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 рн = 21 МПА.
Максимальная суммарная нагрузка на наклонный диск
Н.
Минимальная суммарная нагрузка на наклонный диск
Н.
Дата добавления: 2020-02-05; просмотров: 692;