АКСИАЛЬНЫЕ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ

Насосы с аксиальным (или близким к аксиальному расположением цилиндров относительного оси вращения ротора) и с пространственным механизмом передачи движения к поршням получили название аксиальных роторно-поршневых насосов или насосов с наклонным диском (шайбой).

Кинематической основой этих насосов является видоизмененный кривошипно-шатунный механизм (рис. 1,а), в котором цилиндр 3 при повороте кривошипа 2 вокруг оси 1 совершает здесь перемещения по вертикали (в плоскости чертежа), двигаясь параллельно самому себе и сохраняя горизонтальное положение своей оси. Поршень же перемещается в цилиндре (вдоль оси последнего) и одновременно по вертикали вместе с цилиндром.

Рис. 1. Кинематическая схема аксиального роторно-поршневого насоса

Перемещение поршня 4 за время поворота кривошипа 2 на угол равно

,

где – длина кривошипа.

Очевидно, что перемещение поршня при повороте кривошипа на угол = 180º С составит

.

Схема принципиально не измениться, если плоскость вращения кривошипа повернуть вокруг вертикальной оси относительно прежнего положения на некоторый угол , меньший 90º ( = 70 … 80º). В этом случае схема превратиться в пространственную, а следовательно, цилиндр для сохранения прежней кинематики поршня (параллельности своей оси при повороте кривошипа) должен перемещаться в пространстве по следу проекции точки внешнего конца кривошипа на плоскость, перпендикулярную оси цилиндра (рис. 1,б).

При этом ход поршня равен

. (1)

Поскольку перемещение цилиндра по подобной траектории практически неосуществимо, эту траекторию заменяют окружностью, описанной радиусом , внося тем самым при расчете по последней формуле некоторую неточность.

Взяв вместо одного несколько цилиндров, расположенных по кругу (подобно револьверному барабану) и заменив кривошип шайбой (диском) 5 (рис. 2), ось которой наклонена относительно оси блока цилиндров 2 на угол , получим принципиальную схему рассматриваемого поршневого насоса.

Рис. 2. Аксиально-поршневой насос

Насос состоит из блока цилиндров (барабана) 2 с поршнями 3, связан-ными при помощи шатунов 4 с наклонной шайбой 5, угол наклона оси кото-рой относительно оси блока цилиндров определяет величину хода поршней.

В рассматриваемой схеме подобных насосов блок цилиндров вращается вокруг своей оси, что упрощает распределение жидкости, которое обычно осуществляется через серпообразные окна и (рис. 3; см. также рис. 2), выполненные в опорно-распределительном диске 1 и (отверстия) каналы 7 блока цилиндров 2. В мертвых положениях поршней (соответствует положениям в плоскости чертежа) отверстия 8 каждого цилиндра перекрываются нижней и верхней распределительными перемычками, расположенными между распределительными окнами и , ширина которых несколько превышает размер канала 7 (3 на рис. 3).

Рис. 3. Узел распределения жидкости аксиально-поршневого насоса

Применяются также насосы с цапфовым и клапанным распределением жидкости.

Приводной вал (и соответственно диск 5) связан с блоком цилиндров 2 при помощи универсального шарнира (кардана) 6.

Получили распространение также аксиальные роторно-поршневые насо-сы с бескарданной связью блока цилиндров с наклонной шайбой, применение которых позволяет уменьшить диаметр блока цилиндров, а также улучшает вибрационные характеристики насоса. Схема подобного насоса приведена на рис. 4.

Рис. 4. Схема бескарданного аксиального роторно-поршневого насоса

Связь ведущего наклонного диска с блоком цилиндров осуществляется лишь с помощью поршневых шатунов .

В насосе, схема которого представлена на рис. 5, а, отсутствует как карданная, так и шатунная связь наклонного диска с поршневым блоком. Поршни насоса выполнены в виде плунжеров 2, связанных с наклонной шайбой 4 при помощи пружин 1, которые опираются о шайбу своими сферическими концами или через промежуточный башмак (см. рис. 5, б). Применение такого башмака позволяет снизить контактное давление по стыку плунжера с шайбой.

Рис. 5. Схема бесшатунного аксиального роторно-поршневого насоса

Распространенное число поршней = 7 … 9; максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы 20º. Увеличение этого угла сопровождается ростом боковой силы, прижимающей поршень к стенке цилиндра. Число оборотов насоса 500 – 700 в минуту для насосов большой мощности и 4000 в минуту для насосов малой мощности. Ресурс насосов при работе под нагрузкой составляет от 4000 до 10000 ч и более. Лучшие зарубежные образцы насосов имеют ресурс до 16000 … 18 000 часов.

Насосы и гидромоторы с аксиальным расположением цилиндров применяются для работы при давлениях до 35 МПа и реже – до 70 МПа. Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отраслей промышленности (для прокатных станов и др.), достигает 4000 … 4500 при давлении 21 … 28 МПа.

Насосы и гидромоторы этих типов имеют высокий объемный кпд, который для большинства моделей равен 0,97 – 0,98. Они обладают также наиболее высокими массовыми характеристики (большой удельной мощностью) и малыми габаритами. Масса некоторых насосов этого типа мощностью 8,8 составляет всего 1 .

Подача насоса.

Для упрощения расчетов допускаем, что оси шатунов и поршней совпа-дают и шатуны перемещаются параллельно самим себе, а центры их внешних шарниров описывают окружности вокруг оси блока цилиндров (рис. 6). Из этой схемы следует, что проекция линии, соединяющей центры точек касания плунжера и наклонной шайбы (или опорных башмаков , см. рис. 7, б) на плоскость, перпендикулярную оси вращения цилиндрового блока, является
окружностью.

Рис. 6. Расчетная схема аксиального роторно-поршневого насоса

При принятом допущении выражение для определения теоретической подачи насоса запишется в виде

; (2)

, (3)

где и – диаметр и число поршней; – рабочий ход поршня; – диаметр окружности, на которой расположены центры цилиндров; – угол между осями блока цилиндров и наклонной шайбы.

Очевидно, при расчете по формулам (2) и (3) подачи насоса, схема которого представлена на рис. 2, будет допущена ошибка, поскольку будет нарушена параллельность шатунов оси блока цилиндров в крайних положениях поршней при или иначе, расстояние между осями заделки шатунов 4 в наклонном диске 5 не будет равно диаметру окружности, на которой расположены оси (центры) цилиндров. Оси цилиндров в этом случае перемещаются при вращении блока цилиндров по окружности, в то время как проекции окружности центров гнезд шайбы, в которых заделаны шатуны поршней, на плоскость, перпендикулярную оси блока цилиндров, является эллипсом. В результате шатуны будут совершать качательные движения. Угол качания шатунов зависит от их длины и угла наклона шайбы . Очевидно, что это отразится на кинематике движения и величине хода поршня.

Анализ показывает, что ошибка в величине хода поршня, вычисленная для мертвых точек механизма при угле наклона шайбы до 20º, составляет небольшую величину (порядка 0,01 … 0,02 мм). Ошибка, обусловленная смещением от оси цилиндра точки контакта с наклонным диском поршня со сферической головкой (см. рис. 5, а) также имеет небольшую величину.

Максимальное значение величины хода поршня для схемы, представленной на рис. 2, определится по выражению

, (4)

где – диаметр окружности, по которой заделаны шатуны в наклонном диске; обычно .

Поскольку угол в рассматриваемых насосах не превышает 20º, расчеты, произведенные по любому из приведенных выражений, не вносят существенной погрешности, однако расчет насоса, схема которого представлена на рис. 6, целесообразно производить по выражения (2) и (3).

Рассматриваемые насосы выпускаются как регулируемой, так и нерегулируемой подачи. Регулирование подачи осуществляется изменением угла между осями шайбы 5 и блока цилиндров 2 (см. рис. 2), которое осуществляется либо изменением положения последнего при неизменном положении оси шайбы (рис. 7), либо наоборот (рис. 5). Регулирование и реверсирование насоса, представленного на рис. 5, осуществляется изменением угла наклона ведущей шайбы 4 относительно блока цилиндров 1, производимого при помощи тяги 3. Поворот блока цилиндров насоса, схема которого представлена на рис. 7, а, осуществляется на цапфах , через которые подводится жидкость к блоку цилиндров и отводится от него.

Рис. 7. Схемы:

а – аксиального роторно-поршневого насоса с поворотным блоком цилиндров;

б – механизма регулирования подачи насоса

На рис. 7, б представлена гидравлическая схема механизма поворота блока насоса. При смещении (ручном или автоматическом) плунжера 1 жидкость поступает в один из силовых цилиндров 2 или 5, поршни которых через коромысло 3 осуществляет поворот люльки 4 насоса, несущий блок.

Момент сопротивления при повороте люльки определяется суммой моментов сил давления жидкости на поршни насоса и сил трения в подвижных его деталях, центробежной силы подвижных деталей поршневой группы, сил инерции масс, обусловленных ускорением, а также момента, обусловленного вязким трением при движении в жидкой среде частей, связанных с люлькой.

Момент от сил давления жидкости на поршни имеет знакопеременный характер с частотой ; по своей величине от не превышает 1 … 2 % общего момента на люльке, ввиду чего им обычно пренебрегают. Моменты вязкого и механического трения зависят от различных факторов (характеристики и давления жидкости, качества изготовления деталей и др.).

При расчете следует также учесть, что поскольку при значение плеч , результирующий момент от центробежных сил поршней и шатунов действует в сторону увеличения угла наклона люльки.

Во многих случаях осуществляют автоматическое регулирование расхода в зависимости от давления жидкости. Для этого жидкость из нагнетательной полости насоса подводится в цилиндр (рис. 8, а) регулирующего устройства, поршень которого с одной стороны (противоположной той, на которую действует давление жидкости) нагружен пружиной. При известной величине давление жидкости преодолевает усилие пружины, в результате поршень перемещается, уменьшая при этом угол наклона шайбы насоса.

График подачи и мощности такого насоса в функции давления представлен на рис. 8, б.

а) б)

Рис. 8. Схема (а) и характеристики (б) аксиального роторно-поршневого насоса с автоматическим регулированием подачи

Равномерность подачи жидкости. Мгновенная подача жидкости одним поршнем насоса определится по выражению

,

где – мгновенная скорость движения поршня в цилиндре; – площадь поршня.

При повороте кривошипа на угол перемещение поршня при принятых выше допущениях можно определить по формуле (1) при . На основании этой формулы выражение для текущей скорости движения поршня в цилиндре будет иметь вид

. (5)

Заменив здесь и , получим:

, (6)

где – текущий угол поворота блока цилиндров; – радиус окружности центров цилиндров; – угловая скорость.

В соответствии с последним выражением мгновенная подача одним поршнем равна

, (7)

где – площадь поршня.

Следовательно, при принятых допущениях будем иметь синусоидальный закон изменения подачи одним поршнем насоса.

Так как вытеснение жидкости производится поршнями всех цилиндров, соединенных в текущее мгновение с нагнетательной полостью, суммарная мгновенная подача составит

, (8)

где – текущие углы поворота каждого из цилиндров насоса относительно нейтрального (мертвого) положения.

Таким образом, в многопоршневом насосе будет иметь место пульсация подачи. Для ее уменьшения до приемлемых значений применяются насосы, имеющие 7 или 9 поршней.

Максимальная относительная скорость движения поршня соответствует углу , определяемому из выражения

или .

Для соблюдения этого равенства значение должно равняться нулю, что соответствует углу .

Крутящий момент. Из схемы кривошипного механизма, представленной на рис. 1, следует, что усилие от давления жидкости на поршень можно разложить на касательную составляющую , служащую мерой текущей величины крутящего момента, преодолеваемого в насосе, и на радиальную составляющую , направленную по оси кривошипа.