Аксиально-поршневые насосы

Аксиально-поршневыми насосами называют насосы с аксиальным расположением цилиндров относительно оси вращения ротора и пространственным механизмом передачи движения к поршням. Они подразделяются на насосы с наклонным диском, у которых оси приводного вала и вращения ротора совпадают, и насосы с наклонным блоком, у которых оси приводного вала и вращения ротора расположены под углом. Осевое расположение цилиндров значительно уменьшает момент инерции ротора машины и позволяет создавать быстроходные конструкции.

В современных аксиально-поршневых насосах применяют конструкции бесшатунного и бескарданного типа с гидростатическими опорами поршней (рис. 1.2). Головки поршней снабжены гидростатическими опорами (башмаками), которые на поверхности трения перемещаются в “плавающем” состоянии.

Кинематику аксиально-поршневого насоса рассматривают на основе идеализированной схемы (рис. 3.4), на которой поршни насоса условно показаны заостренными.

Рис. 3.4. Кинематическая и силовая схемы

аксиально-поршневого насоса с наклонным диском

При повороте блока цилиндров на угол по часовой стрелке поршень перемещается вниз на расстояние , что следует из рассмотрения . В то же время путь поршня относительно поверхности цилиндра составит

, (3.2)

где – перемещение поршня вдоль цилиндра; – угол наклона диска; – радиус делительной окружности, на которой расположены оси цилиндров; – угол поворота блока цилиндров за время .

Дифференцированием уравнения (1) получают выражения для относительной скорости и ускорения поршня:

;

.

Мгновенная подача поршня .

При количестве поршней, равном , перемещение , скорость и ускорение -го поршня будут равны:

;

;

.

Полный ход поршня находят из уравнения (3.2) при :

,

где – диаметр делительной окружности.

Идеальная подача аксиально-поршневого насоса при известных геометрических параметрах и заданной частоте вращения

.

Подачу насоса регулируют изменением угла наклона диска 5 (см. рис. 1.2).

Мгновенную подачу определяют суммированием мгновенных подач всех поршней, одновременно находящихся в зоне нагнетания:

.

На каждый поршень насоса, находящийся в фазе нагнетания, действует сила . Раскладывая ее на вертикальную и тангенциальную составляющие (см. рис. 2.2), получают силы и . Нормальная сила нагружает наклонный диск, тангенциальная сила на радиусе создает крутящий момент (момент полезного сопротивления) на валу насоса:

.

Крутящий момент тем больше, чем больше угол . Максимальный угол не должен превышать 30˚, так как при больших углах резко возрастают механические потери и износ поршней вследствие действия перерезывающей силы.

Суммарный крутящий момент на валу насоса создается всеми поршнями, находящимися в фазе нагнетания:

,

где – количество поршней, находящихся в данный момент в фазе нагнетания; – мгновенное значение крутящего момента -го поршня.

Пульсация мгновенных значений момента повторяет пульсацию мгновенных значений подачи жидкости, если давление остается постоянным. Искажение происходит из-за пульсации давления. Пульсация суммарной нагрузки на наклонный диск вызвана тем, что одновременно в фазе нагнетания находится либо , либо поршней.

Максимальное значение суммарной нормальной нагрузки на наклонный диск составляет

,

минимальное значение

.

Подшипники наклонного диска и блока цилиндров аксиально-поршнево-го насоса нагружены односторонне, поскольку в фазе нагнетания находится одновременно только половина цилиндров насоса. График пульсации суммарной нормальной нагрузки на наклонный диск показан на рис. 3.5.

Рис. 3.5. Пульсация нагрузки на наклонный диск

аксиально-поршневого насоса

Для обеспечения герметичности насоса блок цилиндров должен находиться в постоянном контакте с распределительным диском. В то же время сила прижима не должна быть чрезмерной. Практически достаточно, если

.

При чрезмерном прижиме блока возможно выдавливание смазочной пленки и тепловое разрушение поверхности. При недостаточном прижиме резко возрастают внутренние утечки в насосе.

Силу, прижимающую блок цилиндров, определяют по формуле (рис. 3.6)

,

где – давление нагнетания; – площадь донышка цилиндра; – количество поршней насоса; – сила прижима от действия пружин.

Рис. 3.6. Схема сил, действующих на блок цилиндров

Силу, отжимающую блок цилиндров, рассчитывают по уравнению

,

где – площадь торца блока цилиндров, на которую действует давление в стыковом зазоре; – площадь дуговых перемычек между окнами подвода жидкости в цилиндры.

В первом приближении можно принять

,

где – площадь контакта блока цилиндров с распределителем.

Гидравлический прижим обеспечивает пропорциональность сил прижима и отжима, что невозможно при нагрузке пружиной.

Торцовый распределитель является потенциально слабым узлом насоса. Особенно чувствителен торцовый распределитель к загрязнению рабочей жидкости. Возможна также кавитационная эрозия распределителя между каналами подвода и отвода жидкости.

Пример. Определить максимальную и минимальную суммарную нагрузку на наклонный диск аксиально-поршневого насоса (см. рис. 3.5) без учета колебаний давления за насосом, если количество поршней z = 9, угол установки наклонного диска = 30°, диаметр поршня d = 12 мм, давление нагнетания р_н = 21 МПА.

Максимальная суммарная нагрузка на наклонный диск

Н.

Минимальная суммарная нагрузка на наклонный диск

Н.