Материал: Гидропневмопривод специальных технических систем. Учебное пособие. Бородкин В.В., Болдырев А.И

3.4. Пластинчатые насосы.

Благодаря малым габаритным размерам, удобству встраивания и высокому КПД пластинчатые гидронасосы широко применяют в гидроприводах станков и других машин-орудий. Особенно распространены пластинчатые нерегулируемые насосы двукратного действия для давлений 7 - 14 МПа, отличающиеся большой надежностью.

Основными частями простейшего пластинчатого насоса однократного действия (рис. 3.9) являются вращающийся ротор 1 помещенный с эксцентриситетом е в неподвижном кольце статора 2. В пазах ротора находятся пластины 5, способные при вращении перемещаться радиально. Их наружные концы скользят по окружности R_с статора. В статоре прорезаны окна 4 и 5, соединенные с подводящей и отводящей линиями. Дуги перемычек между окнами 4 и 5 соответствуют угловому шагу между пластинами 2 /2 (где z - число пластин).

Рис. 3.9. Схема пластинчатого насоса однократного действия

Рабочий объем пластинчатой машины определяется радиусом статора R_с и активным радиусом r_а ротора, связанных соотношением R_с - r_а = е. Радиус r_а больше радиуса r ротора на величину минимального зазора между ротором и статором против мертвой точки Б.

Когда объем между двумя соседними пластинами находится против нижней мертвой точки Б, он минимален; при нахождении против верхней мертвой точки А - максимален. За один оборот ротора из области с давлением р₁ в область с давлением p₂ переносится z объемов, характеризуемых разностью максимальной аbb'а' и минимальной сbb'с' площадей между пластинами. Приближенно разность этих площадей можно представить как участок кольца fgg’f’ со средним радиусом R = R_ср = r_а + е и шириной 2е, за вычетом толщины пластины А. Тогда максимальный объем между пластинами

, (3.8)

где b - ширина статора.

При этом рабочий объем машины

V₀ =V_k z = 2eb ( ). (3.9)

Для точного определения объема V₀ следует рассматривать истинные максимальную аbb'а' и минимальную сdd'с' площади, характеризующие объем, переносимый из области с давлением р₂ в область с давлением р₁ через перемычку в области точки Б. Уточненное выражение рабочего объема имеет вид

V₀ = 2eb (k 2 Rср - z), (3.10)

где k - коэффициент уточнения, получаемый из рассмотрения точного закона перемещения пластин при вращении ротора:

z ..... 3 5 7 9 11

k….. 0,827 0,936 0,968 0,980 0,986

Если полости 6 под пластинами соединены при вдвигании пластин с окном 5 высокого давления р₂ и при выдвигании с окном 4 низкого давления р₁, то они при движении пластин образуют цилиндры радиально-поршневого насоса и производят подачу жидкости. Рабочий объем такого насоса будет больше, чем у рассмотренного на объем = 2eb z, описываемый пластинами, и составит

V₀ = 4kebR ср. (3.11)

Рассматривая треугольник 00'Т, который определяет закон выдвижения пластин х = f( ) можно видеть, что он аналогичен такому же треугольнику скелетного механизма радиально-поршневой машины. Значит, зависимость х = f( ) в рассматриваемом случае такая же, как и для поршневых гидромашин. Поэтому для пластинчатых гидромашин неравномерность подачи Q =f(z) такая же, как и для поршневых, и число пластин в машинах однократного действия всегда выбирают нечетным.

При работе пластины должны быть прижаты к статорному кольцу. Начальный прижим пластин в насосе обычно осуществляется под действием центробежных сил и иногда пружин, а рабочий прижим производится под действием гидростатических сил давления жидкости на внутренние торцы пластин из полостей 6. В насосах, предназначенных для работы при более высоких давлениях (p_н МПа) как правило, эти полости сообщают соответственно с окнами высокого и низкого давления, как было описано выше. Нетрудно видеть, что этим, кроме увеличения рабочего объема, достигается и частичное гидростатическое уравновешивание пластин, благодаря которому уменьшаются контактные нагрузки между пластинами и статором и увеличивается механический КПД. Эти мероприятия усложняют конструкцию насоса. В насосах среднего и низкого давления (р_н 7 МПа) во все полости 6 подводят жидкость под высоким давлением p₂, что упрощает конструкцию, но повышает объемные и механические потери в области низкого давления.

Необходимость использования центробежных сил для выдвигания пластин ограничивает минимальную частоту вращения пластинчатых насосов значением n_min > (0,4 0,6) n_max. Особенно важно это в начальный период после пуска насоса, когда рабочая жидкость еще холодна и ее вязкость велика.

Под действием полной разности давлений р = р₂ - р₁ на рабочую поверхность вытесняющей пластины и силы трения на ее скользящей кромке пластина изгибается. При однократного действия этом создается момент, защемляющий ее в пазу ротора. Во избежание быстрого изнашивания пластин и заклинивания их в пазах максимальный вылет пластин 2е должен быть меньше, чем часть пластины, погруженная в ротор. Это ограничивает возможность увеличения объема V₀ при заданном R_с путем увеличения е.

Трение пластин о статор ограничивает вместе с возможностью кавитационного снижения подачи максимальную частоту вращения и, следовательно, максимальную подачу насоса.

Насосы такого типа используются при давлениях 10-12 МПа. Ограниченность давления обусловлена контактными нагрузками между пластинами и статором, а также односторонней нагрузкой ротора силами давления со стороны полости, находящейся под давлением р₂. Эти силы нагружают подшипники и при больших значениях р_н ограничивают срок их службы.

Полной уравновешенности ротора удается достигнуть в пластинчатых машинах двукратного действия (рис. 3.10).

Рис. 3.10. Пластинчатый насос двукратного действия

В них ротор 1 с пластинами 2 охвачен статором 3 специального профиля. Число пластин z четное (не меньше 8). За один оборот две любые соседние пластины совершают два рабочих цикла, перемещая жидкость из окна 5 в окно 7 через перемычку А и потом из окна 8 в окно 4 через перемычку А'. Окна 4 и 7, а также 5 и 8 соединены попарно между собой и далее с подводящей (р₁) и отводящей (р₂) полостями.

Благодаря описанной выше форме статора объем жидкости, запертый между двумя пластинами, во время перемещения по перемычкам не изменяется по величине. Этим устраняются пульсации давления и шум, вызываемые изменением запертого объема. Это положительное качество недостижимо в машинах однократного действия, где запертый объем из-за эксцентричности ротора и статора всегда изменяется.

В результате перекрестного размещения областей 5 и 8 низкого давления и областей 4 и 7 высокого давления (рис. 3.10) ротор и, следовательно, подшипники разгружены от действия радиальных сил. Для обеспечения герметичности под внутренние торцы пластин в камеры 14 через отверстие 10 подается жидкость под давлением р₂. С такой же целью предусмотрен гидравлический поджим боковых дисков 9 и 13. Для этого диск 9 со стороны полости, -находящейся под давлением р₂, выполнен подвижным в осевом направлении.

Начальный поджим дисков осуществляется пружинами 12. Начальный поджим пластин в насосах, работающих при n = соnst производится центробежными силами. Благодаря неизменному направлению вращения в насосах возможна установка пластин под некоторым углом  к радиусам вперед по ходу вращения. Этим снижается защемляющий момент от сил трения о статор.

Рассмотренный насос двукратного действия предназначен для работы при невысоком давлении (р_н 7 МПа). Его пластины не разгружены от радиальных сил и поэтому, особенно в зоне всасывания, трение пластин о статор велико. Это снижает механический КПД и, во избежание износа пластин и статора, не допускает применения такого насоса для больших давлений.

Современные пластинчатые насосы имеют высокий КПД. На рис. 3.11 показаны характеристики неразгруженного (штриховые линии) и разгруженного (сплошные линии) насосов. Характеристики подтверждают описанный выше эффект разгрузки пластин, позволяющий сохранить высокие значения полного КПД η и объемного КПД η₀ в области более высоких давлений.

Рис. 3.11. Характеристики пластинчатых насосов двукратного

действия: V_о = 60 см³; n = 1450 мин^-1; ν = 20 сСт;

V_о = 40 см³; n = 950 мин^-1; ν = 20 сСт

Преимуществом пластинчатых гидронасосов двукратного действия (рис. 3.10) является возможность быстрой замены без демонтажа насоса всего комплекта качающего узла (статор, ротор, боковые диски) в случае его износа, а также возможность получения насосов с разными рабочими объемами V₀ путем изменения только радиуса R_С2 и сопрягающего профиля статора.

Недостатком конструкции насосов двукратного действия является невозможность выполнять их регулируемыми.

Пластинчатые насосы имеют удовлетворительную всасывающую способность и могут работать без подпора перед входом в насос. Минимально допустимое давление и максимальная частота вращения определяются для них, как и для поршневых насосов, суммой потерь давления от входа в насос до полости рабочей камеры.

3.5. Шестеренные насосы.

Благодаря простоте конструкции шестеренные гидронасосы получили очень широкое распространение в качестве нерегулируемых насосов, применяемых для питания гидропередач небольшой мощности с дроссельным управлением, для подачи смазки, для питания систем управления.

Шестеренный насос распространенного типа с наружным зацеплением (рис. 3.12) представляет собой пару чаще всего одинаковых шестерен 1 и 9, находящихся в зацеплении и помещенных в камеру, стенки которой охватывают их со всех сторон с малыми зазорами.

Рис. 3.12. Шестеренный насос

Камеру образуют корпус 15 и боковые диски 2 и 14. По обе стороны области зацепления 6 в корпусе имеются полости А и Б, соединенные с линиями высокого p₂ и низкого p₁ давления. Перекачиваемая из полости А жидкость заполняет впадины между зубьями и перемещается в полость Б, где вытесняется в линию с давлением p₂.

Для приближенной оценки подачи Q_н чаще всего используют выражение

. (3.12)

Неравномерность подачи шестеренных машин велика. Она значительно превышает неравномерность подачи других объемных машин. Потери энергии на трение в шестеренных насосах велики. Они обусловлены трением торцов шестерен о боковые диски 2 и 14, торцов II зубьев о корпус 15 и трением в подшипниках 8 и 13 и уплотнении 5 (рис. 3.12).

Утечки из области, находящейся под давлением р₂ , в область с давлением р₁ происходят через торцовые зазоры I, радиальные зазоры II и не плотности зацепления в области 6. В шестеренных насосах, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры II трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определяется только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников. Износ подшипников нарушает герметичность машины. Для уменьшения утечек по торцовым зазорам часто применяют гидравлический поджим боковых дисков. Из-за отсутствия самоуплотнения радиальных зазоров утечки в шестеренных насосах при прочих равных условиях больше, чем в пластинчатых. Развитые поверхности трения вызывают значительные механические потери, поэтому КПД шестеренного насоса наружного зацепления невысок и не превышает 0,6 - 0,7.

При использовании простейшего наружного зубчатого зацепления относительно большими являются габаритные размеры и масса шестеренного насоса. Шестеренный насос чрезвычайно трудно сделать с регулируемым объемом V₀. Устранение приведенных недостатков связано с усложнением конструкции шестеренных машин.

Более высокие энергетические и массовые показатели имеют шестеренные насосы с внутренним зацеплением (рис. 3.13 и 3.14).

Рис. 3.13. Шестеренный насос с внутренним зацеплением

Рис. 3.14. Шестеренный насос с внутренним зацеплением

и гидростатическим уравновешиванием радиальных сил

Ведущей большей частью является внутренняя шестерня 2 с наружными зубьями. Подводящее 4 и отводящее 1 окна и размещаются в боковых крышках корпуса. Охватывающая шестерня 3 с внутренними зубьями вращается в расточке корпуса, образуя с ним развитый подшипник скольжения, способный работать под большими нагрузками. В развитых подшипниках скольжения 6 и 7 (рис. 3.14) обычно располагается и вал 8 ведущей шестерни. Между шестернями размещается серпообразный уплотняющий элемент 5 (рис. 3.13 и 3.14).

Рабочий объем насоса с внутренним зацеплением можно определить по формуле (3.12), подставляя в нее данные для ведущей шестерни. По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при одинаковых рабочих объемах практически не уступают пластинчатым и значительно превосходят насосы с наружным зацеплением. Преимуществом их перед пластинчатыми является отсутствие контактного трения, возникающего между пластинами и статором и ограничивающего максимальное давление пластинчатого насоса. В насосе с внутренним зацеплением шестерни ориентированы подшипниками и всюду, кроме места зацепления, могут быть гарантированы зазоры, определяемые точностью изготовления. Если эта точность позволяет получать малые зазоры, то такие насосы способны работать с малыми утечками при давлениях, превосходящих пределы, доступные для пластинчатых насосов. При высоких давлениях фактором, ограничивающим давление насоса с внутренним зацеплением, становится работоспособность подшипников. На рис. 3.14 показана схема насоса с внутренним зацеплением, способного длительно работать при давлениях свыше 20 МПа. В нем охватывающая шестерня 3 опирается на секторный гидростатический подшипник 9, питаемый через отверстия 10 в шестерне 3. Подшипник расположен в зоне равнодействующей сил давления, нагружающих шестерню 3. Серпообразный уплотняющий элемент 5 выполнен самоустанавливающимся. Шестерня 2 имеет меньший периметр и поэтому нагружена меньшей силой, которая воспринимается подшипниками 6 и 7 скольжения. При обеспечении долговечности подшипников и высокой точности изготовления шестерен насосы такого типа превосходят по энергоемкости и КПД пластинчатые насосы и успешно конкурируют с нерегулируемыми поршневыми.

Описанные шестеренные насосы с внутренним зацеплением являются машинами высокого класса. Реализация их преимуществ требует большой точности изготовления, поэтому наиболее широко распространены простейшие шестеренные насосы с наружным зацеплением, имеющие наименьшую стоимость из всех объемных гидромашин. Их применяют в менее ответственных случаях при средних и малых давлениях (р_н < 10 МПа) для реализации небольших мощностей. Процессы заполнения при всасывании жидкости камер пластинчатого насоса и впадин между зубьями шестеренного насоса в основном одинаковы. Поэтому соображения о всасывающей способности пластинчатых насосов могут быть отнесены и к шестеренным.

3.23. Винтовые насосы.

Винтовые машины чаще всего применяют в качестве насосов. Наиболее распространены трехвинтовые насосы с двухзаходными винтами (рис. 3.15). Насос имеет ведущий 1 и два ведомых 3 винта, вращающихся, как в подшипнике, в обойме 4. Винты образованы тремя двузубыми шестернями с циклоидальным зацеплением, имеющими начальные окружности диаметром d_н. Боковые поверхности зубьев образованы циклоидами, а периферийные - цилиндрами, скользящими по поверхности обоймы 4. Находясь в зацеплении, винты образуют изолированные камеры (видимая часть границы одной из камер заштрихована и обозначена абвгдежзика). Теоретически камеры полностью отделены одна от другой. Однако на некоторых участках границы камер, в местах сопряжения боковых поверхностей зубьев, разделение осуществляется не протяженными щелями, а линиями касания. Поэтому для создания машин с малыми утечками точность изготовления винтов должна быть высокой.

Рис. 3.15. Трехвинтовой насос с циклоидальным герметичным

зацеплением

При вращении винтов камеры перемещаются поступательно. В начале рабочего цикла каждая из них соединяется с областью подвода жидкости (p ), а в конце - с областью отвода (р₂), куда перенесенная жидкость вытесняется боковыми поверхностями 7 винтов.

Подача винтовой машины определяется свободной площадью S между обоймой и телом винтов и шагом винтов t:

. (3.13)

Утечки в винтовых насосах бывают только внутренние. Они происходят вдоль винтов зацепления и через упорные подшипники 6 винтов. При создании машин для высоких давлений, малых утечек достигают путем удлинения винтов. В обойме таких машин располагают последовательно 10 - 15 камер. Благодаря незначительным перепадам давления между двумя соседними камерами утечки будут малы, несмотря на указанное несовершенство уплотнений кромками. Такие машины нормально работают при 25 МПа. Для работы при р_и = 1,5 - 2 МПа, достаточной является длина обоймы (1,2 - 1,5) t. При этом объемный КПД достигает у насосов высокого давления 0,7 - 0,8, а у насосов низкого давления 0,95 - 0,9.

К преимуществам винтовых насосов относится то, что зацепление ведущего и ведомого винтов в них не является силовым. Силы давления жидкости со стороны области на боковые поверхности зубьев ведомых винтов стремятся вращать их в том же направлении, что и ведущий винт. Это сохраняет контактные кромки, и следовательно, увеличивает срок службы машины. Осевые силы, стремящиеся сместить винты в область , уравновешивают гидростатически, подводя через внутренние сверления 2 под торцы винтов 6 жидкость под высоким давлением. Радиальные силы, отталкивающие ведомые винты от ведущего, воспринимаются обоймой. Следовательно, механические потери сводятся к трению винтов об обойму, трению в зацеплении и в подшипниках. Сказанное позволяет заключить, что затраты мощности на трение в винтовых насосах существенны. По механическому КПД ( ) эти машины уступают, например, поршневым. Другим их недостатком является невозможность создания конструкций с переменным объемом V₀, т.е. с регулируемой подачей.