Насос предназначен для преобразования механической энергии приводного двигателя в энергию потока рабочей жидкости. Их рабочий процесс основан на попеременном заполнении рабочей камеры рабочей жидкостью и вытеснении ее из рабочей камеры.

Под рабочей камерой принято понимать емкость, ограниченную рабочими поверхностями деталей гидромашины, периодически изменяющую свой объем и попеременно сообщающуюся с каналами, подводящими и отводящими рабочую жидкость.

В гидроприводах мобильных машин применяют роторно-вращательные и роторно-поступательные насосы, которые по виду рабочих органов разделяют на шестеренные, пластинчатые и поршневые. По углу ротора с рабочими органами различают радиальные и аксиальные роторно-поршневые насосы. По механизму передачи движения радиально-поршневые насосы классифицируют на кулачковые и кривошипные, а аксиально-поршневые - с наклонным блоком и наклонным диском. Роторные насосы могут быть выполнены с нерегулируемым и регулируемым рабочим объем и предназначены для работы как в режиме объемного насоса, так и в режиме объемного гидромотора (насоса-мотора) с реверсивным, нереверсивным направлениями потока. В гидроприводах широко применяют обратимые аксиально-поршневые насосы, предназначенные для использования как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора.

Основными параметрами насоса или гидромотора являются рабочий объем q, номинальное давление P_н и частота вращение n_н, а производными - подача Q_н и мощность N_н для насоса, расход рабочей жидкости Q_м и крутящий момент М для гидромотора, а также полный КПД гидромашин .

Теоретическая подача насоса или расход гидромотора пропорциональны рабочему объему и частоте вращения:

Q=q·n (1)

В действительности указанная пропорциональность отсутствует вследствие объемных потерь рабочей жидкости, поэтому действительная подача Q всегда меньше теоретической. Объемные потери характеризуются внутренними перетечками рабочей жидкости в гидромашине из полости высокого давления (нагнетания) в полость низкого давления (всасывания) и наружными утечками через зазоры из корпуса по дренажному трубопроводу во всасывающую гидролинию или в бак. По мере изнашивания сопрягаемых деталей и увеличения зазора между ними объемные потери увеличиваются. Они также возрастают при повышении перепада давления и уменьшении вязкости рабочей жидкости. Следовательно: увеличение объемных потерь вызывает уменьшение объемного КПД _о, представляющего собой отношение действительной подачи насоса к теоретической:

_о=Q_н/Q_т (2)

Тогда действительная подача

Q_н=q·n·_о (3)

где q - рабочий объем насоса; n - частота вращения насоса.

При предварительных и приемочных испытаниях подачу, приведенную к частоте вращения насоса, рассчитывают по формуле

Q_н=Q_измn_н/n_изм (4)

где n_н - частота вращения, к которой праведна подача; n_изм - частота вращения насоса, при которой измерялась подача Q_изм.

насос приводной двигатель параметр

При изменении подачи расходомерами коэффициент подачи следует определять так

K_Q=a·i_p /i_н; K_Q=10³ ·Q_изм/ (q·n_изм) (5)

где a - коэффициент a=q_p·i_н/q_н·i_p1 (здесь q_p - рабочий объем расходомера, м³; i_н1 и i_р1 - число импульсов на валах соответственно насоса за один оборот); i_p и i_н - число импульсов соответственно на валах расходомера и насоса за время измерений.

Теоретическая мощность насоса или гидромотора

N_т=Q_т·Р (6)

пропорциональна подаче (расходу) и перепаду давления на входе и выходе из гидромашины. Но если известны крутящий момент М_т и угловая скорость гидромашины, то N_т=М_т·_т.

Аксиально-поршневым насосом называют поршневой насос, у которого рабочие камеры образованы рабочими поверхностями цилиндров и поршней, а оси поршней параллельны (аксиальны) оси блока цилиндров или составляют с ней угол не более 45^о. Аксиально-поршневые насосы в зависимости от расположения ротора разделяют на насосы в наклонным диском, у которых оси ведущего звена и вращения ротора совпадают, и насосы в наклонным блоком, у которых оси ведущего звена и вращения ротора расположены под углом.

Насосы с наклонным диском имеют наиболее простые схемы (рис.1). Поршни 3 связаны с наклонным диском 4 точечным касание (рис.1а) или шатуном 7 (рис.1. б). Блок 2 цилиндров с поршнями 3 приводится во вращение от вала 5. Для подвода и отвода рабочей жидкости к рабочим камерам в торцовом распределительном диске 1 выполнены два дугообразных окна А и Б. Для обеспечения движения поршней во время всасывания применяют принудительное ведение поршней через шатун 7 (рис.1. б), а для поршней с точечным касание - цилиндрические пружины 6 (рис.1. а).

Принцип работы насоса следующий. При вращении зала насоса крутящий момент передается блоку цилиндров. При этом из-за наличия угла наклона диска поршни совершают сложное движение; они вращаются вместе с блоком цилиндров и одновременно совершают возвратно-поступательное движение в цилиндрах блока, при котором происходят рабочие процессы всасывания и рабочие камеры, находящиеся слева от вертикальной оси распределительного диска, соединяются со всасывающим окном А. Поступательное движение поршней в этих камерах происходит в направлении от распределительного диска. При этом объемы камеры увеличиваются, и жидкость под действием перепада давлений заполняет их. Так происходит процесс всасывания. Рабочие камеры, находящиеся справа от вертикальной оси распределительного диска, соединяются с нагнетательным окном Б. При этом поршни перемещаются по направлению к распределительному диску и вытесняют жидкость из рабочих камер.

Рабочий объем аксиально-поршневого насоса с наклонным диском

q_o=S_n·h·z= (·d_n²/4) ·z·D·tg (14)

где S_n - площадь поршня; h - максимальный ход поршня; h=D·tq; z - число поршней; d_n - диаметр поршня, D - диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке; - угол наклона диска.

Из выражения (14) видно, что рабочий объем насоса зависит от угла наклона диска. Изменяя угол наклона диска, можно изменять рабочий объем насоса. Чем больше угол наклона, тем больше рабочий объем насоса. Предельно допустимый угол наклона диска не превышает обычно 25^о.

В насосе с наклонным блоком (рис.2) поршни 3 расположены в блоке 2 цилиндров и шарнирно соединены шатунами 7 с фланцем 4 вала 5. Для отвода и подвода рабочей жидкости к рабочим камерам в торцевом распределительном диске 1 выполнены два дугообразных окна А и Б. Карданный механизм 6 осуществляет кинематическую связь вала 5 с блоком 2 цилиндров и преодолевает момент трения и инерции блока цилиндров.

При вращении вала насоса поршни совершают сложное движение - вращаются вместе с блоком цилиндров и движутся возвратно-поступательно в цилиндрах блока, при этом происходят процессы всасывания и нагнетания. При вращении блока цилиндров, например, по часовой стрелке (сечение В-В): рабочие камеры, Находящиеся слева от вертикальной оси распределительного диска, соединяются со всасывающим окном А. Поршни перемещаются в этих камерах в направлении распределительного диска. При этом объемы рабочих камер увеличиваются, рабочая жидкость под действием перепада давлений в рабочих камерах выполняет их; так происходит процесс всасывания. Рабочие камеры, находящиеся справа от вертикальной оси распределительного диска, соединяются с нагнетательным окном Б. Поршни в этих камерах перемещаются в направлении распределительного диска и вытесняют жидкость из рабочих камер на выход насоса.

q_o=S_n·h·z= (·d_n²/4) ·z·D·sin (15)

где h - максимальный ход поршня h=D·sin; D - диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке; - угол наклона блока цилиндров.

Основными геометрическими параметрами блока цилиндров аксиально-поршневой гидромашины являются диаметр D окружности расположения осей цилиндров, наружный диаметр D_нар блока цилиндров и диаметр d_n поршней (цилиндров) (рис. 2).

При этом

D0,4·d_n·z (16)

DнарD+1,6·dn (17)

Толщина, стенки между цилиндрами в блоке в0,2d_n; толщина стенки между цилиндром и наружной поверхностью

При расчете рабочего объема аксиально-поршневого насоса с наклонным блоком формулу (15) преобразовывают к виду

q₀= (·d_n²/4) ·z·D·sin= (·d_n³/4) ·z²·0,4·sin (18)

откуда диаметра поршня (цилиндра)

d_n= (19)

Материалы основных деталей аксиально-поршневых насосов выбирают из условий обеспечения длительной работы гидромашины со значительными нагрузками. Для пары блок цилиндров - распределительный диск используют материалы, которые обладаю хорошими антифрикционными свойствами.

2.2 Аксиально-поршневой насос с наклонным диском

Рис. 1. Аксиально-поршневой насос с наклонным блоком цилиндров

Рис. 2

2.2 Шестеренные насосы

b= (36) m

Корпуса шестеренных насосов изготовляют из чугуна, стали или алюминия. Для изготовления шестерен используют легированные стали (20Х, 40Х, 18ХНЗА и др.) с применением цементации и закалки или азотирования. Боковые крышки выполняют, как и корпуса, из чугуна и стали, иногда из бронзы.

Шестеренный насос

Пластинчатым называется роторный насос с рабочими звеньями - замыкателями в виде пластин.

На рис.5, а показана схема пластинчатого насоса однократного действия. Насос состоит из статора 1, ротора 2, а пазах которого помещены пластины 3. Статор расположен эксцентрично ротору (е - эксцентриситет). На боковых крышках корпуса имеются два окна; всасывающее А и нагнетающее Б.

Рабочие камеры образуются рабочими поверхностями статора, ротора, двух смежных пластин и боковых крышек.

Принцип работы насоса следующий. Во время работы насоса пластины постоянно прижимаются к статору как пружинами, так и под действием центробежных сил. Из-за наличия эксцентриситета они совершают сложное движение; вращаются вместе с ротором и совершают возвратно-поступательное движение в пазах. При вращении ротора, например, по часовой стрелке, рабочие камеры, расположенные слева от вертикальной осевой линии, возникает вакуум, и рабочая жидкость под действием перепада давлений поступает из бака и заполняет рабочие камеры. Так происходит процесс всасывания. В зоне перемычек между окнами объемы рабочих камер не изменяются. Рабочие камеры насоса, расположенные справа от вертикальной осевой линии, сообщаются с нагнетающим окном Б. Их объемы уменьшаются, и находящаяся в них рабочая жидкость вытесняется через окно Б на выход из насоса и далее в напорную линию. Так происходит процесс нагнетания.

Рабочий объем пластинчатого насоса однократного действия

q_o=2·e· (2··R-z·s) ·b (21)

где е - эксцентриситет; R - радиус ротора; z - число пластин; S - толщина пластины; b - ширина пластины.

Рабочий объем насос регулируют, изменяя эксцентриситет. Путем смещения статора можно получать различные значения эксцентриситета по обе стороны от ротора, что позволяет осуществлять реверс подачи насоса.

Для разгрузки опор ротора от радиальных сил, возникающих от действия давления, применяют пластинчатые насосы двукратного действия (рис.5, б). При вращении ротора 2 по часовой стрелке всасывание рабочей жидкости происходит через диаметрально расположенные окна всасывания А1 и А2, а вытеснение через окна Б1 и Б2. Для обеспечения поджима пластин 3 к статору 1 по кольцевой проточке В подается жидкость из напорной полости.

Рабочий объем пластинчатого насоса двукратного действие

q_o=2··b· (R²-r²) (22)

где b - ширина пластины; R - большая полуось статора; r - радиус ротора.

При определения рабочего объема насоса не учтен объем, занимаемый выдвигающимися частями пластин. Как следует из формулы (22), пластинчатые насосы двукратного действия являются нерегулируемыми.

Схема работы пластинчатого насоса однократного действия

D=2R

а)

Технический уровень гидромашин определяют по удельным показателям - металлоемкости (кг/Вт), энергоемкости (кВт/дм³) и техническому ресурсу. Кроме этого, важными показателями являются работоспособность в широком интервале изменения температуры, диапазон регулирования и возможность дистанционного управления изменением (величиной) рабочего объема.

В связи с тенденцией повышения давления и гидросистемах мобильных машин для сравнительного анализа выбраны гидромашины, широко применяемые в гидроприводе мобильных машин с наиболее высоким номинальным давлением.

Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы рассчитаны на наиболее высокие значения номинального и максимального давления. Для насосов других типов характерен более низкие значения давления.

Максимальное давление и частота вращения зависят от рабочего объема гидромашин (рис.6). Наиболее четко выражена эта зависимость для гидромашин с рабочим объемом до 100-150 см³. Различные максимальные значения давления и частоты вращения объясняются конструктивными особенностями гидромашин и прежде всего величиной зазоров сопряженных деталей качающего узла и гидравлическим сопротивлением всасывающей гидролинии. Сравнительными испытаниями насосов различных типов в одинаковых условиях установлено, что шестеренные и пластинчатые насосы обладают лучшей всасывающей способностью и могут работать на более вязкой жидкости, чем аксимально-поршневые. Однако в связи с тем, что шестеренные и пластинчатые насосы имеют большие зазоры в качающем узле, они более чувствительны к изменению вязкости рабочей жидкости и не способны создавать высокое давление, особенно при положительных температурах маловязкой рабочей жидкости.

Для однотипных насосов, применяемых в аналогичных условиях, меньшие удельные показатели металлоемкости (0,14-6,8 кг/кВт) имеют пластинчатые, средние (0,2-13,6 кг/кВт) - шестеренные и большие (0,41-20,4 кг/кВт) - аксиально-поршневые. Наиболее важными эксплуатационными показателями гидромашин являются их полный (рис.7) и объемный (рис.8) КПД.

Аксиально-поршневые насосы имеют более высокий полный КПД, по сравнению с КПД шестеренных и пластинчатых насосов. Объемный КПД аксиально-поршневых насосов начинает заметно снижаться только при вязкости рабочей жидкости менее 10 мм²/с, для пластинчатых насосов этот предел вязкости составляет 50-80 мм²/с, а для шестеренных - 80 мм²/с.

Долговечность различных типов насосов такие различна.

Рис.6

- аксиально-поршневые насосы; шестеренные; пластинчатые

Рис.7

в)

Рис.8

Рис.9

I - машины транспортного строительства; II - одноковшовые экскаваторы

На рис.9 представлены зависимости изменения объемного КПД насосов от времени эксплуатации. Математически их можно описать уравнениями

Для шестеренных насосов

₀ (t) =0,92-0,059·t² - для машин транспортного строительства

₀ (t) =0,92-0,04·t² - для одноковшовых экскаваторов

Для аксиально-поршневых насосов

₀=0,95-0,02·t² - для машин транспортного строительства

₀=0,95-0,013·t² - для одноковшовых экскаваторов

Из сказанного видно что более жесткие условия эксплуатации машин транспортного строительства негативно влияют на долговечность насосов.

Из сравнительной оценки гидромашин различных типов следует: что каждый из них имеет достоинства и недостатки. Поэтому целесообразно определить область их применения, рациональную технически и экономически.

Шестеренные и пластинчатые гидромашины широко используют в мобильных машинах небольшой мощности при низком и среднем давлении. Они достаточно надежны и эксплуатации, менее требовательны к чистоте рабочей жидкости и недороги.

Применение аксиально-поршневых гидромашин наиболее целесообразно при среднем и высоком давлении в гидросистемах мобильных машин и цикличном характере изменения внешней нагрузки. Дополнительные устройства обеспечиваю реверсирование потока и изменение подачи.

Размещено на Allbest.ru