Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 32
Текст из файла (страница 32)
78) и аксиально-поршневых насосов, осевые размеры параметров, определяющих баланс действующих сил, можно приближенно представить в виде (173) Ь+ Ь'=2с+)+ Ь . Ширина с канавок выбирается возможно малой, однако такой, чтобы при данном расходе утечек давление по всему параметру (длине) канавки было постоянным. Канавки должны быть расположены на минимальном расстоянии Ь" от распределительных окон цапфы, насколько зто допустимо требованиями герметичности.
Применяют также поршневые насосы и гидромоторы радиального типа с торцовым распределением (см. рис. 59), анализ работы которого приведен ниже (см. стр. 174). Плоский распределительный золотник поджимается к торцу цилиндрового блока с помощью пружин и давления жидкости. РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВОЙ НАСОС (ГИДРОМОТОР) НА БАЗЕ МЕХАНИЗМА С ШАТУНОМ БЕСКОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ (174) х=е — есозу. В соответствии с зтнм мгновенная скорость поршня ех — =аеыпу. Й Мгновенная подача д, жидкости одним поршнем насоса ех д, = — „= 1ею Мп Т, (175) где х — ход поршня при повороте цилиндра на угол у: Принцип действия поршневого пасоса, механизм которого построен на бааз кривошипного механизма с шатуном бесконечной длины, может быть иллюстрирован схемами, представленными на рис. 62. Реактивное статорное кольцо выполнено в этом насосе в виде плоского направляющего статора 1, на который опираются своими плоскими головками 2 поршни 8 насоса.
Из приведенной схемы следует, что поршень прн повороте цилиндра на угол у совершит путь Мгновенная подача всех поршней, находящихся в рабочей полости ! г (гх = ~ею ~~ зш (у+ — ); (176) это выражение справедливо для положительного значения з1п (у+ — ), Теоретическая производительность насоса с з цилиндрами кг (ыег иагега 2 (177) Пульсация (неравномерность) подачи при нулевом давлении — — з1п (у+ — ). Расчеты показывают, что для насоса с шестью цилиндрами значение ч,lг,г, = 1,045, что соответствует изменению подачи скока е †( кокало Рис. 62.
Конструктивные и расчетные схемы насоса и гнд- роыотора с шатуном бесконечно большой длины 156 на 4,5%. Для насоса же с пятью поршнями чгф, = 1,015, что соответствует изменению подачи на 1,5%. Крутящий момент гидромотора. Мгновенное значение крутящего момента, развиваемого одним поршнем гидромотора определяют по выражению М=р/ее(пу, (178) илн средний момент, раавиваемый одним поршнем, я я Г МЫу ер( Г . ер1 М,„= т -- — = — „- т з1пус(у= — —, 2я 2я (179) Учитывая, что д = 2е/, получим уравнение для среднего значения теоретического момента мотора с числом цилиндров г М = —. УР~ т 22и (180) В рассматриваемой схеме мотора крутящий момент передается на выходной вал через плоскую опору поршней, следовательно, поршни разгружаются от действия боковых сил, не считая сил трения плоских опор поршней о контактирующие с ними плоские поверхности статорного кольца и трения цилиндрового блока о распределительную цапфу.
РАДИАЛЬНО-ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ С КЛАПАННЫМ РАСПРЕДЕЛЕНИЕМ Насосы с цапфовым распределением обычно применяют до давлений 250 иГ)сие, при более высоких давлениях обычно применяют радиально-поршневые насосы с клапанным распределением, которые выпускаются на давления до 1000 иГесмх и выше. Рис. 63. Конструктивная (а) и расчетная (с) схемы насосов с экс- иентриковым (кулачковым) приводом Клапанное распределение распространено преимущественно в плуижерных насосах с кулачковым (аксцентриковым) приводом (рис. 63, а), представляющим собой модификацию рассмотренного выше насоса с кривошипным механизмом.
Заполнение насоса жидкостью происходит черен всасыватощий клапан 1 н вытеснение из цилиндра (нагнетание) — череа нагнета- тельный клапан 2. Привод поршня осуществляется эксцентричным кулачком 4, к которому поршень поджимается пружиной или иными средствами. Ось Ою вокруг которой вращается кулачок, смещена относительно его геометрической оси О, на величину эксцентрицитета, в соответствии с чем геометрическая ось (центр) О, кулачка описывает при его вращении вокруг оси Оз окружность радиусом, равным величине эсцснтрицитета е.
Поршень 2 при этом будет совершать в цилиндре возвратно- поступательные движения на величину пути 2е. Из расчетной схемы насоса, представленной на рис. 63, б, следует, что при повороте эксцентрика на угол ф по часовой стрелке плунжер, опирающийся на кулачок через ползушку, переместится на величину х, равную х = (В+ а) сова — (г+ а) — е сов ф, (181) где ф — текущий угол поворота эксцентрика. Принимая во внимание, что вал (ззо — ф) л+ а .. е — — 81пи=вшф —; в!па е ' К+а' е 1 — сов' а = ( — ) в)пз ф; (В+а ~ сова= ~/ 1 — ( ' ) в(п'ф, выражение для х можно представить в виде ( е х=(В 4-а) 1/ 1 — ( ) вшзф — (г+а-~-есовф). ~Л + а) Подставив значение г =  — е, получим х=(В+а)11/ 1 — ( ) 81п'ф — 11+е(1 — сов ф).
(182) ~Л+ а Следовательно перемещение и скорость плунжера изменяются з зависимости от угла ф поворота эксцентрика (вала), как и в ранее рассмотренных насосах, практически по закону синуса. Клапанное распределение отличается большой надежностью и долговечностью, а также высоким объемным к.
и. д. Кроме того, оно свободно от гидравлических ударов и компрессии жидкости в цилиндрах, а также пригодно для работы прн высоких температурах и давлениях. Утечка в насосах с этим распределением происходит в основном в результате перетекания жидкости через щель всасывающего клапана вследствие вапаздывания закрытия (в опускании его на седло) и открытия в момент изменения направления хода плунжера; что обусловленно в основном его инерционностью. Запаздывание закрытия всасывающего клапана приводит к тому, что я~идкость вытесняется плунжером ыа начальной части 158 нагнетательного пути не в нагнетательиую полость, а возвра- щается во всасывающую, причем запаздывание будет тем ббль- -шим, чем больше масса клапана.
Ввиду этого масса всасывающего клапана при выбранном числе оборотов определяет требуемый подпор на всасывании. Если этот подпор ограничен, то следует в аависимости от массы ограничи- вать допустимое число оборотов насоса. Для уменьшения запаздывания необходимо максимально умень- шать массу клапана, а также усиливать приводную его пружину, и уменьшать величину хода, однако это может ухудшить заполне- ние цилиндров насоса жидкостью и в особенности насосов само- всасывающего типа. Запаздывание в открытии всасывающего клапана оказывает влияние на надежность заполнения цилиндров жидкостью при ходе всасывания плунжеров и в особенности заполнения насосов регулируемой производительности при малых рабочих ходах плун- жера, при которых большое влияние оказывает мертвое простран- ство насоса.
На работу насоса отрицательно влияет также запаздывание закрытия кагнетательного клапана, которое приводит к тому, что жидкость на соответствующей этому запаздыванию части хода всасывания поршня будет поступать из нагнетательной полости насоса в цилиндр. При известных условиях может возникнуть стук клапанов, вызванный ударом нх о седло, в реаультате которого узел распре- деления выйдет из строя Стук клапана, нагруженного пружиной, обычно наступает (возникает) при совпадении числа собственных колебаний подвижных его частей с числом вынужденных колеба- ний (пульсаций) давления жидкости.
За критерий безударной работы клапана обычно принимается с) тыз, где с — жесткость пружины; т — масса клапана; ю — частота пульсаций давления. Вероятность появления указанных дефектов в работе клапанов повышается с увеличением числа оборотов. Опыт показывает, что при рациональном подбора параметров клапана можно обеспечить надежную его работу при числе оборотов вала до 6000 — 8000 в минуту. С целью снижения сопротивления потоку жидкости скорость течения масла через всасывающий клапан выбирают примерно 1,5 м!сел и лишь при применении маловязких масел — до 3 м!сел.
Следует отметить, что насос с клапанным распределением не может быть использован в качестве гидромотора. Кроме того, подобный насос не допускает изменения направления вращения. Многоцилиндровые насосы етого типа выпускаются преимущественно с звездообразным расположением цилиндров (рнс. 64) и реже — с расположением в ряд по осн вала (рис. 65). Рис. 64. Схема зксцентрикового насоса с звездообразным расположением цилиндров Рис. 66.
Схема зксцентрпкового насоса с рвдным располонсенпем цилиндров Прн звездообразном расположении цилиндров их оси пересекаются в общем центре. Для снижения контактного давления поршней 1 на кулачок Л применяются полвушки (башмаки) 2. Для уменьшения контактных напряжений в башмаках поршня применяют гидравлическую разгрузку (см. рис. 43). 11асосы изго- Рис. 66. Эксцентриковый насос, построенный на базе меха- низма с латуиом бесконечнои длины товляют в одно- и многорядном исполнении. Применять более пяти рядов не рекомендуется, так как это приводит к большой длине зксцентрикового вала, что ухудшает его жесткость.
Эксцентриковые насосы с клапанным распределением строятся также на базе кривошипного механизма с шатуном бесконечной длины (рис. 66, см. также стр. 155). На эксцентричной шейке приводного вала 4 помещен роликовый подшипник б, внешняя поверхность которого выполнена в виде призматического элемента, к плоским граням которого привсимаются с помощью пружин поршни 2. Жидкость поступает внутрь полых поршней и вытесняется имн в полость нагнетания через шариковые клапаны 1 и 8. Размещение всасывающего клапана 8 в поршне улучшает режим всасывания, поскольку сила инерции клапана при движении поршня в этом режиме способствует его открытию.
Толщина стенок поршней выбирается такой, чтобы расширение их под действием давления жидкости способствовало герметизации при высоких давлениях. Отключением одного или нескольких цилиндров, осуществляемым изъятием поршней, можно соответственно снижать расход, однако при этом повышается неравномерность подачи. Эксцеитриковые насосы е клапанно-щелевым распределением Так как всасывающие клапаны лимитируют число оборотов насосов, прт1меняют насосы с клапанно-щелевым распределением, в котором всасывание осуществляется через специальные окна (щели) в стенках цилиндров, клапаны же устанавливаются лишь в нагнетательной полости цилиндров.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
