гидропривод_мет_машин

шестерен по их торцам. Для этой цели служат две плавающие втулки, которые давлением жидкости прижимаются к торцевым поверхностям шестерен.

Плавающие

втулки рассчитываются на усилие, обеспечи­ вающее надежное уп­ лотнение. Такую конст­ рукцию имеет насос НШ. Величину и распо­ ложение изолируемой поверхности плаваю­ щих втулок подбирают исходя из условия обес­ печения максимальной равномерности распре­ деления удельной на­ грузки.

Наибольшее применение шестерен­ ные насосы с наружным зацеплением получили в гидроприводах мо­ бильных машин (при давлениях до 20 МПа и

выше). В стационарных машинах эти насосы применяются при отно­ сительно низких рабо­ чих давлениях (до 6,3 МПа), так как при вы-

уровень шума. Преимущества шестерных насосов с наружным зацеплением: от­

носительно высокое рабочее давление; удовлетворительная работа на загрязненных рабочих жидкостях; нечувствительность к значительному изменению вязкостных характеристик рабочей жидкости; удовлетвори­ тельная работа при повышенных температурах рабочей жидкости; нечуствительность к повышению частоты вращения; относительно низкая стоимость; высокая надежность.

30

Общими недостатками шестеренных насосов с наружным зацепле­ нием является: повышенный уровень шума, особенно при высоких давле­ ниях: значительная пульсация рабочей подачи; снижение долговечности

мри работе на рабочих жидкостях с повышенными температурой и боль­ шим количеством загрязнений; невозможность регулирования подачи; шачительное возрастание стоимости насосов с увеличенным рабочим объемом; большая трудоемкость ремонтных работ.

Максимальное давление, развиваемое шестеренными насосами, достигает 20 МПа, подача до 250 - 300 л/мин. Отечественной промыш­ ленностью выпускаются шестеренные насосы типа Г11-2 и НШ.

Рабочий объем шестеренного насоса

Теоретическая подача шестеренного насоса

Здесь Z - число зубьев ведущей шестерни; m - модуль; b - ширина

зуба; П - частота вращения вала.

Шестеренные насосы с внутренним зацеплением (рис. 4.2) слож­ нее в изготовлении, однако они имеют большую подачу при тех же габа­ ритах.

В корпусе 1 установлена кольцевая шестерня 3 с внутренними

зубьями, в зацеплении с которой находится шестерня 2, вращающаяся в направлении стрелки. В том re направлении вращается связанная с ней

кольцевая шестерня. При вращении раскрываются впадины между зубья­ ми.

Во всасывающей полости возникает разрежение и в неё поступа­ ет жидкость из бака. Затем, заполняя камеры между зубьями, жидкость переносится к полости нагнетания. На стороне нагнетания зубья снова вступают в зацепление, выталкивая жидкость из промежутков в нагнета­ тельную магистраль. В полости насоса имеется также серповидный раз­ делитель 4 камер зубьев шестерен.

Шестеренные насосы с внутренним зацеплением еще не нашли широкого применения в гидроприводах, но благодаря преимуществам по сравнению с шестеренными насосами с наружным зацеплением следует ожидать более широкого их внедрения.

Шестеренные насосы с внутренним зацеплением, обладая пре­ имуществами шестеренных насосов с наружным зацеплением, характери­ зуются также очень низким уровнем шума, высокой долговечностью (20 тыс. часов и более), высоким объемным КПД, допускают быстрое изме­ нение нагрузки, могут работать при давлении до 32 МПа.

31

Они успешно заменяют в гидроприводах нерегулируемые порш­ невые насосы высокого давления (долговечнее последних).

Рис. 4.2. Насос с внутренним зацеплением

Недостатки шестеренных насосов с внутренним зацеплением: более высокая стоимость по сравнению с шестеренными насосами наружного зацепления и даже с пластинчатыми; необходимость обеспечения хороших условий для всасывания рабо­

чей жидкости во избежание кавитационных явлений и изнашивания.

Контрольные вопросы

1.Особенности конструкций шестеренных насосов с внешним и внутренним зацеплениями.

2.Достоинства и недостатки данных насосов. Меры предупреж­ дения отмеченных недостатков.

4.3. Пластинчатые насосы

Пластинчатые насосы - ротационные насосы, в которых элемен­ ты вытеснения выполнены в виде пластин (лопастей), а вытесняемые объ-

32

емы ограничиваются двумя соседними пластинами и поверхностями статора и ротора.

Наибольшее применение эти насосы получили в гидроприводах стационарных машин, работающих при средних давлениях (до 16 МПа).

Положительные свойства пластинчатых насосов: низкий уровень шума; возможность регулирования подачи с высокой скоростью из-за малого хода регулировки (на 20-30% выше по сравнению с насосами других типов), что позволяет в ряде случаев отказаться от предохранитель­ ных клапанов; незначительная пульсация рабочей подачи; повышенная ремонтопригодность; низкая стоимость.

Недостатки пластинчатых насосов: большая восприимчивость к забросам (пикам) давления (по сравнению с шестеренными насосами); чувствительность к быстрому изменению нагрузки (уменьшается долговечность), к неблагоприятным условиям всасывания, повышенному загрязнению рабочей жидкости, к изменению вязкости рабочей жидкости и повышению частоты вращения; низкий КПД (по сравнению с поршневы­ ми насосами).

Рабочий объем пластинчатого насоса определяется:

Теоретическая подача пластинчатого насоса

Здесь z - число пластин в роторе; R - радиус статора; b - ширина

пластины; П - частота вращения вала; е - величина эксцентриситета; голщина пластины.

Принципиальной особенностью пластинчатых насосов является возможность создания регулируемых насосов. Данная возможность обес­ печивается за счет применения специальных механизмов, предназначен­ ных для регулирования эксцентриситета.

В нерегулируемых насосах (рис. 4.3) в корпусе 4 и крышке 1 установлен рабочий комплект, состоящий из статора 2, ротора 3 с пластинами 12, плоского диска 20 и диска 5 с шейкой. Рабочий комплект скреплен цвумя винтами 16. Ротор посажен на шлицы вала 11, свободно вращаю­ щегося в шарикоподшипниках.

Плоский диск 20 имеет два окна 19 для всасывания рабочей жид­ кости. Для двустороннего всасывания в статоре выполнены отверстия 15, в и диске с шейкой - глухие окна всасывания 14. Диск с шейкой имеет два окна 13 для нагнетания рабочей жидкости и отверстия 6, через которые подводится рабочая жидкость под пластины для прижима их к внутрен­ ней поверхности статора.

Насос работает следующим образом. При вращении вала с ротором пластины (в момент пуска под действием центробежной силы, а в даль­ нейшем и давления рабочей жидкости) прижаты к внутренней поверхно­ сти статора и перемещаются в пазах ротора в соответствии с профилем кривой статора.

Рис. 4.3. Пластинчатые насосы:

а - нерегулируемый, б - регулируемый

При этом объем камеры между пластинами увеличивается во время соединения ее с окнами всасывания в дисках и заполняется рабочей жид­ костью. Во время соединения с окнами нагнетания объем камеры умень­ шается и жидкость вытесняется через окна нагнетания. В начале работы комплект прижимается к крышке пружинами 7, а в процессе работы - и давлением рабочей жидкости. За один оборот ротора происходят два цик-

34

на всасывания и нагнетания. Благодаря диаметрально противоположному расположению камер нагнетания нагрузка на ротор от давления рабочей жидкости уравновешивается, и вал насоса передает только крутящий мо­

мент.

Отвод утечек жидкости происходит через канал А в крышке во всасывающую полость. Наружные утечки по валу предотвращаются установкой двух манжет 10 во фланце 9, а по разъему крышки с корпусом - резиновым кольцом 18. Уплотнение по шейке диска 5 производится резиновым кольцом 8, а между корпусом и фланцем - резиновым кольцом 17. Двухпоточные пластинчатые насосы состоят из двух однопоточ- пых насосов, объединенных в одном корпусе с общим всасывающим от­ верстием. Нагнетание от каждого насоса выводится отдельно.

Насосы пластинчатые регулируемые. Отличительной особенностью конструкции пластинчатых регулируемых насосов, например типа Г12-5 (рис. 4.3, б), является подвижное в поперечном направлении (отно­ сительно оси приводного вала) статорное кольцо 23, которое опирается на упор 22 с одной стороны и поджимается с другой стороны пружиной 27 регулятора.

В процессе работы насоса статорное кольцо 23, опирающееся на неподвижную 31 и подвижную 24 опоры, может перемещаться в попе­ речном направлении, изменяя эксцентриситет относительно ротора 21. Это обеспечивается за счет взаимодействия усилия от давления масла на внутреннюю поверхность статора и усилия, развиваемого регулятором давления. Регулятор давления состоит из корпуса 25, толкателя 6, сило­ вой пружины 27, подпятника 28, регулировочного винта 29 и гайки 30.

Наибольшая величина эксцентриситета ограничивается регулируе­ м ым упором 22. При увеличении давления нагнетания подача насоса по­ степенно уменьшается на величину утечек, увеличивающихся от давле­ ния, и при достижении давлением нагнетания величины настройки пру­ ж и н ы 27 регулятора последняя начинает сжиматься, и величина эксцен­ триситета, а следовательно, и подача интенсивно уменьшаются. С ростом давления нагнетания подача насоса падает практически до нуля. Измене­ ние характера зависимости подачи насоса от давления нагнетания может регулироваться за счет регулировки упора 22 ограничения эксцентриси­ тета или силовой пружины 27.

Аналогичны по принципу действия и конструкции регулируемых пластинчатых отечественных насосов типа НП, Р насосы серии РЧ фирмы Рексрот (ФРГ) и других зарубежных фирм.

Контрольные вопросы

I.Особенности конструкций пластинчатых насосов.

35

2.Достоинства и недостатки данных насосов. Меры устранения отмеченных недостатков.

3. Основные геометрические параметры, определяющие рабочий объем данных насосов.

4.4. Поршневые насосы

Различают радиально-поршневые насосы с радиальным располо­ жением цилиндров относительно оси вращения ротора и аксиальнопоршневые насосы - с аксиальным расположением цилиндров, которые, в свою очередь, бывают с наклонным диском или блоком.

Аксиальное расположение цилиндров предпочтительнее для вы­ соких частот вращения и малых крутящих моментов, радиальное - для больших крутящих моментов и малых скоростей.

В роторно-поршневом насосе рабочие органы выполнены в виде плунжеров (поршней), которые всасывают рабочую жидкость в цилинд­ рические рабочие камеры под поршнями и вытесняют из них под давле­ нием в нагнетательную магистраль насоса.

Аксиально-поршневые насосы. Существует большое число разновидностей конструктивного исполнения аксиально-поршневых на­ сосов. Однако практически все конструкции этих насосов можно разде­ лить на две группы, отличающиеся схемой связи цилиндрового блока с приводным механизмом:

1) насосы с наклонным диском, у которых ось приводного механизма (ведущего вала) и ось вращения ротора составляют одну линию;

2)насосы с наклонным цилиндровым блоком или наклонной люлькой,

укоторых оси приводного звена и блока цилиндров расположены под углом одна к другой.

Первая группа насосов предпочтительнее при очень высоких давлени­ ях и быстрых процессах реверсирования потока, а вторая имеет преиму­ щество при высокой частоте вращения.

Общим для обеих групп является преимущественное использование торцового способа распределения жидкости.

Насос с наклонным диском (рис. 4.4, а) состоит из цилиндрового бло­ ка 1 и приводного механизма, состоящего из вала 2 и упорного наклонно­ го диска (шайбы) 3, упирающегося на неподвижный упорный подшипник и выполняющего в этой схеме роль кривошипа.

Поршни или плунжеры 4 блока непосредственно опираются на диск через сферические головки или опорные башмаки и не имеют с ним ки­ нематической связи. При вращении ротора от жестко связанного с ним вала 2 диск также вращается в наклонной плоскости под действием сил

36

трения, и поршни, нагруженные пружинами 5, совершают при этом воз­ вратно-поступательное движение, при котором происходит процесс вса­ сывания и нагнетания жидкости с помощью торцового распределительно­ го устройства 6. Усилие вращения диска передается на блок цилиндров через поршни и далее на центральный вал 2.

Рис. 4.4. Схемы аксиально-поршневых насосов

Основная часть момента приводного двигателя затрачивается на по­ ворот блока через поршни, ввиду чего поршни воспринимают большую изгибающую нагрузку, что требует их повышенной прочности и приво­ дит к образованию больших сил трения. Угол наклона диска относи­ тельно оси цилиндрового блока определяет для данного диаметра D блока величину хода h поршня, а следовательно, расчетную подачу насоса. Максимальный угол наклона диска не превышает 30°. От величины этого угла в значительной мере зависит срок службы аксиального насоса. Если конструкция шарниров позволяет изменять угол наклона диска, то соот­ ветственно изменяется ход поршней и величина подачи насоса. При из­ менении знака угла происходит изменение направления подачи насоса. Благодаря малой массе наклонной шайбы процесс переключения и регу­ лирования насоса с наклонным диском происходит быстро и требует не­ больших усилий. Насосы с наклонным цилиндровым блоком или с на­ клонной люлькой имеют наибольшее распространение в практике. Дан­ ную схему имеют несколько классов аксиально-поршневых насосов.

Силовая и кинематическая связи цилиндрового блока с приводным валом в этой схеме насоса осуществляются с помощью различных меха­ нических устройств, обеспечивающих вращение этих деталей насоса от­ носительно разных осей, расположенных под углом одна к другой. Наи­ более распространенным механизмом здесь является кардан, представ­ ляющий собой универсальный шарнир с двумя степенями свободы. При-

37

меняются одинарные (асинхронные) и двойные (синхронные) карданы. Последний представляет собой последовательное соединение двух асин­ хронных карданов и обеспечивает равномерность вращения соединяемых элементов. В практике получили применение три группы насосов этого типа: с силовым карданом, с несиловым карданом и бескарданные.

Насос с силовым карданом (рис. 4.4, б), в отличие от ранее рас­ смотренного с наклонным диском, имеет поршни 1 с шарнирными шату­ нами 2, головки которых заделаны в упорном диске 3. Упорный диск свя­ зан с ведущим валом 4, жестко соединенным с блоком 5 при помощи кардана 6, таким образом, что обеспечивает вращение этих деталей во­ круг различных осей, наклоненных под углом одна к другой. Осевое уси­ лие давления жидкости на поршни передается наклонному диску и пре­ образуется в крутящий момент, который благодаря наличию кинематиче­ ской связи упорного диска с шатунами через карданные шарниры пере­ дается на ротор. Поэтому основная часть подводимого от приводного двигателя момента затрачивается на поворот упорного диска через кар­ дан, в связи с чем такие насосы называют насосами с силовым карданом. Момент, затрачиваемый на потери, связанные с вращательным движени­ ем цилиндрового блока, составляет небольшую часть (в зависимости от КПД насоса) от момента, нагружающего кардан.

Таким образом, силовой момент не передается на поршни, как это имеет место в первой схеме насоса, и поршни не испытывают больших поперечных нагрузок, что повышает надежность работы насоса. Однако кардан, прочность и конструкция которого в данной схеме насоса должны быть рассчитаны на передачу всего рабочего момента насоса, требует применения мощных опор, что увеличивает габариты насоса и делает кардан малонадежным узлом машины. Насосы с несиловым карданом в отличие от рассмотренной выше схемы имеют упорный диск , выполнен­ ный как одно целое с приводным валом . В связи с этим крутящий мо­ мент, возникающий на упорном диске в результате действия поршней, снимается непосредственно валом, а через кардан передается только мо­ мент, затрачиваемый на вращение блока цилиндров, равный моменту по­ терь от сил трения и инерции при замедлении и ускорении блока. Этот момент составляет небольшую долю от момента, передаваемого валом, поэтому кардан оказывается разгруженным (не силовым) от рабочего мо­ мента. В связи с этим разгруженными от поперечных нагрузок являются и поршни насоса.

Рабочий объем аксиально-поршневого насоса

Теоретическая подача аксиально-поршневого насоса

38

Здесь z - число поршней; d - диаметр поршня; п — частота враще­ ния вала; D - диаметр окружности по центрам осей поршней; - угол

наклона блока (в случае использования насоса с наклонным блоком) или диска (в случае использования насоса с наклонным диском).

В гидроприводах применяются в основном аксиально-поршневые насосы с наклонным блоком (НБ) и наклонным диском (НД). Ниже сравне­ ние этих гидромашин дано в предположении, что рабочие объемы и давле­ ния у гидромашин обоих типов одинаковы.

Габаритные размеры и масса. Более благоприятен тип насосов с НД вследствие отсутствия громоздкого узла подшипников, консольного вала и отклоняемой люльки, вмещающих блок цилиндров. Это особенно сказывается на регулируемых гидромашинах и в меньшей степени на не­ регулируемых. Кроме того, момент инерции люльки в машинах с НД го­ раздо меньше, чем в машинах с НБ, и это обусловливает их большее бы­ стродействие при изменении подачи.

Трудоемкость изготовления. Более благоприятен тип насосов с НД благодаря меньшей металлоемкости и меньшему числу деталей высо­ кой точности. Трудоемкость изготовления насосов с НБ на 8-12% выше, чем насосов с НД (из-за усложнения изготовления поршневой группы и синхронизирующих устройств).

Долговечность. Из-за меньшей нагруженности подшипников и возможности более широкого использования гидростатических опор бо­ лее благоприятен тип насосов НД. Отметим, что в машинах с НБ нагрузка на подшипники слабо зависит от угла наклона блока, а в машинах с НД она пропорциональна тангенсу этого угла. Это обстоятельство, а также малая инерция вращающихся деталей выгодно отличают гидромашины с НД при использовании их в насосных установках переменной производи­ тельности с постоянным давлением. Ресурс гидромашин с НБ составляет 10000 ч при давлении 32 МПа, ресурс насосов с НД при тех же давлениях - 13000 ч (ресурс машин определяют подшипниковые узлы).

Коэффициент полезного действия. Более приемлем тип насосов с НБ. В гидромашинах с НД механические потери из-за больших радиаль­ ных сил, действующих на поршни, больше. Одновременно из-за широко­ го применения гидростатических опор и больших линейных скоростей в парах трения в них большие утечки. В целом эти факторы ведут к сниже­ нию КПД для оптимальной зоны характеристики на 2-3%. Коэффициенты подач гидромашин с НБ и НД при давлении 32 МПа составляют около 95%. КПД гидромашин с НД - 88-90%, с НБ - 90-92% (выше, так как

39