Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 28
Текст из файла (страница 28)
54. (т) „,, „= О; см. выражение мости к. (148)). На рис. 54, в представлена кривая принципиальной зависимости механического к. п. д. мотора от скорости (оборотов) выходного вала. Опыт показывает, что нри качественном изготовлении гидромоторов поршневых типов можно обеспечить удовлетворительную равномерность угловой скорости н устойчивость ее под нагрузкой при числе оборотов п = 5 —: 10 об(агин. При некоторых малых оборотах наблюдается нарушение равномерности вращении, причиной которого является в основном пульсация потока жидкости, обусловленная синусоидальным изменением скорости поршня и развиваемого им момента (см.
стр. 147), а также колебаниями силы трения. Полный к. п. д. Полный к. п. д. насоса или гидромотора равен отношению отдаваемой мощности к подводнмой. Значение этого к. п. д. вычисляется обычно как произведение объемного Ч,б и механического Ч„ к. п. дл (149) Чнох ЧабЧм 0н бмн ДЛЯ Н СОСа Ч„. Чоб, нЧм х. — ' (СМ. ВЫРажЕ- нр. н ния (133) и (145)) показывает, насколько мощность, соответствующая фактической производительности (тн насоса, меньше приводной моЩности ттт„р , 'ДлЯ гиДРомотоРа полный к. п.
Д. т(„,„м= 'нх, м ~~ оф — — !см. выражения (137) и (147)! показы'ннод , м вает, насколько мощность, соответствующая подводимому к мотору расходу жидкости 9„„д под рабочим давлением, меньше эффективной мощности Л',~ на выходном валу гидромотора. На рис. 54, г показана зависимость объемного т1об и полного к. п. д. типового пластинчатого насоса от давления жидкости. При определении влияния вязкости масла на полный к. п.
д. следует учитывать, что повышение вязкости масла до известных пределов сказывается на объемном к. п. д. (см. стр. 130) положительно, однако наряду с этим повышение вязкости отрицательно сказывается на механическом к. и. д, и увеличивает гидравлическое сопротивление трубопроводов. Поэтому для получения максимального полного к.
п. д. наиболее приемлемой будет такая величина вязкости, при которой суммарные (объемные и механические) потери будут минимальными. Обычно полнып к. и. д. насосов, применяемых в гидравлических системах машин, колеблется от 0,75 до 0,94, причем более высоким к. п. д. обладают поршневые насосы; средний по величине к. п. д. имеют пластинчатые (шнберные) насосы, и к. п. д., изменяющийся от среднего до низкого, имеют шестеренные и винтовые насосы. НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ ПОРШНЕВЫХ ТИПОВ В современных гидросистемах высоких давлений (до 700 кГ7дмэ) применяют преимущественно роторные поршневые насосы и гидромоторы.
Различают роторные радиально-поршневые насосы с радиальным относительно оси вращения ротора расположением цилиндров и роторные аксиально-поршневые насосы с аксиальным относительно оси вращения цилиндрового блока расположением 137 цилиндров. В первых насосах движение поршней происходит в одной плоскости, во вторых — в пространстве. Радиальные насосы более громоздки, чем насосы аксиальные, и имеют более высокие моменты инерции вращающихся частей, поэтому они менее приемистые и более тихоходны.
Аксиальное расположение цилиндров предпочтительнее для высоких скоростей н малых крутящих моментов, радиальное— для больших крутящих моментов (до 500 кГм и выше) и малых скоростей, минимальное значение которых доводят до 5 об1мнн и ниже. Аксиальные насосы, и в частности насосы средней мощности 20 — 50 л. с.), имеют перед радиальными весовые преимущества: вес их при всех прочих равных условиях меньше веса радиальных примерно в 2 раза. Основными уалами всех насосов поршневых типов являютсн механизм подачи и узел распределения жидкости; у насосов регулируемой производительности к ним относится также механизм регулирования.
Механизм подачи поршневого насоса обеспечивает воззратнопоступательное движение поршней (вытеснителей). Обычно эти механизмы построены на базе кривошипно-шатунных или кулисных механизмов. Узел распределения жидкости обеспечивает питание цилиндров жидкостью в процессе хода всасывания и вытеснение ее при рабочем ходе в нагнетательную магистраль и узел регулирования — изменение величины и направления подачи жидкости.
РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ Радиально-поршневой насос состоит из посаженного на цапфу 5 цилиндрового блока 1 с звездообразным расположением цилиндров (рнс. 55, а), а также смещенного на величину е относительно блока статорного кольца 8, помещенного в игольчатом подшипнике 4. При работе агрегата в качестве насоса поршни 2 связываются со статором 8 при помощи различных механических устройств или пружин, помещенных в цилиндры, а также при помощи давления жидкости, подаваемой вспомогательным насосом (насосом подкачки).
Во многих конструкциях радиальных насосов центробежная сила поршней обеспечивает самовсасывание, поэтому она должна быть достаточной для того, чтобы преодолеть действующие силы сопротивления. Для обеспечения этого масса поршня должна быть соответствующей величины. Расчеты и опыт показывают, что диаметр поршня насоса этого типа не должен быть меньше 16 мм при т000 об!мин и 22 мм при 750 об!мин. Поршни под действием давления жидкости и центробежной силы прижимаются к статорному кольцу 8, вступая с ним во фрикционное взаимодействие, в результате чего последнее будет следовать за ротором с угловой скоростью, практически равной угловой скорости последнего. Благодаря наличию роликов 4 практически устраняется при вращении цилиндрового блока 1 трение скольжения поршней о статорное кольцо.
В радиальных насосах в основном применяется цапфовое распределение жидкости, которое осуществляется череа распределительные окна а и Ь (рис. 55, б), выполненные в цапфе б, с которыми поочередно соединяются при вращательном движении цилиндры ротора 1. Окна и и Ь через осевые каналы в цапфе соединяются с внешними всасывающим и нагнетающим трубопроводами. г з аз Рис.
55. Схема радиально-поршиееого насоса (а] и его рас- пределительной цапфы (о) При ходе поршней от центра жидкость при вращении блока (ротора) 1 в направлении стрелки (си. рис. 55, а) будет засасываться поршнем через окно а, а при ходе к центру — вытесняться (нагнетаться) через окно Ь. При переходе поршней через нейтральное положение (вертикальную ось) каналы цилиндров перекрываются уплотнительной частью (перевальной перемычкой) Й распределительной цапфы б (см. рис. 55, б).
Величина хода поршней равна двойной величине эксцентрицитета е. При работе агрегата в качестве гидромотора поршни во время рабочего хода перемещаютсл от центра под действием рабочего давления жидкости, поступающей от источника питания (насоса), и во время нерабочего (холостого) хода †центру вследствие эксцентричного расположения ротора 1 относительно статора о.
Применяют также торцовое распределение (см. стр. 59). Объемный к. и. д. радиально-поршневых насосов при номинальном режиме работы равен от 0,96 — 0,98 и выше; механический к. п. д. — равен от 0,80 до 0,95. 139 пй «2 д=фг= —, 4 (150) яве где 1' = — — площадь поршня; 4 я и и — диаметр и ход поршня; г — число поршней. Учитывая, что ход поршня равен двойному эксцентрицитету: й = 2е, получим лев д = — — 2ез, (151) Теоретическая производительность в минуту ПРеек (),=ди = (152) где и — число оборотов в 1 мин. Величина и реверс подачи жидкости регулируются изменением величины и знака эксцентрицитета е.
В схеме (см. рис. 55) зто достигается смещением корпуса 6 со статором относительно оси цилиндрового блока 1. Число оборотов гидромотора. Соединив трубопроводом два поршневых насоса, получим схему поршневого привода (трансмиссии) ротативного (вращательного) действия (см. рис. 3). Теоретическое число оборотов гидромотора подобного привода и „,„ получим, приравняв значения расчетных минутных расходов (производительностей) насоса и мотора, вычисляемых по формуле (152): е„ Инг„ е„ и =и — — =и — й л.~ оР не л не м а'. ем м (153) 140 Радиально-поршневые насосы и гидромоторы изготовляют мощностью до 3000 квт и выше с расходом жидкости до 8000 л1мин.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
