Из сказанного ясно, что ротор не должен иметь никакой осевой фиксации помимо упора в торец золотника.

ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ УСЛОВИЯ КОНТАКТА ПЛУНЖЕРА И

ШАЙБЫ

В действительности плунжер заканчивается не острием, а сферой того или иного радиуса, и точка контакта плунжера и шайбы только в частном случае будет лежать на оси плунжера; вообще же она смещена с этой оси, причем величина и направление этого смещения Δ=R_сфcosφ зависят от геометрии плунжера, шайбы и от углов наклона шайбы и поворота ротора.

Сила реакции наклонной шайбы приложена в точке действительного контакта плунжера и шайбы, нормальна к поверхности шайбы и проходит через центр сферы, образующей головку плунжера.

Рис. 15. Действительная точка контакта плунжера с наклонной шайбой и направление реакции наклонной шайбы.

Как видно из рис. 15, при данных углах φ и γ точка контакта плунжера и шайбы смещается относительно оси плунжера при α = 0в направлении от оси ротора, а при α=180° — в направлении к оси ротора (по сравнению с нейтральным положением шайбы). Увеличение угла γ увеличивает эти смещения.

Смещение точки контакта с оси плунжера при обычных углах φ и γ незначительно влияет на кинематику насоса, но изменяет расстояние между силой реакции шайбы и осью качания шайбы по сравнению с расстоянием, которое получается, когда точка контакта лежит на оси плунжера. Следовательно, смещение точки контакта повлияет на величину момента М_У’_У”, действующего на наклонную шайбу. Сила реакции шайбы всегда проходит через центр сферы головки плунжера. силы реакции и ее составляющих не изменяются, но изменяется расстояние от этих сил до центра тяжести плунжера и, следовательно, величины создаваемых ими моментов (по сравнению с расстоянием и моментами, когда точка контакта лежит на оси плунжера).

Раскачивающее действие силы реакции шайбы на плунжер сохраняется, так как и в этом случае сила реакции поворачивается относительно цилиндра по мере поворота ротора вокруг своей оси.

КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПЛУНЖЕРНЫХ

НАСОСОВ

Плунжер

Головка плунжера, как указывалось, делается сферической. Радиус сферы головки не может быть назначен произвольно.

Для того чтобы точка контакта плунжера с шайбой находилась постоянно в пределах сферы головки, необходимо обеспечить следующее соотношение (рис. 15):

(43)

Конусная шайба позволяет увеличить R_сф по сравнению с плоской шайбой.

Рис. 16. К расчету головок плунжеров на смятие.

Сферические головки плунжера рассчитываются на смятие от контактных напряжений (рис. 16).

При плоской или конусной наклонной шайбе напряжение смятия определяется следующей формулой:

(43)

где Р₆ — сила реакции наклонной шайбы; D— диаметр сферы, образующей головку плунжера; (μ — коэффициент Пуассона; Е— модуль упругости материала.

Если Е₁=Е₂ и μ₁ = μ₂ = 0,3, то

(43)

В конструкциях со стальными плунжерами и шайбами контактные напряжения могут достигать σ_мах = 200 МПа.

Если и шайба имеет сферическую поверхность, то расчет ведут по наиболее общей формуле:

(44)

где D₁ — диаметр сферы наклонной шайбы.

При Е₁=Е₂ и μ₁ = μ₂ = 0,3

(44)

Если контактные напряжения оказываются слишком большими, то приходиться увеличивать диаметр сферы головки плунжера D но, как отмечалось выше, он ограничен условиями контакта плунжера с шайбой

Эффективное уменьшение контактных напряжений получается при изготовлении плунжера с шарнирной головкой-пятой (рис. 17).

Рис. 17. Плунжер с шарнирной головкой- пятой

В процессе работы такая головка стремится установиться так, чтобы нормаль к точке контакта сферических поверхностей головки и шайбы проходила через центры сферы наклонной шайбы и пяты головки. В этом случае получаются большая опорная поверхность и меньшие напряжения. Кроме того, при такой конструкции можно подобрать хорошо работающие пары материалов для головки и шайбы. Однако в целом конструкция насоса усложняется. В частности, требуется сепаратор, удерживающий головки от перемещений под действием сил инерции или массовых сил.

Боковая поверхность плунжера. Силы, действующие нормально к оси плунжера, вызывают изгиб и перекос плунжера и смятие его боковой поверхности, а также рабочей поверхности цилиндра ротора.

Этими силами являются:

- кориолисова сила инерции Р₅;

- нормальная составляющая центробежной силы инерции Р₃^п ;

нормальная составляющая силы реакции шайбы Т. Сила Р₅ становится максимальной при угле поворота ротора α = 90°, а силы Р₃ⁿиТ при α =180°. Кориолисова сила инерции играет в данном случае сравнительно небольшую роль; при α =180° силы Р₃ⁿиТ имеют максимальные значения, расположены в плоскости, проходящей через ось плунжера и ось вращения ротора и действуют в одном направлении. При этом опорная поверхность плунжера в цилиндре минимальная и точки приложения сил Р₃ⁿиТ наиболее удалены от середины опорной поверхности. Поэтому расчет боковой поверхности плунжера и цилиндра на смятие можно производить при α =180°. При этом угле скорость плунжера равна нулю и кориолисова сила инерции отсутствует.

На рис. 18 показаны схемы определения длины опорной поверхности плунжера, приложения нагрузки и эпюры давления на опорной поверхности.

Рис. 18. К расчету боковой поверхности плунжера: а — определение длины опорной поверхности плунжера; б — схема приложения нагрузки; в — нагрузка на плунжер; г — нагрузка на цилиндр; д — равнодействующая нагрузка на плунжер

максимальное давление К_тaх на опорную поверхность плунжера. Перенесем силы Р₃ⁿ и Т, а также момент М_ц в середину опорной поверхности плунжера.

Считаем, что плунжер является абсолютно жестким, а цилиндр — упругим основанием. Поэтому при весьма малом зазоре между плунжером и цилиндром, можно считать, что:

- усилия Р₃ⁿ и Т, приложенные к плунжеру, воспринимаются равномерно распределенной нагрузкой q₁;

- момент М_ц от усилий, приложенных к плунжеру, воспринимается равномерно убывающей погонной нагрузкой q₂, действующей на опорной поверхности плунжера, как показано на рис. 18. Тогда равномерно распределенная нагрузка q₁ будет равна:

(45)

Погонная нагрузка q₂ изменяется по линейному закону от q_2max до нуля. Величину q_2max можно найти, приравняв момент, создаваемый погонной нагрузкой q₂, моменту М_ц. Равнодействующая односторонней погонной нагрузки q₂ будет равна

(46)

а расстояние (плечо) между равнодействующими противоположно расположенных погонных нагрузок будет равно 2/3l_оп. Тогда

(47)

откуда

(48)

Максимальное значение погонной нагрузки, приложенной к плунжеру под действием сил и момента

(49)

Максимальное давление смятия под действием этих нагрузок

(50)

где l_оп = Л–L’+l’— длина опорной поверхности плунжера;

Л—расстояние от вершины конуса плунжеров до торца цилиндра;

L’— расстояние от вершины конуса плунжеров до центра сферы плунжера;

l’ — расстояние от центра сферы плунжера до его торца.

Для цилиндра нагрузка будет иметь такую же величину, но противоположно направленную.

В выполненных конструкциях насосов (плунжеры из легированной стали, цилиндры — бронзовые) величина максимального давления смятия находится в пределах K_mах= 10÷15 МПа.

Изгибные напряжения в плунжере обычно не проверяют, так как они невелики.

Пружина плунжера

Если в течение хода нагнетания плунжеры прижимаются к наклонной шайбе высоким рабочим давлением жидкости, то в течение хода наполнения контакт между плунжерами и шайбой должен быть обеспечен пружинами. Сила пружины Р₁ вместе с осевой составляющей центробежной силы Р₃^ОС инерции плунжера постоянно должна превосходить суммарную силу, противодействующую контакту плунжера с шайбой (рис. 19).

Рис. 19. К расчету пружины плунжера

Эта последняя состоит из силы Р_ш давления жидкости на плунжер со стороны полости наклонной шайбы и силы трения Р_тр между плунжером и цилиндром. На плунжер еще действует сила инерции Р₄ в относительном движении, которая на участке от α = 0° до α = 90° направлена против усилия пружины и стремится оторвать плунжер от шайбы, а на участке от α = 90° до α = 180° направлена в ту же сторону, что и усилие пружины и поддерживает контакт плунжера с шайбой; максимальных значений эта сила достигает при α = 0° и 180°

Таким образом, для обеспечения надежного контакта между плунжером и шайбой в период наполнения необходимо выполнить условие

 

(51)

Пружину следует проверять в двух случаях: при α = 0° и при α = 180°

При α = 0°

(52)

При α = 180°

(53)

Силу трения можно определить:

(54)

где μ— коэффициент трения для конкретных условий работы.

 

Опоры корпуса наклонной шайбы

 

Сила N воздействия плунжеров на наклонную шайбу воспринимается опорами корпуса шайбы А и Б (см. рис. 14). Если пренебречь смещением точки приложения силы N к оси плунжера, то, пользуясь обозначениями на рис. 14, можно следующим образом вычислить реакции опор корпуса плоской шайбы от одного плунжера при данном угле а поворота ротора:

(55)     (56)

Суммируя реакции от всех плунжеров с учетом их фазового сдвига, можно найти полные реакции опор корпуса шайбы. По максимальному значению реакции можно оценить работоспособность опор конкретных размеров и конструкции.

 

Опорная поверхность золотника

 

Наполнение цилиндра и нагнетание жидкости происходит через специальные окна распределительного золотника (рис. 20)

Рис. 20. К расчету поверхности золотника

 

Для нормальной работы насоса необходим постоянный плотный контакт между торцами ротора и золотника.

Ротор будет прижиматься к золотнику силами давления жидкости на дно цилиндров, находящихся в полости нагнетания, и усилиями пружин плунжеров. Суммарную силу можно условно записать:

(57)

Где z'— минимальное количество цилиндров, находящихся в полости нагнетания;

F_пл — полное сечение цилиндра.

Ротор будет отжиматься от золотника давлением жидкости в нагнетающем окне и давлением р_оп на опорной поверхности золотника.

Сила, отжимающая ротор от золотника, может быть условно записана так:

(58)

где F_ок — полная площадь выходного окна золотника; F_оп — опорная поверхность золотника за вычетом площадей окон входа, выхода, и других отверстий.

 

Чтобы обеспечить надежный контакт ротора с золотником, необходимо, чтобы

(59)

Давление на опорной поверхности золотника р_оп не должно быть слишком большим во избежание полного выжимания жидкости, появления сухого трения и значительного износа деталей или появления трещин на их контактных поверхностях.

В современных топливных плунжерных насосах давление на опорную поверхность золотника находится в пределах р_оп = 1,3÷2 МПа, при рабочих давлениях р_н=9 ÷10 МПа.

Из сказанного ясно, что ротор не должен иметь никакой осевой фиксации помимо упора в торец золотника.

 

Размеры и расположение окон золотника

 

Ширина окон золотника соответствует диаметру отверстия d₁ соединяющего цилиндр с золотником. Расстояние δ между окнами входа и выхода должно быть не меньше диаметра соединительного отверстия

(60)

Это необходимо для предотвращения перетекания жидкости из полости выхода в полость входа; разность размеров d₁ и δ должна быть незначительной во избежание запирания жидкости в цилиндре на этом участке золотника.

Рис. 21. Борьба с запиранием жидкости в плунжерном насосе: 1—окно входа; 2—окно выхода; 3—клапан компенсатор. (Стрелкой показано направление вращения ротора)

Когда цилиндр проходит перемычку золотника между полостями входа и выхода, нагнетающее движение плунжера начинается чуть раньше, чем соединительное отверстие ротора насоса сообщится с полостью выхода. Поэтому в цилиндре происходит резкое увеличение давления жидкости, значительно превосходящее номинальное давление за насосом, что вызывает увеличение нагрузки на детали насоса.

Для предотвращения компрессии окна золотника немного смещают в направлении вращения, а ширину перемычки делают чуть меньше диаметра канала, соединяющего золотник с цилиндром (рис. 21а).

При этом цилиндр, пройдя полость входа, соединяется с полостью выхода не позднее, чем плунжер займет крайнее верхнее положение в цилиндре, и не разъединится с полостью выхода раньше, чем плунжер займет крайнее внутреннее положение.

Другой способ борьбы с запиранием жидкости состоит в том, что на перемычке золотника между полостями входа и выхода делается небольшое отверстие (см. рис. 21б), сообщающее цилиндр с дополнительной полостью, которая перекрыта клапаном-компенсатором.

На клапан-компенсатор действует, с одной стороны, давление в нагнетающей магистрали за насосом, а с другой — давление в цилиндре.

В момент, когда плунжер начинает ход нагнетания, полость цилиндра еще разобщена перемычкой золотника с полостью нагнетания, давление в цилиндре резко возрастает и превышает давление нагнетания. При этом клапан-компенсатор перемещается вверх, а топливо частично выходит из полости цилиндра в полость компенсатора и давление в цилиндре снижается до номинальной величины. Вслед за этим цилиндр сообщается с пол­стью выхода и насос продолжает нормальную работу. В это время следующий цилиндр соединяется через отверстие в перемычке с полостью входа и топливо из компенсационной полости под давлением в полости выхода вытесняется в этот цилиндр и через него—в полость входа. Затем второй цилиндр отходит от полости входа, в нем начинается ход нагнетания и процесс повторяется.

Такие способы борьбы с запиранием связаны с дополнительной потерей жидкости, но зато обеспечивают длительную работу агрегата без повреждения деталей.

 

Подшипник наклонной шайбы

 

Рабочая поверхность шайбы опирается обычно на подшипник качения, с которого нагрузка от плунжеров передается на цапфы корпуса шайбы. Цапфы расположены обычно в подшипниках скольжения.

Нагрузка к подшипнику шайбы и к цапфам приложена несимметрично (рис. 22). Кроме того, центр давления на подшипник колеблется около оси качания шайбы вследствие вступления цилиндров (в полость выхода и выхода из нее, а центр подшипника смещается с оси качания шайбы при наклоне последней.

Рис. 22. Схема приложения нагрузки к подшипнику наклонной шайбы: 1—полость входа; 2—полость выхода; 3—золотник; 4—подшипник наклонной шайбы; 5—центр давления на подшипник

К тому же усилие, действующее на подшипник, переменно по величине. Такой характер нагрузки уменьшает работоспособность и долговечность подшипника, на которые существенное влияние оказывают даже малые эксцентриситеты приложения нагрузки.

Поэтому обыкновенные радиальные шарикоподшипники непригодны для наклонной шайбы. Длительная работа насоса обеспечивается установкой наклонной шайбы на упорный шарикоподшипник с соответствующим смещением оси подшипника относительно оси ротора.

Для подбора подшипников при эксцентричной нагрузке приходится увеличивать запас подшипника по коэффициенту работоспособности в сравнении, с обычным расчетом.

 

123

---

Дата добавления: 2016-06-29; просмотров: 1556;

---