Гидравлика и гидропривод

лирование подачи осуществляется путем изменения эксцентри­

ситета.

В пластинчатых насосах однократного действия ротор и подшипники испытывают односторонние силы давления, что затрудняет создание насосов, рассчитанных на большие значе­ ния давления, и является одной из причин их малого срока службы. В насосах двухкратного действия (рис. 11.6, б), благо­ даря наличию двух противоположно расположенных полостей, ротор разгружен от сил давления, а подвод жидкости в каме­ ры и отвод из них производится через торцовые окна статора Однако, насосы двухкратного действия — нерегулируемые.

В насосах высокого давления пластины-шиберы выполняют двойными с небольшим зазором между ними и внутренней по­ верхностью статора (лабиринтное уплотнение), что увеличива­ ет сопротивление перетеканию жидкости. Пластины прижима­ ются к статору под действием давления жидкости р2, подводи­ мой из полости нагнетания. Такая конструкция увеличивает контакт пластин с внутренней поверхностью статора и умень­ шает утечки жидкости.

Серийно выпускаемые нерегулируемые пластинчатые насосы

Параметры сериГжо выпускаемых регулируемых пластинча­ тых насосов приведены в справочной литературе [10].

11.4.4. Шестеренные насосы

Шестеренные насосы выпускаются с внешним и внутренним за­ цеплением. Последние более компактны, но из-за сложности изготовления применяются редко.

Насос с внешним зацеплением (рис. 11.7) состоит из корпу­ са /, в котором с небольшими торцовыми и радиальными за­ зорами находятся в зацеплении две одинаковые шестерни — ведущая 2 и ведомая 3. При вращении шестерен, когда зубья выходят из впадин (объем камеры увеличивается), происходит всасывание жидкости. Затем жидкость, заполнившая впадины, переносится по внешней дуге шестернями в направлении вра­ щения, а когда зубья входят во’ впадины (объем камеры умень­

нудительным распределением жидкости, возможно ее запира­ ние в переменном объеме, и хотя запираемый объем невелик, его относительное изменение — большое. Следовательно, в нем могут происходить значительное изменение давления и, даже, кавитация. Существуют несколько способов, исключающих за-

А-А

Рис. 11.7. Шестеренный насек

пирание жидкости в шестеренных насосах. Наиболее распро­ страненный из них — разгрузка указанного объема за счет со­ здания специальных боковых каналов в корпусе насоса в об­ ласти зацепления зубьев (см. рис. 11.1, б) или каналов 5 в уплотнительных дисках 4 (см. рис. 11.7). Через эти каналы жидкость вытесняется из замкнутого объема или подсасывает­ ся в него. Но в обоих случаях снижаются объемный, а следо­ вательно, и полный КПД насоса. В некоторых конструкциях насосов разгрузка замкнутого объема осуществляется через ра­ диальные отверстия во впадинах шестерен.

Основные утечки в насосах происходят через торцовые уп­ лотнения. Номинальное давление насосов без специальных при­ жимных дисков, как правило, не превышает 2,5 МПа. При на­ личии торцовых уплотнительных дисков 4, которые поджима­ ются давлением жидкости Рг, номинальное давление насоса увеличивается до 16 МПа.

Рабочий объем qH шестеренного насоса можно определить

где т — модуль зуба; £>„ —диаметр начальной окружности; г — число зубьев; b — ширина зуба.

Из уравнения ('11.22) следует, что применение в насосах шестерен с большим модулем и малым числом зубьев позволя­ ет уменьшить габариты насосов, но при этом несколько воз­ растает пульсация подачи.

Обычно шестеренные насосыимеют постоянный рабочий

Часто в гидроприводах горных машин применяют специаль­ ные шестеренные насосы, встраиваемые в редукторы с проме­ жуточными валами, используемыми в качестве приводных эле­ ментов. Такие насосы служат для подачи смазки или питания вспомогательных механизмов.

11.5. Характеристика насоса

В соответствии с ГОСТ 17398—72 под характеристикой насоса

понимают зависимости QH= f(P»)y ^» в= 1{Рн), TIH= /(P H) при по­ стоянных частоте вращения вала, плотности и вязкости жид­ кости, Последнее ограничение вводится потому, что с измене­ нием вязкости изменяются утечки AQ„.

Теоретическая подача насоса не зависит от давления [см. формулу (11.2)], поэтому график QH.T= HPH) — прямая линия параллельная оси абсцисс (рис. 11.8, а). Такую характеристи­ ку называют жесткой, так как при изменении давления подача насоса не изменяется. Аналогичную характеристику имеют все объемные насосы, поэтому они должны снабжаться предохра­ нительными 1клапанами, предотвращающими случайное повы­ шение давления сверх расчетного во избежание поломки ма­ шины или приводного двигателя.

Действительная подача насоса QH~Qa.r—AQHзависит от дав­ ления, так как при его увеличении утечки AQHувеличиваются [см. уравнение (10.8)], поэтому действительная характеристи­ ка QH^ f (Ри) не параллельна оси абсцисс и нелинейна.

При давлении рн = 0 полезная мощность насоса //„ = 0 [см. (11.7)1, а мощность на валу N„,n—AN„,t-{-AN,lM [см. (10.8) и

шения задачи из всех характеристик насоса достаточно только одной зависимости рн=ДФн), будем в дальнейшем представ­ лять ее в том виде, как указано на рис. 11.8, б.

11.6. Рабочий режим насоса и его регулирование

В гидропередаче насос и гидролиния с гидродвигателем пред­ ставляют собой единую гидравлическую систему, поэтому ра­ бочий режим насоса определяется совместным решением зави­ симостей pH=f(Q) и pc = /(Q). Характеристику гидросети рс вычисляют по уравнению (6.10). Как правило, диаметр трубо­ провода гидролинии в гидропередаче изменяется незначитель­ но, поэтому разностью скоростных напоров в этом уравнении можно пренебречь. Кроме этого, вследствие компактности гид­ ропривода горных машин, можно пренебречь также разностью отметок гидролинии. Разность давлений (рк—Р») в уравнении (6.10) равна давлению гидродвигателя рд. Таким образом, уравнение гидросети (6.10) для гидропривода можно записать в следующем виде:

где Дрл— суммарные потери давления в гидролинии.

Как показали результаты многочисленных расчетов гидро­ привода, потери по длине в гидролинии при расчетных режимах чаще всего пропорциональны расходу в степени 2 > т > 1 [пе­ реходный режим движения жидкости (см. 5.5)]. Потери же в местных сопротивлениях (в коленах, тройниках, фильтрах, гидроаппаратах и т. д.) пропорциональны расходу в квадрате. Так как последние являются определяющими для Дря, в дальней­ шем при анализе гидравлических систем будем принимать

bp„ = pganQ\

где ал — суммарное сопротивление гидролинии.

Тогда уравнение (11.23) можно представить в виде

не существует, рабочий режим насоса, как правило, определя­

Рис. 11.9. Регулирование подачи насосов

Рабочий режим насоса должен быть экономичным. Принято считать, что насос работает экономично, если TIP^ 0,85r|max. Кроме того, по условию механической прочности рР^1,25р„ом, где рном — номинальное давление насоса. В случае, когда не­ обходимо знать только рр и Qp, их можно определить графи­ чески по характеристикам, построенным в системе координат (р, Q) (см. рис. 11.8, б). При ориентировочных расчетах, вслед­ ствие жесткости характеристики pH= /(Q), рабочий режим мож­

из этих,характеристик.

Регулирование подачи изменением характеристики гидро­ сети (рис. 11.9, а) практически достигается дросселированием напорной линии. Дросселирование всасывающей линии недопу­ стимо, так как при этом возможны кавитация и срыв подачи насоса (этот способ, однако, широко применялся в ранее вы­ пускавшихся насосных станциях СНУ-4 и СНУ-5 [7, 12]). При регулировании характеристики сети получают семейство ха­

тельио, поэтому такой способ регулирования для объемных на­ сосов непригоден.

Регулирование подачи изменением характеристики насоса

(рис. 11.9, б) возможно при изменении л„, т]„.0 и qH [см. урав­ нение (11.4) J. Регулирование изменением частоты вращения пн применяется крайне редко, так как в горной практике, глав­ ным образом, используются нерегулируемые асинхронные элек­

его. В обоих случаях утечки' регулируются дросселем, поэтому способ регулирования называется д р о с с е л ь н ы м . Дроссель 2' или 2 может быть установлен соответственно между патруб­

для нерегулируемых насосов малой мощности (до 3 кВт), так как энергозатраты на утечки в этом случае незначительны.

Регулирование подачи изменением рабочего объема насоса (рис. 11.9, в) практически осуществляется либо за счет измене­ ния эксцентриситета ротора в эксцентриковых, радиальнопоршневых и пластинчатых насосах (см. рис. 11.4 и 11.6), либо за счет изменения угла наклона диска в аксиально-поршневых насосах (см. рис. 11.5). При изменении рабочего объема полу­ чают семейство характеристик pH= f(Q) и соответствующие им рабочие точки I, II, III ... Регулирование Получается плавным, бесступенчатым, экономичным по затратам энергии (TiH~const). Однако регулируемый насос всегда конструктивно сложнее и дороже соответствующего нерегулируемого, поэтому данный способ регулирования применяется для насосов большой мощ­ ности (например, в механизмах подачи угольных комбайнов).

В принципе, возможно регулирование подачи поршневых на­ сосов изменением объема вредного пространства AKB (рис. 11.9,а). Для этого к цилиндру насоса необходимо подключить дополнительное вредное пространство, объем которого из-за несжимаемости жидкости должен изменяться за время цикла.

Тогда насос работает следующим образом. При движении поршня насоса влево после закрывания всасывающего клапана и повышения давления в цилиндре’сжимается пружина 3 в до­ полнительном вредном пространстве 5, и его поршенек 4 сме­ щается влево, увеличивая тем самым объем вредного простран­ ства ДУ„ (см. рис. 11.2, (?) и, следовательно, уменьшая объем (подачу) жидкости, выдаваемой через нагнетательный патрубок. При движении поршня насоса вправо нагнетательный клапан закрывается, но всасывающий клапан открывается только после выталкивания жидкости пружиной 3 и поршеньком 4 из допол­ нительного вредного пространства 5, что возможно при давле­ нии р\ (см. рис. 11.9,г). В результате уменьшается объем жид­ кости, поступающей через всасывающий клапан насоса. Пред­ варительная степень сжатия пружины 3 определяется давлением р\. Характеристика давления насоса с учетом дополнительного вредного пространства представляет собой искусственную ха­ рактеристику давления насоса И. От нулевого значения давле­ ния до р\ искусственная И и естественная Е характеристики сов­ падают. С увеличением давления подача AQB уменьшается по линейному закону (при линейной деформации пружины во вред­ ном пространстве)" до давления рч — происходит полное сжатие пружины 3, а объем дополнительного вредного пространства 5 достигает максимума. При дальнейшем увеличении давления характеристики И и Е становятся конгруэнтными. Если макси­ мальный объем дополнительного вредного пространства равен рабочему объему цилиндра насоса, то искусственная характери­ стика давления будет иметь другой вид (см. рис. 11.9, г, кривая

И').

Для регулирования рабочего режима насоса необходимо из­ менить объем дополнительного вредного пространства за счет силового воздействия на его поршенек специальным устройст­ вом. При этом искусственные характеристики для разных значе­ ний ДКВ будут такими же, как при дроссельном регулировании насоса (см. рис. 11.9, б). На практике чаще всего ограничива­ ются установкой пружины в дополнительном вредном простран­ стве, что позволяет получить мягкую характеристику давления насоса (см. рис. 11.9, г, кривая И'), при которой для объемных насосов с жесткой характеристикой становится возможным способ регулирования изменением сопротивления сети нагнета­ тельного трубопровода (см. рис. 11.9, а). Рабочие режимы при таком регулировании показаны точками /, //, /// (см. рис. 11.9,2). Подача и давление насоса изменяются примерно оди­

наково.

Последним способом регулируют рабочие режимы насосных установок типа УНР-02 для нагнетания воды в угольный пласт

к[12], пластинчатых насосов типа Г12-5М с переменным значени­ ем эксцентриситета, зависящим от противодавления рг {10].

Рис. 11.10. Схемы всасывания насосов

Кроме перечисленных выше способов регулирования насосов применяют регулирование их за счет принудительного отжатая всасывающего клапана на определенной части хода поршня при нагнетании жидкости [7]. При таком объемном способе регули­ рования искусственные характеристики не отличаются от харак­ теристик, полученных при регулировании подачи изменением рабочего объема насоса (см. рис. 11.9,в).

11.7. Высота всасывания насоса. Условия бескавитационной работы

Вгидроприводах насосы могут располагаться как выше, так

иниже уровня жидкости в гидробаке. В первом случае (рис. 11.10, а) насосы имеют положительную геометрическую высоту всасывания # в, определяемую как разность отметок оси всасы­ вающего патрубка насоса и уровня жидкости в баке, а во втором случае (рис. 11.10,6)— отрицательную высоту всасыва­ ния # п, называемую подпором.

Определим геометрическую высоту всасывания, предполо­ жив, что движение жидкости во всасывающей гидролинии — установившееся. Запишем уравнение Бернулли для сечений 0—0

и/—/ и плоскости сравнения, совпадающей с сечением 0—0 (см. рис. 11.10, а):

Po= aip^i2/2 + pi + pgHB+ Дрв.

Отсюда геометрическая высота всасывания

где p0t р\ —давление соответственно абсолютное на поверхности

няя скорость жидкости во всасывающем патрубке. Из уравнения (11.26) видно, что геометрическая высота всасывания не зави­ сит от типа насоса и его технических показателей.