мо этого, существует много других конструктивных различий, однако они обычно не являются принципиальными, и предельные характеристические возможности всех машин этого типа в большинстве случаев равноценны.

3.3. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ АКСИАЛЬНО ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН Для изготовления пар скольжения аксиально поршневых насосов в большинстве случаев применяют пару сталь–бронза, обладающую хорошими антифрикционными свойствами. Как правило, это сочетание брон за (БрАЖ9 4, БРОФ10 1, БРОСН10 2 3) — сталь (20Х, 40Х, 12ХН3А, 18ХНВА, ШХ15) с цементацией на глубину 0,7...0,9 мм и закалкой до твердости HRC 58. При такой термообработке в структуре стали может быть значи тельное количество остаточного аустенита. Для его снижения проводят низ котемпературную обработку деталей при температуре ниже –70°С [4]. Если не произвести такой термообработки, то во время эксплуатации гидрома шин произойдет переход остаточного аустенита в мартенсит с увеличением размеров деталей. Это приведет к уменьшению зазоров, и произойдет выход машины из строя. Детали, при обработке которых необходима завальцовка (поршни, вкладыши больших головок шатунов, башмаки), следует изготов лять из бронзы БрАЖ9 4, так как остальные бронзы могут давать при за 76 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН вальцовке трещины. Для обеспечения работы пары трения сталь по стали следует выбирать такие марки сталей и назначать такой режим термообра ботки, который обеспечивал бы разность твердостей рабочих поверхностей пары трения порядка 10 HRC, причем одна из деталей должна иметь HRС 58...62. Особое внимание следует уделять выбору зазоров в рабочих парах пор шень–цилиндр, блок цилиндров–распределительный диск и др., а также на значению погрешностей при изготовлении геометрических форм. Параметр шероховатости Ra рабочих поверхностей должен быть не ниже 0,1...0,4 мкм [4]. Упорно распределительный диск (золотник) изготовляют в основном из стали Х12Ф1 в паре с цилиндровым блоком из оловянисто свинцовистой брон зы. В насосах больших размеров из бронзы изготовляют лишь трущиеся по верхности блока (втулки цилиндров и торцовую опору), сам же блок изготов ляют из стали типа 12ХНЗА. В насосах малого размера цилиндровый блок изготовляют целиком из бронзы, в частности из сурьмянистой бронзы с твер достью по Бринеллю HB 60, в паре с распределительным диском (золотни ком) из стали ХВГ с твердостью по Роквеллу (HRC 60). Применяются также распределительные диски из нитрированной стали (HRC 60...62) в паре с цилиндровым блоком из свинцовисто оловянистой или сурьмянистой бронзы. В этом случае поршни изготовляют из цементируемой стали 12ХНЗА с твердостью рабочих поверхностей HRC 58 или из стали ХВ2, имеющей без специального поверхностного упрочнения твердость HRC 55...60.

Для улучшения приработки и уменьшения износа торцы бронзовых ци линдровых блоков и распределительных дисков обычно покрывают тон ким слоем (в несколько микрон) антифрикционных материалов (серебром, индием с подслоем свинца и свинцом). Для снижения трения и повышения стойкости к загрязнениям в насосах, предназначенных для работы при температуре рабочей жидкости –54...427°С, стальные детали покрывают се ребром.

Для обеспечения достаточной прочности цилиндрового блока и для удов летворения одновременно с этим антифрикционных требований к качеству скольжения применяют стальные цилиндровые блоки с наплавкой поверх ностей трения (внутренних поверхностей цилиндров и торца) антифрикци онным цветным металлом. Сопряженные с цилиндром детали (поршень и распределительный золотник) в этом случае изготовляются также из стали.

Поршни часто изготовляют из шарикоподшипниковой стали ШХ15 с закал кой до HRC 62...64. Для стального цилиндрового блока (HRC 60) поршни изготовляют обычно из бериллиевой бронзы.

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

Обработка торцов упорно распределительного диска обычно производит ся по 8...9, а цилиндрового блока — по 9...10 классам чистоты. Обработка рабочих поверхностей поршней и цилиндров обычно находится в пределах 10...12 класса чистоты. Поршень помещают в цилиндр с диаметральным за зором в пределах 0,010...0,015 мм. При обработке торцовых поверхностей необходимо выдержать плоскостность опорных торцов цилиндрового блока 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ и распределительного диска, а также их перпендикулярность к осям враще ния;

непрямолинейность этих поверхностей не должна превышать 0,005 мм.

Окружные скорости на трущихся торцовых поверхностях не должны пре вышать 8...10 м/с, среднее значение скорости движения поршней в цилинд рах 4...6 м/с.

Особо следует указать на недопустимость люфтов в поршневой группе, которые могут образовываться при некачественной завальцовке сферических головок шатунов в поршнях. Эти люфты могут нарушить фазораспределе ние, а также вызвать в результате ударного действия давления рабочей жид кости на поршни дополнительные динамические нагрузки, снижающие ме ханическую прочность насоса. В частности, наблюдаются случаи разруше ния по этой причине поршневых шатунов.

Поршень 1 соединяют со сферическим шатуном 2 обычно с помощью за вальцовки (рис. 3.13). Это соединение должно быть достаточно жестким и прочным, чтобы преодолеть действующие в данном соединении силы, к кото рым относятся: усилие, развиваемое вакуумом в цилиндре, силы инерции поршня и силы трения его в цилиндре [1].

3.4. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ АКСИАЛЬНО ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН Порядок и последовательность расчета основных парамет ров аксиально поршневых машин с плоским распределителем (рис. 3.9) те же, что и для радиально поршневых машин [1].

Диаметр поршня (цилиндра) d насоса ориентировочно подсчитывают по формуле 4q d13 1, (3.28) i 1d где q1 2 ;

h — рабочий объем одного цилиндра (d и h — диаметр и макси 4 h мальный ход поршня);

i 1 max — величина практического коэффициента, d принимается равной 1...2.

Для расчета диаметра поршня (цилиндра) гидромотора d в см, исходя из его рабочего объема q (расчетного расхода за один оборот) в см3, используют выражение q d 1 (1,4...1,5) 3 2, (3.29) z tg23об где g — угол наклона шайбы;

z — число цилиндров;

hоб — объемный КПД гидромотора.

Диаметр поршня (цилиндра) гидромотора, исходя из крутящего момента M (Нм), можно рассчитать по формуле M d 1 (0,0868...0,089), (3.30) z2 ( pн 2 pсл )tg 34мех где рн и рсл — давление в нагнетательной и сливной полостях гидромотора в ата;

hм — механический КПД гидромотора.

78 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рекомендуемое число цилиндров гидромотора выбирают из приведенно го ряда:

1234567827569875 5 5 737 577 7 7 15865793579986 5 717 7 !7  Для улучшения условий подвода рабочей жидкости в цилиндры диаметр Dб окружности (рис. 3.18а), на которой расположены оси цилиндров, дол жен быть минимальным.

Однако при этом необходимо сохранить оптимальную толщину (a = 0,2d) стенки между цилиндрами, чтобы была обеспечена жесткость цилиндрового блока (рис. 3.18в).

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

Диаметр Dб окружности цилиндрового блока, на которой расположены оси цилиндров, и наружный диаметр Dр блока рассчитывают по формулам:

Dб = 0,35...0,4dz;

Dр = Dб + 1,6d. (3.31) Эти соотношения получены из расчета, что толщина стенки между ци линдрами составляет (a = 0,2d), а толщина стенки между зеркалом цилинд ра и наружной поверхностью цилиндрового блока (b = 0,2d), (рис. 3.18) [1].

Пример 1. Требуется спроектировать аксиально поршневой насос с пода чей Q = 150 л/мин при перепаде давления Dp = 7,0 МПа и рассчитать основ ные его параметры.

Принимаем величину КПД насоса hн = 0,9. В этом случае мощность, по требляемая насосом, равна Q1pн 150 2 7 2 Nп 3 3 3 19,44 кВт.

4н 60 2 0, Величина теоретической подачи при hоб = 0,95 равна Q Qт 1 1 1 157,9 л/мин.

2об 0, Рис. 3. Схемы к расчету торцового распределителя аксиально поршневого насоса 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Выбираем частоту вращения n =900 об/мин и число цилиндров z = 7. Объ ем одного цилиндра q1 для обеспечения этой подачи находим из уравнения Qт = q1zn, или 157, q1 1 Sh 1 1 0,025 дм 3 1 0,25 см3, 7 2 где S и h — площадь и ход поршня.

Диаметр осевой окружности блока Dб = 2R и ход h поршня связаны соот ношением D h 1 R tg 2 1 R tg203 1 0,364R 1 0,364 б, D R 1 б — радиус окружности, проходящей через оси цилиндров блока.

где Предполагая, что 75% длины окружности 2pR занято цилиндрами, по лучим выражение для расчета диаметра поршня:

0,75 1 dп 2 2R sin 2 0,66R.

7 Учитывая, что Sh = pdп2h/4 = 25 см3, имеем после подстановки:

(0,66R )2 2 0,364R 3 25,0 см3 ;

R 3 3 200,83 3 5,86 см;

dп = 0,66R = 3,865 см = 38,65 мм.

Отсюда требуемый ход поршня h = 0,364R = 2,13 см = 21,3 мм.

Пример 2. Рассчитать основные параметры аксиально поршневого насо са с наклонным диском (рис. 3.9б) с подачей Q = 120 л/мин при давлении p = 20 МПа.

Примем число цилиндров z = 9 и частоту вращения n = 1500 об/мин.

Выбрав величину объемного КПД hо = 0,95, находим теоретическую по дачу насоса:

Q Qт 1 1 1 126 л/мин 1 126 000 см3/мин.

2о 0, Рабочий объем насоса:

Qт 126 q1 1 1 84 см3.

n Рабочий объем одного цилиндра:

q q1 1 1 1 9,33 см3.

z Диаметр плунжера (поршня):

4q d, 2i 1d где q1 2 h — рабочий объем одного цилиндра;

hmax и d — соответствен 4 max h но максимальный ход поршня и его диаметр;

i 1 max — практический коэф d фициент, величина которого принимается равной 1...2.

80 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН В целях создания благоприятных условий нагружения плунжеров боко вой силой примем h i 1 max 1 1,5.

d В этом случае диаметр поршня (цилиндра):

4 1 9, d23 3 1,99 см 3 20 мм.

3,14 1 1, Выбрав по соображениям прочности толщину стенки между цилиндрами блока (рис. 3.18в) a = 0,2d, находим приближенно диаметр Dб окружности цилиндрового блока, на которой расположены оси цилиндров:

Dб = 0,4dz = 0,4 20 9 = 72 мм.

1d Из выражения для рабочего объема насоса q 2 Dб tg 3 z находим угол g наклона диска, при котором будет обеспечен при данных параметрах требуе мый рабочий объем насоса:

4q tg 1 2 2 0,82, 1 2 39, 3,14 Dб 1, Расчетная мощность насоса определится с помощью выражения pQт 20,0 1 Nт 2 2 42 (кВт).

60 Приняв значение механического КПД равным hм = 0,9, находим мощ ность, потребляемую насосом:

N Nп 1 т 1 2 46,7 кВт.

3м 0, 3.5. РАДИАЛЬНО ПОРШНЕВЫЕ ГИДРОМАШИНЫ (НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ) По принципу действия радиально поршневые гидромашины делятся на одно, двух и многократного действия. В машинах однократного действия за один оборот ротора поршни совершают один, в машинах дву кратного действия — два двойных хода и т. д.

Роторно поршневые насосы являются в большинстве случаев насосами с реверсивным потоком рабочей жидкости (реверсивными насосами), т. е. c потоком, направление которого можно изменять на противоположное при том же направлении вращения ротора насоса.

Роторная радиально поршневая гидромашина представляет собой гид ромашину (насос или гидромотор), у которой оси поршней или плунжеров перпендикулярны оси вращении ротора или составляют с ней углы более 45°.

В роторных радиально поршневых насосах жидкость вытесняется из ра бочих камер (цилиндров) в процессе вращательно поступательного движе ния вытеснителей (поршней, плунжеров). Кинематической основой этого 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ насоса является рассмотренный выше кривошипно шатунный механизм (вра щающаяся кулиса), преобразованный так, что неподвижным звеном являет ся кривошип О1О2 (рис. 3.19а), цилиндр 3 (О1А) вращается (приводится) с по стоянной угловой скоростью вокруг оси О1, а шатун (О2А) вращается с перемен ной скоростью вокруг оси О2. Расстояние е между этими осями (соответствует размеру r кривошипа 1 исходной схемы) называется эксцентриситетом.

Поскольку поршень (ползун) 4 этого кривошипно шатунного механизма связан с шатуном 2, вращающимся вокруг оси О2, он будет при вращении цилиндра 3 совершать в нем возвратно поступательные перемещения с хо дом h = 2е, при которых камеры (полости) цилиндров будут последовательно (через каждые 180° поворота) увеличиваться и уменьшаться. Следователь но, и в этой схеме движение поршня в сторону увеличения камеры может быть использовано для всасывания рабочей жидкости в цилиндр, а в сторону уменьшения камеры — для вытеснения ее из цилиндра.

При вращении направляющей вокруг точки О1 ползун совершает два дви жения: вращательное вокруг точки О1 и возвратно поступательное по на правляющей (вдоль радиуса). Положение поршня в любой момент времени определяется углом j и переменным радиусом (рис. 3.19а):

r = Rcosb + ecos(180 – j). (3.32) Практически угол b мал, поэтому cosb » 1 и r = R – ecosj. (3.33) Ход поршня x = r – r, где r = r при j = 0. Тогда r =R – e.

Ход поршня определяется выражением x = e(1 – cosj), полный ход порш ня — x = 2e.

Рис. 3. Кинематические схемы роторно поршневых насосов 82 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 3. Радиально поршневой насос однократного действия Взяв не один, а несколько звездообразно расположенных цилиндров 3, оси которых пересекаются в общем центре вращения О1, а шатуны 2 порш ней 4 шарнирно связаны с осью О2, получим кинематическую схему много поршневого насоса с радиальным расположением цилиндров (рис. 3.19б).

Поскольку цилиндры 3 в этой схеме вращаются вокруг неподвижной оси О1, представляется возможным использовать ее в качестве распределительной цапфы (золотника), в которой для этого выполняются каналы или полости всасывания А и нагнетания Б (рис. 3.20).

Конструктивная схема радиально поршневого насоса однократного дей ствия показана на рис. 3.20. Статор 1 расположен эксцентрично относитель но ротора 2. В цилиндрах, радиально расположенных в роторе, находятся поршни 3, которые опираются сферической головкой на опорную поверх ность статора. Оси цилиндров расположены в одной плоскости и пересека ются в одной точке. Распределение рабочей жидкости осуществляется не подвижным цапфенным распределителем 4, в котором А — всасывающая и Б — нагнетательная полости, аб — перемычка. Вал 5 жестко соединен с ро тором 2.

Принцип работы насоса заключается в следующем. При вращении рото ра, например по часовой стрелке, поршни совершают сложное движение, они вращаются вместе с ротором и движутся возвратно поступательно в сво их цилиндрах так, что постоянно контактируют с направляющей статора.

Поршни прижимаются к статору центробежными силами, давлением жид кости (при наличии подпитки) и иногда пружинами. В рабочих камерах, расположенных выше горизонтальной линии, поршни перемещаются в на правлении от цапфенного распределителя 4. Рабочие камеры соединены со всасывающей полостью А. Так как объемы рабочих камер увеличиваются, то рабочая жидкость заполняет их объемы.

Так происходит процесс всасывания. На участке перемычек аб цапфен ного распределителя поршни не совершают поступательного движения и, 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ следовательно, объемы рабочих камер не изменяются. Рабочие камеры, рас положенные ниже горизонтальной линии, соединены с полостью нагнета ния Б. Поршни в этих камерах перемещаются в направлении цапфенного распределителя и вытесняют рабочую жидкость из рабочих камер на выход из насоса. Так происходит процесс нагнетания.

Для увеличения рабочего объема радиально поршневые насосы делают иногда многорядными. Оси поршней располагают в нескольких параллель ных плоскостях. К полостям А и Б в этом случае подводят, как правило, для уменьшения скоростей потока по два канала.

Для снижения сил трения поршней о статорное кольцо последнее выпол няется обычно в виде обоймы роликового подшипника. Поршни при движении увлекают эту обойму, благодаря чему трение скольжения головок поршней за менено здесь трением качения роликов. В результате кольцо будет следовать за ротором с угловой скоростью, практически равной угловой скорости ротора.

Для обеспечения надежного ведения поршней сила прижима их к статор ному кольцу должна превышать суммарную силу противодействия, склады вающуюся из:

а) силы трения поршня в цилиндре;

б) силы инерции поршня в возвратно поступательном движении его в ци линдре;

в) силы отрицательного давления на поршень, возникающей в зоне вса сывания в результате образования вакуума под поршнем (расчет ведется, исходя из наличия полного вакуума в цилиндре).

При работе гидромашины в качестве гидромотора поршни во время рабо чего хода перемещаются от центра под действием давления рабочей жидко сти, поступающей от источника питания (насоса), а во время нерабочего (холостого) хода — к центру, вследствие эксцентричного расположения ро тора 2 относительно статора 1 (рис. 3.20).

Изменение радиуса r при вращении определяет относительную скорость vп перемещения поршня по цилиндру (рис. 3.19а):

d dx vп 2 2 e sin 1 2 e3 sin 1, (3.34) dt dt где w — угловая скорость ротора — направляющей.

Мгновенная подача поршнем рабочей жидкости определяется произведе нием площади поршня Sп на относительную скорость vп:

Qj = vпSп = Sпewsinj. (3.35) Для радиально поршневого насоса с числом поршней z мгновенная пода ча насоса рассчитывается по формуле K Q1 2 5 q 2 Sп e3(sin 11 4 sin 12 4... 4 sin 1K ) 2 Sп e35 sin 1i, (3.36) 21 где j1 = j, 22 3 2 4, 23 3 2 4 2,..., jK p.

z z Следовательно, радиально поршневой насос обеспечивает неравномерную подачу рабочей жидкости. Амплитуда колебания подачи уменьшается с уве 84 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН личением числа поршней, при этом в случае четного числа поршней нерав номерность будет больше, чем при нечетном. Это объясняется тем, что при четном числе поршней зону перехода от всасывания к нагнетанию одновре менно будут проходить два, а при нечетном — только один цилиндр.

Коэффициент пульсации подачи определяют по формулам:

§ для нечетного числа поршней 1, kнеч 1 2 ;

(3.37) z § для четного числа поршней 5, kчет 1 2. (3.38) z Коэффициент неравномерности подачи kнеч уменьшается с увеличением числа поршней. При этом при четном их числе неравномерность будет боль ше, чем при нечетном. Это объясняется тем, что при четном числе поршней отсечку (зону перехода от всасывания к нагнетанию) одновременно будут проходить два цилиндра, а при нечетном — только один. Значения коэффи циента неравномерности подачи kнеч в зависимости от числа поршней z будут следующими:

1234567589 616 6 6 6 6 6 6  522 6 8  6  6  6  6  6  6   5 8 5362 В серийных конструкциях радиально поршневых насосов число порш ней (цилиндров) принимается нечетным (чаще всего z = 7 или z = 9).

При неизменных геометрических характеристиках увеличение подачи насоса достигается за счет увеличения числа рядов цилиндров, которое при нимается от 2 до 6. Для большей равномерности подачи оси цилиндров одно го ряда могут быть смещены относительно осей цилиндров другого ряда на угол p/2 рад.

Неравномерность подачи вызывает пульсацию давления нагнетания и мо жет привести к колебаниям на выходных звеньях гидропривода и разруше нию трубопроводов.

Рабочий объем радиально поршневого насоса однократного действия:

q = Sпhzk = Sп2ezk, (3.39) где Sп — площадь поршня;

h — полный ход поршня, h = 2е;

e — эксцентри ситет;

z — число поршней;

k — число рядов поршней.

Рабочий объем радиально поршневого насоса многократного действия:

q = Sпh1zm, (3.40) где h1 — ход поршня за один цикл;

m — кратность действия.

Так как эксцентриситет e определяет ход поршня h = 2e, то изменение эксцентриситета e позволяет регулировать рабочий объем насоса. При воз можности смещения статора в обе стороны от оси ротора появляется возмож ность реверса направления потока рабочей жидкости.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Теоретическую подачу насоса определяют по формуле (3.1):

§ для насоса однократного действия Qт = qn = Sп2ezkn, (3.41) а действительная подача радиально поршневого насоса однократного дейст вия равна Q = Sп2ezknhо, (3.42) где hо — объемный КПД;

§ для насоса многократного действия теоретическая подача определяется по формуле Qт = Sпh1zknm, (3.43) а действительная — по формуле Q = Sпh1zknmhо. (3.44) В станкостроении применяют регулируемые радиально поршневые на сосы однократного действия типа НП, которые выпускают с максималь ной подачей Q от 15 до 400 л/мин и давлением р до 20,0 МПа. В зависимо сти от способа управления эти насосы подразделяют на следующие: НПР — с ручным управлением;

НПМ — с электромагнитным управлением;

НПС — с управлением от гидравлического следящего механизма;

НПД — с автома тическим регулированием подачи в зависимости от давления, развиваемого насосом [3].

Радиально поршневой насос типа НП с четырьмя рядами цилиндров изо бражен на рис. 3.21а, б.

Он состоит из корпуса 1 и крышки 25, внутри которых размещены все ра бочие элементы насоса: скользящий блок 10 с крышкой 24, обойма 9 с крыш кой 3 и реактивным кольцом 6, ротор 8 с радиально расположенными ци линдрами, поршни 7, распределительная ось 11, на которой по скользящей посадке установлен ротор, приводной вал 20 и муфта.

Рис. 3. Радиально поршневой насос типа НП 86 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Скользящий блок может перемещаться по направляющим 15, благодаря чему достигается изменение эксцентриситета, а следовательно, и подачи на соса. Величина эксцентриситета ограничивается указателем 19. Обойма вра щается в двух подшипниках 12, а приводной вал — в подшипниках 14. Рас пределительная ось имеет каналы с отверстиями, через которые происходит всасывание и нагнетание рабочей жидкости.

Муфта состоит из фланца 2, установленного на шлицах приводного вала, промежуточного кольца 5 и четырех роликов 4, через которые крутящий момент передается от фланца к ротору. Для предотвращения утечек рабочей жидкости по валу предназначено уплотнение 21. Утечки по трубе 17 отводят ся в корпус насоса, а из него через отверстие 13 — в дренажную гидролинию.

Работа насоса происходит следующим образом. При вращении ротора поршни под действием центробежной силы выдвигаются из цилиндров и прижимаются к реактивным кольцам обоймы. При этом если между рото ром и обоймой есть эксцентриситет, то поршни, кроме вращательного, будут совершать и возвратно поступательное (в радиальном направлении) движе ние. Изменение эксцентриситета вызывает соответствующее изменение хода поршней и подачи насоса. Вместе с ротором во вращение вовлекается и обой ма, вращающаяся в своих подшипниках. Такая конструкция насоса, как отмечалось выше, позволяет уменьшить силы трения и повысить КПД гид ромашины.

Насосы типа НП представляют собой сложные гидроагрегаты, в кото рых, помимо основного радиально поршневого насоса, имеются предохра нительные клапаны, а также устройства для регулирования подачи и изме нения направления потока рабочей жидкости. Кроме того, в насосах НПМ, НПС и НПД имеется вспомогательный шестеренный или пластинчатый на сос, служащий источником питания устройств [3].

На рис. 3.21 для этой цели применен шестеренный насос, ведущая шес терня 22 которого шпонкой закреплена на приводном валу, а ведомая 16 — на оси 18. Крышка 25 и диск 23 дополняют конструкцию шестеренного на соса. В радиально поршневых насосах типа НПР с ручным управлением вспо могательного насоса нет. На рис. 3.21 устройства управления не показаны.

В радиально поршневых машинах поршни опираются на опорную по верхность статора сферической головкой или через подшипниковую пару.

Такой простой контакт имеет ряд недостатков. Вследствие больших кон тактных напряжений в точке контакта по оси поршня (рис. 3.22а) появля ются большие потери на трение и про исходит нагрев головки поршня. Для уменьшения потерь на трение головки об опорное кольцо и поршня о стенки ци линдра и для улучшения смазки порш ню сообщают поворотное движение во круг его оси. Для этого опорную поверх ность статора выполняют под углом Рис. 3. j = 15...20° (рис. 3.22б). Так как точка Схемы контактов поршня контакта смещена от оси, то при работе с опорным кольцом статора 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Схемы действия сил давления на распределительную цапфу радиально поршневого насоса машины поршень еще поворачивается вокруг своей оси под действием силы трения. Возникающая при этом сила T, нагружая поршень, стремится сме стить ротор в осевом направлении. Для компенсации этой осевой силы уста навливают второй ряд поршней с опорой на симметричную опорную поверх ность со встречным наклоном поверхности (рис. 3.22в).

В случае применения цапфы в качестве распределительного элемента со стороны нагнетания на цапфу 1 действует сила, определяемая давлением pн (рис. 3.23в). Со стороны всасывания сила очень мала. Результирующая сила вызывает деформацию цапфы, увеличиваются трение и износ. Для уменьше ния влияния давления на цапфе между уплотнительными поясками делают разгрузочные канавки А и Б (рис. 3.23а). На рис. 3.23в показаны эпюры дав ления: а1 — со стороны нагнетания и а2 — со стороны всасывания, вызван ные наличием разгрузочных канавок. Результирующая сила, определяемая эпюрой а3 (рис. 3.23в), значительно меньше, чем в случае неразгруженной цапфы (рис. 3.23б) [4].

Для обеспечения малых перетечек из полости нагнетания Н в полость всасывания В при прохождении поршнем перемычки АБ (рис. 3.23г) ее выполняют шириной на 0,5...0,6 мм больше ширины окна Г в роторе 2.

Если это перекрытие будет еще больше, то возникает компрессия (запира ние) жидкости в цилиндре, при которой в цилиндре значительно повыша ется давление.

Применение в радиально поршневой машине торцевого распределения вме сто цапфенного позволяет существен но уменьшить объемные потери (утеч ки), особенно при высоких давлениях.

В этом случае одна из деталей (ротор– распределитель) должна быть подвиж ной в осевом направлении. К вращающе муся ротору 1 (рис. 3.24) прижимается Рис. 3. распределитель 2, снабженный прижи Радиально поршневая гидромашина мающим устройством, которое состоит с торцевым распределением 88 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН из одной втулки 3 (1) и пружины 4 (1) или двух втулок 3 (2) и пружин 4 (2).

Расположение втулок 3 показано пунктиром. От проворачивания распреде литель удерживается шпильками 5 и кольцевым упругим замком 6, но при этом обеспечивается качание распределителя. Место расположения прижи мающих устройств выбирают таким образом, чтобы точки приложения от жимающей гидравлической силы, действующей на рабочий торец распреде ления, и точка приложения прижимающей силы от устройства совпадали.

Канал А служит для отвода утечек [10].

Роторные радиально поршневые насосы с цапфенным распределением обычно применяют до давлений 25 МПа, при более высоких давлениях при меняют нероторные радиально поршневые насосы с распределением с помо щью свободно посаженных клапанов. Такие насосы выпускаются на давления до 100 МПа и выше. Клапанное распределение распространено преимущест венно в плунжерных насосах с кулачковым (эксцентриковым) приводным механизмом поршней [4].

Кулачковые радиально поршневые насосы выполняют с распределени ем, состоящим из гидравлических клапанов.

Схема элемента такого насоса представлена на рис. 3.25а. Заполнение насоса жидкостью происходит через всасывающий клапан 1, а вытеснение из цилиндра (нагнетание) — через нагнетательный клапан 2. Привод порш ня осуществляется эксцентричным кулачком (диском) 4, к которому пор шень 3 поджимается пружиной или другими механизмами. Ось О1, вокруг которой вращается кулачок, смещена относительно его геометрической оси Рис. 3. Схемы кулачкового насоса с клапанным распределением а-в и расчетная схема этого насоса г 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ О2 на величину эксцентриситета е, в соответствии с чем геометрическая ось (центр) О2 кулачка описывает при его вращении вокруг оси О1 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 соответст вует кинематике кривошипно шатунного механизма (рис. 3.19). Функции кривошипа 1 здесь выполняет эксцентриковый кулачок (диск) 4 (рис. 3.25а), ось О1 вращения которого (она соответствует оси О2 схемы на рис. 3.19) сме щена относительно геометрической его оси О2 на величину е, равную радиу су кривошипа r. При вращении эксцентрикового кулачка 4 вокруг оси О приводного вала, с которым этот кулачок жестко соединен, геометрическая ось (центр) О2 кулачка будет описывать окружность радиусом r = e вокруг оси вала O1. При этом поршень 3 насоса, прижимаемый к эксцентрику пру жиной 6 (или другими механизмами), будет перемещаться возвратно посту пательно в цилиндре, совершая за один оборот два хода, каждый из которых равен h = 2e.

При движении поршня 3 в левую сторону (соответствует для данного на правления вращения верхней половине эксцентрика) объем цилиндровой камеры уменьшается и жидкость, заполняющая ее, вытесняется через кла пан 2 в нагнетательную полость. При обратном движении поршня (соответ ствует нижней половине окружности эксцентрика) объем цилиндровой ка меры будет увеличиваться и жидкость, преодолев усилие пружины 5 и от крыв всасывающий клапан 1, будет поступать в камеру насоса.

Выполнив кулачок из двух эксцентриков a и b (рис. 3.25б) с равными значениями эксцентриситета l1 = l2, получим возможность регулировать ход поршня путем изменения взаимного расположения эксцентриков. В поло жении, представленном на рис. 3.25б, эксцентрики так расположены отно сительно друг друга, что суммарный эксцентриситет при вращении вокруг центра O1 составляет e = l1 + l2, где l1 и l2 — соответственно эксцентриситеты геометрических осей O2 и O3 кулачков a и b относительно оси вращения O1.

Радиально поршневые гидромаши ны могут работать и в режиме гидродви гателя. В этом случае в цилиндр через канал 3 (рис. 3.21) подводится рабочая жидкость под давлением. На поршень 1d будет действовать сила F 2 p. Эта сила (рис. 3.26), прижимающая пор шень к статору, может быть разложена на две составляющие (при эксцентри ческом расположении осей ротора и ста тора): силу S — радиальную, направ ленную по радиусу статора, и силу T — Рис. 3. тангенциальную, направленную перпен Схема сил, действующих в радиально дикулярно оси ротора.

поршневом гидродвигателе 90 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Радиальная составляющая S определяет нагрузку на статор, силу трения при перемещении поршня по статору и вызывает изгиб поршня. Тангенци альная составляющая T создает момент относительно оси ротора. Если ма шина работает в режиме гидродвигателя, то этот момент преодолевает мо мент, созданный внешней нагрузкой, приложенной к валу. Если же машина работает в режиме насоса, то этот момент уравновешивается моментом от приводного двигателя.

Из рис. 3.26 следует, что F S1 ;

T 1 F tg 2;

cos Mi = Tr = T(Rcosa + ecosb);

(3.45) Mi @ T(R + ecosb) @ T(R – ecosj).

Полный крутящий момент радиально поршневого гидромотора с порш нями будет i 1z i 1z M 1 2 Mi 1 2 Ti ri.

i 11 i Крутящий момент на валу гидромотора так же, как и расход, изменяется с изменением угла поворота ротора. Среднее значение крутящего момента:

1рq d Mкр 2 3 2 1p hzmk3м, (3.46) 24 м где k — число рядов цилиндров;

m — кратность хода поршней, hм — механи ческий КПД.

Радиально поршневые гидромоторы получили широкое применение в гидропередачах с большими крутящими моментами и малыми скоростями вращения.

В дорожно строительных машинах (в том числе лесотранспортных) пер спективно применение высокомоментных радиально поршневых гидромо торов, используемых в качестве ведомого звена трансмиссий. Применение таких гидромоторов в силовой передаче транспортных машин дает целый ряд преимуществ: исключает в отдельных случаях необходимость примене ния понижающих редукторов;

обеспечивает независимость компоновки аг регатов трансмиссии на машине;

позволяет осуществлять торможение без использования двигателя и тормозных устройств и др. В качестве примера серийно выпускаемых высокомоментных радиально поршневых гидромото ров можно привести двигатели типа ВГД, ДП и ГДР, конструкции которых разработаны НАТИ, Гидроуглемашем и ВНИИстройдормашем. Гидромото ры типа ВГД выпускаются одно, двух и трехрядными [3].

Технические характеристики гидромоторов типа ВГД приведена в табл. 3.1.

Гидромоторы типа ДП выпускаются в четырех модификациях с рабочи ми объемами 3,45;

4,2;

4,55;

5,22 л/об. В конструкции гидромотора имеется специальный золотник, которым можно изменять кратность работы маши ны. Благодаря этому обеспечиваются три ступени крутящих моментов и три ступени скоростей вращения гидромотора. Рабочее давление при работе на 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ 1 2 3 4 5 6 2 7 89 1234562785293 82 575  95 9 15 2 5  8  2 9 9   12345667829 6 7277  7  7   22  467829 6 727  7  7   46 7 2792 77234567829 6 71177  7  7 ! " 22  #$746  7117 !!

 7 ! "7 % % & 12345$743'6 7 43(7  7 !

7 " )242792*6 +792 743( 7 !(((7 !(((&7 !(((& 4 #$7,-7  %((( "7  %((( %7  %((( % 2278926 + 77 !

7 &% 7 % ! 25(7.9#7 7 /0# 7 4341 2522*67 42167 844427 3 26 7 45-6 41 25228747979#4446  #$ 75797829 56$ 7-7978926  779746 7 2792  11( Рис. 3. Радиально поршневой гидромотор МР 1 — резиновое кольцо;

2 — ситалло фторопластовое кольцо;

3 — направляющая поршня;

4 — сег мент;

5 — пружина;

6 — поршень;

7 — цилиндр;

8, 13 — крышки;

9 — упорное кольцо;

10 — подшипник;

11 — корпус;

12 — полукольцо;

14 — вал;

15 — диск;

16 — кольцо;

17 — поводковый валик;

18 — тарелка распределителя;

19 — распределитель;

20 — крышка распределителя.

1 й и 2 й ступенях 7,0 МПа, на 3 й — 14,0 МПа. Максимальный крутящий момент около 60,0 кНм.

Гидромоторы типа ГДР — четырехкратного действия, двухрядные. В каж дом ряду имеется по семь поршней, причем поршни в рядах при помощи роли ков соединены попарно. Гидромоторы работают при давлении р = 15,0 МПа;

крутящий момент на валу при этом около 3,00 кНм, а рабочий объем 1,6 л/об.

В НАТИ сконструирован гидродвигатель, устанавливаемый внутри обо да ведущих колес трактора. Этот двигатель работает при давлении 9,0 МПа и развивает крутящий момент до 2,55 кНм.

92 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН На рис. 3.27 приведены конструкции высокомоментных гидромоторов, в частности радиально поршневых типа МР, MPV/25. Высокомоментные ра диально поршневые гидромоторы МР одесского завода «Стройгидравлика»

предназначены для гидроприводов строительных, дорожных, лесозаготовитель ных и других машин. В основном их рекомендуется использовать в зонах с умеренным климатом. Гидромоторы МР имеют семь модификаций и отлича ются объемной постоянной (рабочим объемом) [8].

Гидромотор МР состоит из звездообразного корпуса 11 (рис. 3.27а), в ко тором на сферических двухрядных подшипниках 10 вращается вал 14. Вал имеет эксцентрик со сферической поверхностью, на которую опираются пять полых поршней 6 со сферической поверхностью. Поршни вставлены в ци линдры 7, которые своей сферической головкой упираются в профилирован ные сегменты 4, установленные в крышках 8 цилиндров, прикрепленных болтами к корпусу. С помощью пружины 5 поршень и цилиндр постоянно поджаты соответственно к поверхности эксцентрика вала и профилирован ной поверхности сегмента. Между поршнем и цилиндром установлены уп лотняющие резиновые и ситалло фторопластовые кольца 1, 2.

Смещение деталей цилиндропоршневой группы ограничивается полу кольцами 12 и кольцами 16, скользящими по дискам 15, которые приверну ты к торцам эксцентрика вала. Распределительный узел гидромотора смон тирован в крышке 20 распределителя. Он включает поводковый валик распределителя 19, который установлен между упорным кольцом 9 и тарел кой 18 распределителя. Со стороны выходного кольца вала привернута крыш ка 13 с подшипником и уплотнительной манжетой.

Из распределителя рабочая жидкость поступает в рабочие камеры ци линдров и, воздействуя через поршни на сферическую поверхность вала, соз дает крутящий момент, величина которого зависит от рабочего давления.

Частота вращения вала определяется расходом рабочей жидкости. Распре деление рабочей жидкости по цилиндрам осуществляется серповидными ка налами распределителя, прижатого к тарелке.

После установки гидромоторов МР на машину первоначальный пуск не обходимо производить при заполненном рабочей жидкостью картере, а мон таж дренажного трубопровода диаметром 15 мм должен обеспечивать сток рабочей жидкости в бак без прохода ее через фильтры. Для гидромоторов МР завод изготовитель рекомендует применять рабочую жидкость МГ 15 В (ТУ 38.101479 74) или заменители — масло веретенное, МГ 22 А (ГОСТ 75) или МГ 46 Б (ТУ 38.10150 70), а также масло И ЗОА (ГОСТ 20799 75).

Использование других масел и рабочих жидкостей запрещено.

Радиально поршневые высокомоментные гидромоторы MPV/25 (рис. 3.28) предназначены для безредукторного реверсивного привода вращающихся ра бочих органов машин с плавным регулированием скорости [8].

Для гидроприводов с гидромоторами MPV/25 рекомендуются в качест ве рабочих жидкостей минеральные масла с кинематическим коэффициен том вязкости от 2010-6 до 5010-6 м2/с. Рекомендуется применять масло Т (ГОСТ 32 4), ТП22 (ГОСТ 9972 74), ВНИИ НП 403 (ГОСТ 16728 71) и МГ 15 В (ТУ 3810472 74). Гидромоторы MPV/25 (рис. 3.28) состоят из корпуса 5, 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Высокомоментные радиально поршневые гидромоторы MPV/25:

1 — вал;

2 — подшипник вала;

3 — эксцентрик;

4 — подшипник эксцентрика;

5 — корпус;

6 — поршень;

7 — шатун;

8 — кулачок;

9 — золотник;

10 — сливной и напорный коллекторы.

в цилиндрах которого размещены два ряда поршней 6, опирающихся на сфе рические головки шатунов 7, которые соприкасаются с эксцентриками вала 1 или подшипниками качения, надетыми на эксцентрики.

В гидромоторах с подачей за один оборот 100, 160, 250 и 400 см3/об на эксцентриках установлены подшипники качения, а в гидромоторах с пода чей за один оборот 630;

1000;

1600;

2500 см3/об подшипников нет. Поверх ность шатуна, сопрягаемая с обоймой подшипника или поверхностью экс центрика 3, имеет специальную полость для гидростатического уравнове шивания. Вал 1 мотора вращается на двух конических подшипниках 2. На гидромоторах установлены распределители золотникового типа. Управле ние работой каждого цилиндра мотора осуществляется отдельным золотни ком 9. Золотники приводятся в действие от эксцентриков (кулачков) 8, уста новленных на шпонке на конце вала 1. Один кулачок задает перемещение золотникам одного ряда, а другой — другого.

Напорный и сливной коллекторы 10 гидромотора выполнены в виде коль цевых каналов, снабженных присоединительными патрубками. У гидромо торов с подачей за один оборот 630;

1000;

1600;

2500 см3/об золотники и коллекторы расположены в отдельном корпусе. Гидростатическая разгруз ка опор шатунов и применение подшипников качения обеспечивают у этих машин высокий КПД, равный 0,95...0,98. Полный КПД этих гидромоторов равен 0,9. Гидромоторы рассчитаны на номинальное давление 25 и макси мальное 32 МПа. Они могут быть включены в системы с замкнутой и разомк нутой циркуляцией. В сливной магистрали давление должно быть 0,3 МПа.

Высокомоментные гидромоторы MPV/25 имеют два исполнения: MPФP/ и с приводом к тахометру 8ТМ: MP ПФ V/25. Буквы и цифры в индексе гид 94 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН ромоторов обозначают: М — гидромотор;

Р — радиально поршневой;

V — рабочий объем, см3;

25 — номинальное рабочее давление, МПа;

Ф — фланце вое крепление;

П — с приводом к тахометру [8].

Радиально поршневые насосы и гидромоторы изготовляют мощностью до 3000 кВт и выше с подачей до 8000 л/мин. Насосы этого типа малых раз меров выполняют на давление до 100 МПа. Эти насосы выпускаются преиму щественно в регулируемом варианте. Цилиндры обычно располагают в не сколько (до шести) рядов (рис. 3.21), благодаря чему получают высокую по дачу насоса или большой крутящий момент на валу гидромотора. В одном ряду обычно располагают от 5 до 13 цилиндров.

Под многорядными насосами понимают объемные насосы, у которых оси рабочих органов расположены в нескольких параллельных плоскостях. Эти насосы отличаются длительным сроком службы. Так, некоторые зарубеж ные фирмы выпускают подобные насосы мощностью 580 кВт на ресурс рабо ты до 20 000...40 000 ч [1].

Насосы обычно комплектуют с электродвигателем, причем насос либо при крепляют к электродвигателю, установленному на фундаменте (рис. 3.29а), либо вместе с электродвигателем устанавливают на промежуточной коробке (рис. 3.29б).

Насосный агрегат, в котором приводным двигателем является электро двигатель, называют электронасосным агрегатом. Эти насосы более громозд ки, чем насосы с аксиальным расположением цилиндров, и имеют более вы сокие моменты инерции вращающихся частей, поэтому они менее приёми стые и более тихоходны. Ввиду этого аксиальное расположение цилиндров предпочтительнее для высоких скоростей и малых крутящих моментов, ра диальное — для больших крутящих моментов (до 5103 Нм и выше) и малых скоростей, минимальное значение которых составляет 5 об/мин и ниже. Ак сиальные насосы, и в частности насосы средней мощности ~ 14,7...36,8 кВт, имеют массу при всех прочих равных условиях меньше массы радиальных насосов примерно в 2 раза.

В радиальных машинах в основном применяется цапфенное распределе ние рабочей жидкости (рис. 3.21), хотя в некоторых конструкциях применя ется и торцовое распределение (рис. 3.24). Рекомендуемые величины диа метрального зазора между отверстием втулки ротора и цапфой: 0,04 мм — для малых, до 0,09 мм — для больших ( 100 мм) диаметров цапфы.

Рис. 3. Схемы компоновки радиальных насосов с приводным электродвигателем 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Основными узлами насосов поршневых типов являются механизм пода чи и узел распределения жидкости;

у насосов с регулируемой производи тельностью к ним относятся также механизм регулирования. Механизм по дачи поршневого насоса обеспечивает возвратно поступательное движение поршней (вытеснителей). Обычно эти механизмы построены на базе криво шипно шатунных или кулисных механизмов. Узел распределения рабочей жидкости обеспечивает питание цилиндров в процессе хода всасывания и вы теснение ее при рабочем ходе в нагнетательную магистраль, а узел регулиро вания — изменение величины и направления подачи рабочей жидкости [1].

3.5.1. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ РАДИАЛЬНО ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН Материалы основных деталей радиально поршневых гидромашин выби рают с учетом режимов и условий эксплуатации, а также в зависимости от типа конструкции. Для повышения антифрикционных свойств распреде лительного диска и блока цилиндров соответственно применяют бронзы БрОСН10 2 3, БрОФ10 1 и сталь 20Х с цементацией рабочей поверхности на глубину 0,7...0,9 мм и закалкой до твердости HRС 58...62. Поршни изготав ливают из сталей 20Х или ШХ15 с твердостью поверхности после термообра ботки HRС 58...62, а для стали 40Х — с наибольшей возможной твердостью.

Копир изготовляют из стали ШХ15 с твердостью HRС 56...62. Статор изго тавливают из чугуна СЧ 12 40 или сталей. Требования к точности и шерохо ватости рабочих поверхностей идентичны тем, что предъявляются к основ ным деталям объемных насосов [1;

4].

3.5.2. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ РАСЧЕТА ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ РАДИАЛЬНО ПОРШНЕВЫХ ГИДРОМАШИН Основными параметрами объемных гидромашин являются расчетная Qт и фактическая Q подачи, частота вращения вала n, рабочее давление p, кру тящий момент M и мощность N.

При расчете насосов исходными являются параметры Q, n и p, при расче те гидромоторов — параметры M и n. Кроме того, при расчете гидропереда чи, состоящей из насоса и гидромотора, исходят из заданной мощности N, момента M на валу гидромотора и частоты его вращения n.

Разработка рекомендаций по выбору параметров и рациональному кон струированию гидромашин усложнена тем, что задача проектирования новой машины даже в простейших случаях не имеет однозначного решения, посколь ку для заданных параметров машины можно подобрать не одно, а несколько решений, близких по КПД и прочим параметрам, но отличающихся други ми данными. Кроме того, выбор того или иного конструктивного варианта диктуется конкретными условиями производства и эксплуатации.

При проектировании новой машины следует максимально использовать данные отработанных прототипов машин, характеристики которых извест ны, т. е. ограничить работу лишь специфическими (характерными) для дан ного конструкторского задания узлами машины. Во всех случаях вопросы 96 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН проектирования новой машины следует рассматривать с учетом тенденций и перспектив их развития и расширения существующих параметров.

При выборе величины рабочего давления исходят из требований в части компактности и массы;

когда минимальная масса и компактность являются преобладающими факторами, обычно выбирают давление 20 МПа и выше.


Если насос приводится электродвигателем, скорость вращения его вала вы бирают в соответствии с данными электродвигателя. В других случаях руко водствуются наиболее важными для данного задания соображениями. Сле дует иметь в виду, что с увеличением скорости вращения насоса ухудшаются условия заполнения его цилиндров (рабочих камер). Скорость вращения вала гидромотора выбирают в соответствии с условиями работы агрегата, для при вода которого предназначен гидромотор.

При выборе давления и скоростей следует иметь в виду, что повышение этих параметров влечет за собой повышение требований к изготовлению де талей и к чистоте рабочей жидкости. Кроме того, при высоких давлениях возникают дополнительные требования по прочности и жесткости конст рукций.

Максимальная частота вращения и максимальное давление насоса лими тируются недозаполнением рабочих камер рабочей жидкостью, термическим напряжением деталей, снижением надежности и срока службы.

Рекомендуемая последовательность расчета радиально поршневого на соса с цапфенным распределением, методику которого можно распростра нить также и на насосы иных типов, состоит из следующих этапов.

Обычно задается частота вращения n, эффективная (полезная) подача Q, давление нагнетания pн и величина КПД.

1. По заданной эффективной подаче Q определяется теоретическая (рас четная) подача Qт [см. выражение (3.15)]:

Q Qт 1.

2об Величину объемного КПД для рассматриваемых насосов для номиналь ных условий принимают hоб = 0,96...0,98.

2. Исходя из заданной частоты вращения n определяют рабочий объем насоса [выражения (3.39) и (3.40)]:

1dп 1d 2 Q q 2 Shz 2 hz 2 п 2ez 2 т.

4 4 60n Значение входящих в последнее уравнение параметров выбирается из конструктивных соображений и данных практики. В частности, число ци линдров z в одном ряду (в одной плоскости) выбирают от 5 до 11. Число рядов цилиндров — от одного до трех и редко — до пяти (рис. 3.21).

h При выборе отношения i 1, где h = 2e;

dп — соответственно ход и диаметр dп h 1 1...1,5.

поршня (цилиндра), принимают для предварительных расчетов d Число цилиндров выбирается, исходя из конструктивных соображений с уче том диаметра поршня dп.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ 3. На основании приведенных данных определяют диаметр поршня:

4q 3 4q dп 1 1.

2zh 2zi Вычисленное значение dп округляется до ближайшего значения по дей ствующим ГОСТам, а значение h — до ближайшего четного числа миллимет ров, обеспечивая при этом минимальные расхождения требуемого и полу ченного значений q.

4. Для машин с несколькими циклами работы (вытеснения и всасыва ния) за один оборот (рис. 3.27 и 3.28) рабочий объем определяется как 1dп q 2 3 mq 3 mSп hz 3 m hz, где m — число циклов за один оборот (кратность действия).

5. При расчете сечения каналов в распределителе исходят из допустимой скорости потока рабочей жидкости во всасывающих каналах, которая для самовсасывающих насосов обычно выбирается равной 1,5...3 м/с.

6. Диаметр Dр распределительной цапфы выбирается из условий симмет ричного размещения каналов и прочности цапфы под действием боковой нагрузки T. После выбора продольных размеров l1 и l2, производимого исхо дя из конструктивных соображений, цапфа проверяется на прочность и де формацию для данной нагрузки T.

7. При проектировании блока цилиндров необходимо обеспечить задел ку плунжера при крайнем выдвинутом его положении (рис. 3.30в), чтобы устранить возможность смятия цилиндра под действием боковой силы и обес печить герметичность соединения. Минимальная величина заделки L порш ня в выдвинутом его положении должна быть не менее L 1,5...2dп.

В соответствии с этим длина цилиндра (глубина расточки в роторе) (рис. 3.30в):

Lц = 0,1dп + h + 1,5...2dп.

Рис. 3. Расчетные схемы радиально поршневого насоса 98 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Следовательно, для схемы цилиндрового блока, приведенной на рис. 3.30, внешний диаметр блока цилиндров:

Dб = D + 2Lц + 0,6dп.

8. Общая длина поршня Lп плунжерного типа (рис. 3.30б) должна быть такой, чтобы он в утопленном положении выступал из цилиндра на величи ну 0,1...0,2dп. В соответствии с этим длина поршня:

Lп = h + 1,5...2,0dп + 0,1...0,2dп = h + 1,6...2,2dп.

9. Радиус сферы головки плунжера (рис. 3.30б) обычно принимают равным r = 1,5...2,5dп.

При проектировании гидромотора по заданному эффективному моменту Mэф на его валу и частоте вращения n сначала подсчитывается теоретиче ский момент:

Mэф Mт 1.

2м Значение hм обычно выбирается равным 0,85...0,9. Далее выбирается ра бочее давление p и определяется рабочий объем машины:

21Mт q2.

p Расчет прочих параметров гидромотора производится так же, как и рас чет насоса.

Пример. Определить основные размеры рабочих элементов двухрядного радиально поршневого насоса. Параметры насоса: подача 4,5 л/с, номиналь ное давление p = 10 МПа, частота вращения вала n = 960 об/мин;

hо = 0,98;

hн = 0,92 [1].

Теоретическая подача насоса:

4, Q Qт 1 1 1 4,59 л/с.

2о 0, Рабочий объем насоса:

Qт 4,59 1 60 1 q2 2 2 284 см3.

1 Принимая число поршней z = 9 в одном ряду, число рядов поршней k = и число циклов m = 1, находим диаметр поршня:

4q 4q dп 1 13, 2 zh 2 zi h где i 1 1 0,65.

dп Диаметр поршня принимаем равным 32 мм по ГОСТ 12447 67.

Ход поршня определяем из выражения 284 1 q h2 2 2 25,2 мм.

Sп zkm 3 1 3,22 1 7 1 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Эксцентриситет определяем из выражения h 25, e1 1 1 12,6 мм.

2 Длина поршня Lп = 2(e + dп) = 89,2 мм. Диаметр цапфенного распредели теля Do = 5dп = 532 = 160 мм. Диаметр ротора Dр = 12,5dп = 12,5 32 = 400 мм.

Внутренний диаметр опорной поверхности статора D = 400 + 2 12,6 = = 425,2 мм, примем Dc = 426 мм.

Диаметр каналов в распределительной цапфе при скорости потока рабо чей жидкости = 3 м/с в двух каналах:

2 1 4Q Dц 2 2 2 3,09 мм.

312 Полезная мощность насоса Nпол = Qp = 4,5 12 = 54 кВт. Мощность, по требляемая насосом от электродвигателя:

Nн = Qp/hн = 54/0,92 = 58,7 кВт.

3.6. ПЛАСТИНЧАТЫЕ ГИДРОМАШИНЫ Роторно пластинчатые гидромашины (насосы и гидромото ры) по форме вытеснителей и по способу замыкания вытесняемого объема относятся к группе машин, в которых вытеснители выполнены в виде пла стин (шиберов), помещенных в радиальных прорезях вращающегося рото ра, а вытесняемые объемы замыкаются между двумя соседними вытесните лями и поверхностями статора и ротора. Следовательно, пластинчатая (ши берная) гидромашина (гидромотор или насос) — это роторная гидромашина с подвижными элементами в виде ротора, совершающего вращательное движение, и пластин (шиберов), совершающих вращательное и возвратно поступательное или возвратно поворотное движения. В этих машинах рабо чие камеры образованы поверхностями статора, ротора, торцевых распреде лительных дисков и двумя соседними вытеснителями пластинами. Пластин чатые насосы могут быть одно, двух и многократного действия. В насосах однократного действия жидкость вытесняется из рабочей камеры за один оборот ротора, в насосах двукратного действия — за два оборота ротора, а в насосах многократного действия — за несколько раз.

Эти машины, получившие в практике также название лопастных, явля ются наиболее простыми из существующих типов и обладают при всех про чих равных условиях большим объемом рабочих камер.

3.6.1. ПЛАСТИНЧАТЫЕ НАСОСЫ ОДНОКРАТНОГО ДЕЙСТВИЯ Наиболее простым насосом пластинчатого типа является насос с двумя пластинами 3 и 5, подвижно монтируемыми в общем сквозном радиальном пазу ротора 7 и образующими с поверхностями ротора и смещенного относи тельно него на величину е статора 1 с осью О2 две серпообразные камеры (полости) а и b (рис. 3.31) [1].

100 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Рис. 3. Принципиальная (a) и расчетная (б) схемы двухпластинчатого насоса При повороте ротора 7 относительно оси О1 в направлении, указанном стрел кой, объем камеры а насоса (отмечено точечной штриховкой), соединенной с всасывающей полостью 6, увеличивается, а камеры b, соединенной с нагнета тельной полостью 4, уменьшается, в соответствии с чем происходит всасывание (через канал 6) и нагнетание (через канал 4) жидкости. Поскольку ротор 7 име ет плотный контакт с нижней частью статора 1, одна из пластин 3 или 5 в любом положении ротора 7 отделяет всасывающую полость 6 от нагнетательной 4. Для возможности радиального перемещения пластин и обеспечения плотного кон такта со статором пластины распираются пружиной 2, поджимаясь к статору 1.

Подача каждой пластиной за один оборот определится площадью, отме ченной точечной штриховкой, значение которой определяем из геометриче ских соотношений. Из рис. 3.31б следует, что эта площадь для случая угла 2 3 и толщины пластины d = 0 будет S 2 (R 2 3 r 2 3 e2 ) 4 2Re, (3.47) где R и r — радиусы статора и ротора;

e — эксцентриситет.

В соответствии с этим средняя расчетная подача насоса с учетом того, что за каждый оборот вытесняются два объема, соответствующих этой площади, может быть рассчитана по формуле Qт 4 2B5n 4 2Bn 2 (R 2 6 r 2 6 e2 ) 7 2Re 3, (3.48) 8 2 где B — ширина ротора;

n — частота вращения вала насоса.

С учетом объема пластин, равного q = 4bedn, подача определяется как Qт 4 Bn 4 2 (R 2 5 r 2 5 e2 ) 6 2e(R 5 7)3, (3.49) 8 2 где d — толщина пластины.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Так как текущая площадь вытесне ния в рассматриваемом двухпластинча том насосе значительно изменяется по углу поворота вала, переменной по углу поворота ротора является также и пода ча. Наличие пульсации подачи являет ся одним из факторов, ограничивающих возможность широкого применения на сосов этой схемы. Кроме того, такой на сос пригоден для работы при небольших давлениях, ввиду чего он применяется для вспомогательных целей (подача смаз ки и др.).


Для снижения пульсации подачи при Рис. 3. меняют насосы с несколькими пластина Схема многопластинчатого насоса с гидравлическим поджимом ми. На рис. 3.32 приведена схема одного пластин из таких насосов, применяющихся в сис темах подпитки основных насосов в системах смазки. Насос состоит из вра щающегося ротора 2, в радиальных прорезях которого помещены пластины (вытеснители) 1, и статорного кольца 3, ось которого смещена относительно оси ротора на величину эксцентриситета е.

Питание насоса рабочей жидкостью (всасывание) осуществляется через серпообразное окно а (для данного направления вращения), а вытеснение (на гнетание) — через окно b. Окна выполнены на боковых крышках насоса [1].

Поскольку геометрическая ось цилиндрической поверхности статорного кольца 3 расположена с эксцентриситетом относительно оси ротора 2, объемы рабочих камер, ограниченных двумя соседними пластинами (шиберами) и по верхностями ротора и статора, изменяются при вращении ротора. Так, при направлении вращения, показанном стрелкой, объем камеры b, находящейся в текущий момент по правую сторону от вертикальной оси (между пластина ми 4 и 5), будет уменьшаться и рабочая жидкость выдавливаться через нагне тательное окно b. Объем же симметричной камеры, находящейся в данный момент по левую сторону вертикальной оси, будет увеличиваться, в резуль тате рабочая жидкость будет засасываться в нее через всасывающее окно а.

Важным фактором является надежное (герметичное) разделение окон (по лостей) всасывания а и нагнетания b, которое осуществляется пластинами при проходе ими перевальной (разделительной) перемычки между этими окнами.

Для этого окна располагают по обе стороны нейтральной (вертикальной) оси на таком расстоянии, чтобы при любом положении ротора между ними находилось не менее одной пластины.

Плотность контакта пластин со статором обеспечивается при помощи пружин и прочих механических средств или давлением рабочей жидкости.

В насосе, схема которого представлена на рис. 3.32, рабочая жидкость под давлением подводится под пластины через осевое и радиальные сверления в прорези ротора.

102 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Подобные насосы обычно имеют 6...12 пластин. При увеличении числа пластин уменьшается действующая на них тангенциальная нагрузка и по вышается равномерность потока нагнетаемой рабочей жидкости. Напорное а и всасывающее b окна размещены в неподвижной цапфе. С рабочими каме рами (клетями) эти окна соединены радиальными отверстиями d в роторе f.

Ротор в этой схеме соединяется с валом при помощи торцового соединения.

Изменение подачи осуществляется путем перемещения внешнего барабана (статора) с [1].

Применяются также иные схемы распределения жидкости. На рис. 3. изображена схема с цапфенным распределением.

Рабочий объем q (расчетная подача за один оборот) насоса равен объему, описываемому рабочей частью пластины высотой h = 2e, имеющей контакт с левой разделительной перемычкой a, за один оборот (на рис. 3.35a условно показаны лишь две пластины;

кроме того, рабочая высота правой пластины принята равной нулю) [1].

Из приведенных расчетных схем (рис. 3.34, 3.35) следует, что рабочая высота h пластины изменяется при прохождении пластиной перевальной перемычки, причем в нейтральном положении (при расположении на оси Рис. 3. Рис. 3. Расчетная схема Схема пластинчатого насоса с многопластинчатого насоса цапфенным распределением Рис. 3. Расчетные схемы пластинчатого насоса 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ симметрии) она будет максимальной, равной h = 2e. Допуская, что толщина пластины d = 0 и рабочая высота ее при повороте ротора на угол a, в пределах которого пластина будет находиться в контакте с левой перемычкой a стато ра, не изменяется и равна h = 2e, находим рабочий объем насоса:

q = 2prhB = 4prBe, (3.50) где r — расстояние от центра вращения ротора до центра давления рабочей 1 площади пластины 3 4 D ;

B — ширина ротора.

В соответствии с этим имеем q = pDhB = 2pDBe, (3.51) где D — диаметр колодца (расточки) в корпусе статора.

Средняя расчетная (теоретическая) подача насоса за n оборотов в едини цу времени будет Qт = 2pDBne или Qт = wphB, (3.52) где w — угловая скорость.

В общем случае выражение для расчета подачи можно получить исходя из элементарного объема dq, вытесняемого при повороте ротора на угол dj:

dq = hBRdj.

Интегрируя в пределах 0...2p, получим величину рабочего объема (без учета толщины пластин):

21 5 hBRd3 2 eRB 5 (1 4 cos 3)d3 2 41eRB.

q 0 Средняя подача насоса будет Q = qn = 4peRBn = 2pDeBn.

Объемная подача пластинчатого насоса (машины) может быть также оп ределена из условия равенства подведенной к нему механической энергии и энергии, отданной рабочей жидкости за время dt:

(pн – pв)dV = DpdV = Mda = Mwdt, (3.53) где pн, pв — соответственно давление нагнетания и всасывания;

dV — объем жидкости, поданный за время dt;

da — угол поворота ротора за время dt;

w — угловая скорость ротора;

M — крутящий момент на валу насоса.

При нахождении разделительных пластин на оси симметрии (средней оси) обоих перевальных перемычек крутящий момент определятся (без уче та толщины пластин) (рис. 3.35б) соотношением B1p 2 2 B1p 2 2 B1p M2 (31 4 r ) 4 (32 4 r ) 2 (31 4 32 ), (3.54) 2 2 где B, r — соответственно ширина и радиус ротора;

Dp = pн – pв — перепад давления;

r1, r2 — радиальные размеры расточки статора, отсчитываемые от оси O1 ротора.

104 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН Подставив значение M из выражения (3.54) в формулу (3.53) и учитывая, что d 2 3, получим выражение для теорети dt ческой подачи:

dV B1 Qт 2 2 (3 4 32 ).

21 dt С учетом толщины пластин d жидко сти будет вытесняться меньше на величи ну объема, занимаемого пластинами;

в результате средняя теоретическая подача будет [выражение (3.52)] Qт = 2Ben(pD – zd). (3.55) Рис. 3. Снижение подачи обусловлено в этом Расчетная схема пластинчатого насоса с поджатием пластин случае тем, что часть вытесняемой жидко давлением жидкости сти расходуется на компенсацию объема пластин, находящихся в нагнетательной зоне при погружении (утапливании) их в пазы ротора. Иначе говоря, при толщине пластины d 0 в подаче будут участвовать также и пластины, вышедшие за пределы перевальной перемычки, поскольку их утапливание в пазы ротора изменяет объем нагнетательной каме ры, в соответствии с чем величина мгновенной подачи будет уменьшена [1].

В некоторых конструкциях насосов полости прорезей ротора под пласти нами последовательно соединяются с помощью подковообразных каналов c и d с нагнетательным b и всасывающим a окнами (рис. 3.36), благодаря чему пластины создают дополнительную подачу, действуя в этом случае как пря моугольные поршни, и тем самым создают расход, компенсирующий объем утапливаемых пластин. Очевидно, что подача такого насоса будет Qт = 2pDBen.

Регулирование подачи Qт и изменение ее направления осуществляются соответствующим изменением величины и знака эксцентриситета е (рис. 3.37).

Рис. 3. Схемы регулирования подачи пластинчатого насоса 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ В положении I насос установлен на максимальный эксцентриситет +е, что соответствует максимальному расходу (+Qт max);

в положении II значения e = и Qт = 0 и в положении III имеет место максимальный эксцентриситет обратно го знака (–emax) и, соответственно, мак симальная подача противоположного на правления (–Qт max). Эксцентриситет из Рис. 3.38 меняется обычно с помощью винтового Схема пластинчатого насоса механизма (рис. 3.38) или иных механи с ручным регулированием подачи ческих и гидравлических устройств [1].

В большинстве конструкций насосов пластины прижимаются к статору давлением рабочей жидкости, подведенным под ее торец;

в результате воз никает повышенное трение пластин о статор. Усилие, с которым пластина, находящаяся в полости всасывания (с нулевым давлением), поджимается к статору, в этом случае будет P = pBd, (3.56) где p — давление рабочей жидкости в камере под нижним торцом пластины;

d и B — соответственно толщина и длина пластины (ширина ротора).

Пластины, находящиеся в полости нагнетания, будут полностью разгру жены от радиальных сил давления рабочей жидкости, а пластины, разделяю щие полости всасывания и нагнетания, будут разгружены частично. Практи чески при расчетах нагрузки от давления рабочей жидкости, действующего на пластину в положении ее между полостями всасывания и нагнетания, условно относят к площади, равной 1/3 произведения толщины пластины на ее длину:

P 1 2B3. (3.57) Для повышения герметичности пластины часто снабжаются свободно посаженным в гнездо уплотнительным цилиндрическим элементом 6, кри визна внешней поверхности которого соответствует кривизне статорного кольца (рис. 3.32) [1].

При симметричном расположении областей всасывания и нагнетания со стороны рабочей жидкости на ротор действует неуравновешенная сила:

P = pDB, (3.58) которая вызывает нагружение вала и подшипника, что является существен ным недостатком пластинчатых насосов и ограничивает величину создавае мого ими давления.

Предварительный выбор основных размеров насоса ведется по рабочему объему q с использованием следующих практических соотношений [1]:

а) наибольший эксцентриситет в мм:

q emax 1 10 K 3, (3.59) 2об 106 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН где K = 1 при q 200 см 3, K = 0,8 при 200 q 500 см 3 и K = 0,6 при 500 q 4000 см3;

б) диаметр направляющей (статора) в мм:

500q D 1 2R, (3.60) 2о 3K1emax где K1 = 0,2...0,55 и увеличивается с уменьшением параметра;

в) ширина ротора и пластин B = KD;

радиальная длина пластин l Bemax;

число пластин — от 7 до 16.

Пример. Требуется спроектировать и выбрать параметры пластинчатого насоса на подачу Q = 75 л/мин при давлении p = 7,0 МПа. Предполагаемые значения механического и объемного КПД: hоб = hм = 0,9 [1].

В этом случае теоретическая подача определится выражением Q Qт 1 1 1 1,4 л/с.

2об 0,9 3 Потребляемая насосом мощность:

Qp Nп 1 1 10,8 кВт.

602об 2м Принимая n = 1200 об/мин и учитывая, что Qт = 1,4 л/с, выбираем по фор муле (3.59) эксцентриситет е = 4 мм. Тогда, с учетом уравнения (3.52), теоре 21DenB см тическая подача определится следующим выражением: Qт 2, 60 с из которого имеем 60Q DB 1 1 28 см2.

22en Диаметр статора D = 2R определяется (рис. 3.35) выражением Dd 1 2 e 2 c 1 R 2 e 2 c, где c — зазор между статором и ротором.

Диаметр ротора d = 2r определяется суммированием минимально допус тимой длины заделки шибера в прорези ротора, а также его рабочего хода, равного 2e, и зазора c между статором и ротором с учетом толщины ротор ной втулки и радиуса вала. Принимая c = 1 мм, толщину втулки 5,5 мм и радиус вала 17,5 мм, имеем для случая радиального расположения пла стин:

D 1 r 1 40 мм;

d 1 80 мм и D 1 d 2 e 2 c 1 90 мм.

Тогда B = 31 мм.

Нагрузка от давления жидкости на валик ротора составит Р = рDB = 19,22 кН.

3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ Рис. 3. Кинематическая схема кулисного механизма Из схем, представленных на рис. 3.32...3.35, следует, что кинематика пластинчатой гидромашины построена, как и кинематика поршневых ма шин, на основе ранее рассмотренного кривошипного механизма (рис. 3.39).

В этом механизме перемещение рабочего элемента соответствует прира щению в пределах от rmin до rmax переменного радиуса r, представляющего собой расстояние от оси, проходящей через центр O1 пластинчатого ротора, до окружности соприкосновения пластин со статором:

e2 e 1 2 e cos 3 4 R 5 4 cos23.

4R 4R Расход при этом является функцией следующих величин:

1 24.

3 e2 e Q 5 f 9e cos 6t 7 cos26t 7 R 4R 4R Из треугольника O1a2c расчетной схемы, представленной на рис. 3.35б, следует, что текущее значение рабочей высоты h пластины определится вы ражением [1] h = r – (R – e), (3.61) где r = Rcosb + ecos(180 – j) = Rcosb – ecosj, где j = wt — текущий угол по ворота ротора от нейтральной горизонтальной оси.

Подставив это значение r в уравнение (3.61), находим выражение для вычисления текущего значения рабочей высоты пластины:

h = Rcosb – ecosj – (R – e) = e(1 – cosj) + R(cosb – 1).

e относительно мала, угол b @ 0 и соответственно Поскольку величина R соs b @ 1, можно представить выражение (3.61) в виде h = e(1 – cosj).

Следовательно, значение h и соответственно подача изменяются по закону синуса (рис. 3.40), т. е. изменение объема в процессе вытеснения рабочей жид кости одной пластиной носит, как и у роторных поршневых насосов, синусои 108 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН дальный характер. Нетрудно видеть, что обусловленная этим пульсация подачи будет тем меньше, чем больше количест во пластин z, т. е. чем меньше значение. При нечетном числе пластин равно z мерность подачи повышается (амплитуда колебания подачи уменьшается). Расче Рис. 3. ты показывают, что в насосе с числом пла График подачи Q стин 17 и 12 колебания подачи, обуслов пластинчатого насоса в функции угла поворота вала ленные изменением рабочей высоты пла стины, соответственно равны 1,7 и 3% [1].

3.6.2. ПЛАСТИНЧАТЫЕ НАСОСЫ ДВУХ И МНОГОКРАТНОГО ДЕЙСТВИЯ Пластинчатые насосы одинарного (однократного) действия в основном при меняются для гидросистем, не требующих высоких давлений до 4...5 МПа.

В гидроприводах машинного регулирования их применяют преимуществен но в качестве вспомогательных насосов (насосов подпиток и пр.).

Недостатком пластинчатых гидромашин является трудность герметиза ции вытеснителей, особенно герметизации со стороны торцов, а также боль шая нагрузка на ось ротора и пластины от сил давления жидкости. Поэтому в практике распространены нерегулируемые пластинчатые насосы двукрат ного (реже — четырехкратного) действия, которые обладают более высоким рабочим объемом и КПД. Преимуществом насосов двух и четырехкратного действия является уравновешенность радиальных сил давления рабочей жидкости на пластинчатый ротор, благодаря чему они пригодны для работы Рис. 3. Пластинчатый насос двукратного действия 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ при более высоком, чем у насосов однократного действия, давлении рабочей жидкости (до 14 МПа и выше) [1].

Насос двукратного действия фактически состоит из двух насосов, разме щенных в одном корпусе. В корпусе 5 насоса (см. рис. 3.41) помещены боко вые диски 2 и статор 4, внутренняя поверхность которого (фасонного профи ля) выполнена так, что участки кривой, расположенные между окнами пи тания а1, а2, b1 и b2, прорезанными в дисках 2, являются дугами окружностей, описанных из центра ротора, а участки, приходящиеся на эти окна, выпол нены плавно сопрягающимися кривыми (рис. 3.42) [1].

Окна а1 и а2 соединены литыми каналами корпуса с полостью всасыва ния, а окна b1 и b2 — с полостью нагнетания. При вращении ротора 2 без давления или при малом давлении рабочей жидкости пластины 3 прижима ются к поверхности статора 4 под действием центробежной силы;

при нали чии давления на пластины дополнительно действует сила давления рабочей Рис. 3. Схемы пластинчатого насоса с наклонным (a) и радиальным (б) расположением пластин Рис. 3. Расчетная схема пластинчатого насоса (а) и его характеристика (б) 110 ГИДРО И ПНЕВМОСИСТЕМЫ ТРАНСПОРТНО ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН жидкости, подводимой через кольцевые проточки с на боковых дисках 2 в радиальные пазы ротора под торцы пластин 3 (рис. 3.42а) [1].

Из расчетной схемы, приведенной на рис. 3.42а, следует, что пластины, копируя при вращении ротора форму статора, дважды увеличивают (всасы вание) за один оборот объем камеры между двумя смежными пластинами (показано точечной штриховкой) и дважды его уменьшают (нагнетание).

Поскольку рабочее давление жидкости действует на диаметрально про тивоположные стороны ротора (со стороны окон b1 и b2), подшипники ротора практически разгружаются от сил давления рабочей жидкости. Для более полной уравновешенности радиальных сил давления жидкости на ротор чис ло камер (число пластин) должно быть четным;

распространены насосы с и 16 пластинами [1].

Благодаря тому что междуоконные участки кривых статора (соответст вуют углу e, рис. 3.43a) описаны из центра O вращения ротора, практически устраняется компрессия рабочей жидкости при проходе этих участков пла стинами и уменьшается пульсация подачи. Пульсация в этом случае опреде ляется разницей в расходах жидкости, идущей на заполнение прорезей рото ра под пластинами при их выдвижении, и жидкости, вытесняемой пласти нами при их утапливании, а также сжимаемостью жидкости в камерах насоса и деформацией его корпуса. Кроме того, благодаря концентричности между оконных участков статора, пластины в периоды нахождения под боковой односторонней гидравлической нагрузкой не перемещаются в пазах, благо даря чему уменьшается их трение и износ.

Пазы (прорези) в роторе, в которых помещаются пластины 3, обычно вы полняют наклонно под углом к радиусам (рис. 3.41 и 3.42а) и реже — с ради альным расположением (рис. 3.42б). Наклонное расположение пазов обуслов лено тем, что подбором величины угла a 0 можно изменить в желаемом направлении действие силы реакции, которая в этом случае будет действо вать на пластину так, что силы трения практически не будут вызывать изги бающих напряжений (угол a стремятся выполнить равным углу трения).

Следовательно, благодаря наклону пластин улучшаются условия движе ния их в пазах ротора, однако наклонное их положение исключает возмож ность реверса насоса. Ввиду этого в реверсивных насосах и гидромоторах прорези под пластины выполняются строго радиально (рис. 3.42б). Угол a наклона пазов ротора под лопасти к радиусу ротора обычно принимают рав ным 13...15° при малых диаметрах ротора (до ~ 80 мм) и 7...8° при больших диаметрах. Увеличение угла наклона пазов может вызвать вибрации пла стин и шум при работе насоса.

Плотность контакта между пластинами 3 и статором при работе под дав лением обеспечивается давлением рабочей жидкости, подводимой в пазы ротора под пластины через кольцевые проточки с, выполненные на крышке корпуса (рис. 3.42a и 3.43a) [1].

По принципу действия рассматриваемый насос можно сравнить с порш невым насосом с изогнутым по дуге цилиндром и поршнями прямоугольного сечения, в котором роль поршня выполняет рабочая часть пластины высотой h = r2 – r1 (рис. 3.42 и 3.43). Пластина при перемещении по концентричным 3. ОБОРУДОВАНИЕ ОБЪЕМНЫХ ГИДРОПРИВОДОВ участкам между окнами a1 и b1 или a2 и b2 (в пределах угла e) вытесняет объем Q, по величине равный произведению площади рабочей части пласти ны S = hb на окружную скорость v ее центра давления:

Q = vS = vhb.

r 1r Подставив значение v 2 3 2 1 и h = r2 – r1, получим r2 1 r1 2b Q3 4 2 (r2 5 r1 )b 4 (r 5 r 2 ), где b и h — ширина и высота рабочей части пластины;

r1 и r2 — большой и малый радиусы (полуоси) статора;

w — угловая скорость ротора.

Подставив значение w и учитывая, что одновременно происходит вытес нение жидкости двумя пластинами (из двух камер), получим приближение (без учета толщины пластин) для вычисления расхода (подачи) насоса [1]:

Q 1 22nb(r2 3 r12 ).

2 (3.62) С учетом толщины пластин d и их наклона действительная величина рас хода определится выражением (r 1 r )2z, Q 5 2bh 76(r2 1 r12 ) 1 2 cos 9 где a — угол пластины к радиусу (рис. 3.42).

Для насосов с радиальным расположением пластин это выражение при мет вид [1] Q 1 2nb[2(r2 3 r12 ) 3 (r2 3 r1 )4z].

2 (3.63) Влияние толщины пластины на подачу обусловлено тем, что при утапли вании пластин при прохождении ими зоны нагнетания часть подачи расхо дуется на восполнение освобождаемого ими объема, т. е. имеет место как бы отрицательная подача.



Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 16 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.