Шейпак А.А. Гидравлика и гидропневмопривод (часть 2)

ГЛАВА 5 Объемные гидравлические машины и гидроаккумуляторы

Вданной главе рассматриваются объемные гидравлические машины и гидроаккумуляторы. И те, и другие относятся к гидравлическим элементам, в которых во время работы происходит преобразование энергии из одного вида в другой или энергия используется для совершения механической работы. Такие устройства, как уже отмечалось, относятся к энергопреобразователям.

5.1.Основные сведения об объемных насосах

Вобъемных насосах силовое взаимодействие рабочего органа с жидкостью происходит в замкнутых объемах (рабочих камерах), которые попеременно сообщаются с полостями всасывания и нагнетания.

Рабочая камера является важнейшим элементом объемного насоса. При работе насоса эта камера сначала заполняется жидкостью (всасывание), а затем жидкость вытесняется из неё (нагнетание). Этот процесс повторяется многократно. Рабочий орган, который обеспечивает заполнение рабочей камеры жидкостью, а потом вытесняет её, называют вытеснителем. Наиболее распространенным вытеснителем является поршень.

У объемного насоса может быть одна или несколько рабочих камер

величиной (объемом) Wк. Общее число рабочих камер z определяет величину рабочего объема насоса Wо. Под рабочим объемом Wо понимают идеальное количество жидкости, которое насос может подать за один цикл работы. Циклом работы для большинства объемных насосов является один оборот его вала. Следует иметь в виду, что у некоторых насосов каждая рабочая камера за один оборот вала может совершить две или более подачи жидкости. Это называется кратностью работы насоса (k). Таким образом, рабочий объем насоса может быть определен по формуле:

Wo =Wк z k .

(5.1)

Рабочий объем Wо является важнейшим параметром насоса. Он во многом определяет его габариты и эксплуатационные показатели: подачу жидкости, полезную и потребляемую мощности. Необходимо также отметить, что на практике применяются насосы с переменными рабочими объемами. Такие насосы принято называть регулируемыми. А изменения рабочего объема насоса в процесс его работы – регулированием насоса.

Как было отмечено выше, рабочая камера соединяется с полостями всасывания и нагнетания попеременно. Это приводит к свойствам, характерным для объемных насосов и отличающих их от динамических насосов.

Первым из этих свойств является герметичность. Так как практически у всех объемных насосов рабочая камера в любой момент времени соединена или с полостью всасывания, или с полостью нагнетания, то эти

111

полости всегда изолированы друг от друга. Поэтому всасывающий и напорные трубопроводы также разделены.

Отделение всасывающей полости насоса от напорного трубопровода приводит к возможности создания в ней весьма значительного разряжения. Последнее позволяет перед началом нагнетания обеспечить подъем жидкости во всасывающем трубопроводе до уровня насоса и заполнить этот трубопровод жидкостью. Данное свойство называют самовсасыванием. Следует отметить, что высота всасывания в этом случае ограничивается давлением насыщенных паров данной жидкости.

Объемные насосы отличаются также большой жесткостью характеристики, т.е. увеличение давления насоса, вызванное сопротивлением в напорном трубопроводе, приводит к весьма небольшому уменьшению подачи насоса. Подробнее это свойство будет рассмотрено в подразделе 5.7. Кроме того, скорость движения рабочего органа насоса незначительно влияет на изменение жесткости его характеристики, и эти насосы не требуют высоких скоростей для получения больших давлений.

Заметим, что объемные машины могут перекачивать жидкости существенно большей вязкости, чем динамические насосы.

Кроме указанных положительных свойств, отличающих объемные насосы от динамических, необходимо отметить их наиболее существенный недостаток – неравномерность подачи. Рассматриваемые насосы нагнетают жидкость отдельными порциями, величина которых определяется объемом рабочей камеры. Количество таких порций на один оборот вала насоса зависит от его конструкции, т.е. от числа рабочих камер и кратности их работы. Но в любом случае подача объемного насоса всегда носит, в той или иной степени, пульсирующий (неравномерный) характер.

Объемные насосы, используемые в различных отраслях техники, весьма различны по конструкции и имеют разные эксплуатационные параметры. По характеру движения рабочего органа во всём многообразии объемных насосов выделяют две большие группы: возвратно-поступа- тельные (поршневые) и роторные.

Возвратно-поступательные (поршневые) насосы имеют два характерных отличия, которые во многом определяют их свойства и эксплуатационные параметры. Первым из этих отличий является неподвижность рабочей камеры относительно корпуса насоса. При неподвижной рабочей камере её попеременное соединение с полостями всасывания и нагнетания обеспечивается за счет впускного и выпускного клапанов. Наличие клапанов – второе отличие поршневых насосов.

Роторные насосы, в отличие от возвратно-поступательных, имеют подвижные рабочие камеры, которые в процессе работы перемещаются относительно корпуса. Кроме того, у роторных насосов отсутствуют клапаны. Попеременное соединение рабочих камер с полостями всасывания и нагнетания обеспечивается за счет их переноса от полости всасывания к полости нагнетания и обратно (обычно по окружности).

112

Вдальнейшем будут рассмотрены устройства, принципы работы и параметры наиболее распространенных объемных насосов.

5.2.Возвратно-поступательные (поршневые) насосы

Ввозвратно-поступательных насосах силовое взаимодействие рабочего органа с жидкостью происходит в неподвижных рабочих камерах, которые попеременно сообщаются с полостями всасывания и нагнетания за счет впускного и выпускного клапанов.

Вкачестве рабочего органа (вытеснителя) в возвратно-поступа- тельных насосах используется поршень, плунжер или гибкая диафрагма (мембрана). В связи с этим они подразделяются на поршневые, плунжерные и диафрагменные. Необходимо отметить, что в некоторых литературных источниках всю группу возвратно-поступательных насосов называют поршневыми насосами.

Возвратно-поступательные насосы также делятся по способу привода вытеснителя на прямодействующие и вальные. Привод прямодействующего насоса осуществляется за счет возвратно-поступательного воздействия непосредственно на вытеснитель. Примером такого насоса может служить простейший садовый насос. Привод вального насоса осуществляется за счет вращения ведущего вала с преобразованием вращательного движения

ввозвратно-поступательное движение при помощи кулачкового или кри- вошипно-шатунного механизма.

Учитывая наибольшее распространение насосов с поршнем в качестве вытеснителя, рассмотрим устройство и принцип работы такого насоса с вальным приводом. На рис. 5.1 приведена конструктивная схема поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом.

Рис. 5.1. Схема поршневого насоса

Приводной вал 7 через кривошип 6 радиусом r и шатун 5 приводит в движение поршень 3 площадью Sп, который движется возвратно-посту- пательно в корпусе (цилиндре) 4. Насос также имеет два подпружиненных

113

клапана: впускной 1 и выпускной 2. Рабочей камерой насоса является пространство слева от поршня, ограниченное корпусом 4, поршнем 3, а также клапанами 1 и 2. При движении поршня 3 вправо жидкость через впускной клапан 1 заполняет рабочую камеру, т.е. обеспечивается всасывание. При движении поршня 3 влево жидкость нагнетается в напорный трубопровод через клапан 2.

Рассматриваемый насос имеет одну рабочую камеру (z = 1), и за один оборот вала поршень 3 совершает один рабочий ход, т.е. это насос однократного действия (k = 1). По рис. 5.1 легко заметить, что рабочий ход l поршня 3 равен двум радиусам кривошипа 6. Тогда в соответствии с (6.1) его рабочий объем может быть вычислен по формуле:

Wo =Wк = Sп 2r .

Насосы с поршнем в качестве вытеснителя являются наиболее распространенными из возвратно-поступательных насосов. Они могут создавать значительные давления (до 30…40 МПа). Однако выпускаются также насосы, рассчитанные на значительно меньшие давления (до 1…5 МПа). Скоростные параметры этих насосов (количество рабочих циклов в единицу времени) во многом определяются конструкцией клапанов, так как они являются наиболее инерционными элементами. Насосы с подпружиненными клапанами допускают до 100…300 рабочих циклов в минуту. Насосы с клапанами специальной конструкции позволяют увеличивать этот параметр до 300…500 циклов в минуту.

В поршневых насосах существуют все три вида потерь, отмеченных подразделе 1.5, т.е. объемные, гидравлические и механические потери.

Объемный КПД ηо большинства поршневых насосов составляет 0,85…0,98. Причем бóльшие значения КПД соответствуют насосам большого размера, а маленькие значения – малым.

Гидравлический КПД ηг учитывает гидравлические потери в клапанах, и его значения лежат для этих насосов в пределах 0,8…0,9.

Механический КПД ηм – 0,94…0,96. Следует иметь в виду, что для большинства насосов повышение механического КПД приводит к снижению величины ηо, и наоборот.

Полный КПД η определяется зависимостью (1.20) и для большинства поршневых насосов составляет 0,85…0,92.

Значительно реже применяются насосы с плунжером в качестве вытеснителя (рис. 5.2). У этих насосов существенно больше поверхность контакта между корпусом и вытеснителем, что позволяет значительно лучше уплотнить рабочую камеру. Плунжерные насосы обычно изготавливаются с высокой точностью. Поэтому они являются весьма дорогими, но позволяют получать очень высокие давления до 150…200 МПа. В системах топливоподачи дизелей используются плунжерные насосы.

На рис. 5.2 приведена конструктивная схема такого насоса для дизельного двигателя внутреннего сгорания с кулачковым приводом. Ведущий вал насоса приводит во вращение кулачок 6, который воздействует на плунжер

114

4. Плунжер 4 совершает возвратно-поступательные движения в корпусе (цилиндре) 3. Причем движение плунжера влево обеспечивается кулачком 6, а обратный ход – пружиной 5. Данный насос, в отличие от рассмотренного ранее, имеет только один подпружиненный клапан 1, который является выпускным. Отсутствие впускного клапана является отличительной особенностью насосов, используемых на дизелях. Это объясняется тем, что их топливные системы обычно снабжены вспомогательными насосами подкачки. Заполнение рабочей камеры плунжерного насоса высокого давления обеспечивается через проточку 2 вспомогательным насосом.

Рис. 5.2. Схема плунжерного насоса

Диафрагменные насосы, в отличие от рассмотренных ранее насосов, достаточно просты в изготовлении и дешевы. На рис. 5.3 приведена схема прямодействующего диафрагменного насоса.

			Насос состоит из штока 5, на
			котором закреплена гибкая диа-
			фрагма 4. Диафрагма 4 также закре-
			плена в корпусе 3. Кроме того, насос
			имеет два клапана: впускной 1 и вы-
			пускной 2. Рабочей камерой насоса
			является объем внутри корпуса 3,
			расположенный слева от диафрагмы
			4. Рабочий процесс диафрагменного
			насоса не отличается от рабочего
			процесса поршневого насоса. Отме-
			тим, что насос, представленный на
			рис. 5.3, является прямодействую-
	Рис. 5.3. Схема диафрагменного		щим, так как приводится непосред-
	насоса		ственным воздействием на шток 5.

Диафрагменные насосы просты в производстве, но не могут создавать высокие давления, так как это ограничивается прочностью диафрагмы. Максимальные давления, создаваемые этими насосами, в большинстве случаев не превышают 0,1…0,3 МПа. Диафрагменные насосы применяются в топливных системах карбюраторных двигателей.

115

Существенным недостатком возвратно-поступательных насосов с вытеснителем любой конструкции является крайняя неравномерность подачи Q по времени t. Это вызвано чередованием тактов всасывания и нагнетания за время рабочего цикла. Так, при движении влево (см. рис.5.1) поршень нагнетает жидкость в напорный трубопровод. При движении в обратном направлении происходит всасывание жидкости. График подачи, представленный на рис. 5.4,а (толстые линии), наглядно демонстрирует эту неравномерность подачи. Её снижение достигают двумя способами.

Рис. 5.4. Изменение подачи поршневых насосов: а) однопоршневого; б) трехпоршневого

Первым из этих способов является применение многокамерных насосов. В этом случае нагнетание осуществляется несколькими вытеснителями по очереди или одновременно. На рис. 5.4,б представлен график подачи трехпоршневого насоса, на котором тонкими линиями показаны подачи отдельных рабочих камер, а толстой – суммарная подача насоса. Конструкции таких насосов весьма разнообразны. Известны поршневые насосы двухстороннего действия, дифференциальные насосы, а также насосы с несколькими рабочими камерами, смонтированными в одном корпусе.

При увеличении числа рабочих камер с целью уменьшения неравномерности подачи предпочтение следует отдавать насосам с нечетным количеством камер. Практика показывает, что в большинстве случаев для получения одинаковой равномерности подачи насос с четным числом камер должен их иметь в два раза больше, чем насос с нечетным числом.

Снизить неравномерность подачи можно, используя гидравлические аккумуляторы, которые устанавливаются на выходе насосов (гидроаккумуляторы будут подробнее рассмотрены в подразделе 5.10). На рис. 5.5 представлена схема насоса с гидравлическим аккумулятором, который представляет собой замкнутую емкость, разделенную гибкой диафрагмой на две полости. При ходе нагнетания часть подачи насоса заполнит

116

Рис. 5.5. Схема насоса с гидроаккумулятором (воздушным колпаком)

нижнюю полость гидроаккумулятора, а газ (воздух) в верхней полости сжимается. При ходе всасывания давление в трубопроводе снижается, а жидкость из гидроаккумулятора вытесняется сжатым газом. Зависимость подачи Q по времени t описанного устройства показана на рис. 5.4,а тонкой линией. В заключение необходимо отметить, что вместо термина "гидроаккумулятор" в литературе используется также термин "воздушный колпак".

5.3.Общие свойства и классификация роторных насосов

Вроторных насосах силовое взаимодействие рабочего органа с жидкостью происходит в подвижных рабочих камерах, которые попеременно сообщаются с полостями всасывания и нагнетания.

Наличие подвижных рабочих камер у роторных насосов позволяет исключить из их конструкций впускной и выпускной клапаны. При отсутствии клапанов попеременное соединение и изоляция рабочих камер от трубопроводов обеспечивается в роторных насосах за счет перемещения этих камер от полости всасывания к полости нагнетания и обратно. Отсутствие клапанов приводит к появлению у них свойств, отличных от свойств воз- вратно-поступательных насосов.

Вподразделе 5.2 отмечалось, что скоростные показатели возвратнопоступательных насосов в большей степени ограничиваются инерционностью клапанов. Поэтому в отличие от них роторные насосы, вследствие отсутствия клапанов, обладают значительно большей быстроходностью. Количество рабочих циклов в единицу времени у этих насосов может быть

в10 и более раз выше аналогичного параметра поршневых насосов. Отсутствие клапанов обеспечивает роторным насосам и второе суще-

ственное отличие от поршневых – обратимость. Это свойство заключается в том, что практически любой роторный насос может быть использован в качестве гидродвигателя, т.е. если к насосу подвести жидкость под давлением, то получим вращение его вала.

Важной особенностью роторных насосов является то, что они всегда имеют несколько рабочих камер. Это обеспечивает им бóльшую равномерность подачи по сравнению с поршневыми насосами. Однако следует иметь в виду, что их подача не может быть абсолютно равномерной и её пульсация всегда имеет место. Эта пульсация, как и у поршневых насосов, всегда меньше для насосов с нечетным числом рабочих камер.

117

Отмеченные свойства роторных насосов являются их достоинствами. Недостаток роторных насосов вытекает из их конструктивных особенностей. Дело в том, что жидкость, которую перекачивает роторный насос, должна одновременно обеспечивать смазку его трущихся поверхностей. Поэтому к рабочей жидкости предъявляются более высокие требования: она должна быть чистой и не агрессивной по отношению к материалу насоса, а также обладать смазывающими способностями. Вследствие этого роторные насосы используются, в основном, для перекачки различных масел.

Отсутствие клапанов в роторных насосах повлекло за собой также значительное уменьшение гидравлических потерь. Поэтому при оценки энергетических потерь в роторных насосах этими потерями пренебрегают, а гидравлический КПД принимают равным единице (ηг = 1). Таким образом, в соответствии с (1.20) полный КПД η роторного насоса равен произведению объемного ηо и механического ηм КПД (η = ηо ηм).

Роторные насосы по конструкции очень разнообразны (рис. 5.6).

Рис. 5.6. Классификация роторных насосов

Классификацию этих насосов определяет ГОСТ 17398-72, который включает все возможные конструктивные исполнения. В данном учебнике приводится упрощенный вариант классификации роторных насосов, в которую включены насосы, получившие наибольшее распространение.

118

Как следует из анализа структурной схемы (см. рис. 5.6), все роторные насосы делятся на две большие группы. В первую группу включены насосы, использующие только вращательное движение. Во вторую группу входят насосы, в кинематике которых, кроме вращательного движения, присутствует также возвратно-поступательное движение.

Из роторно-вращательных насосов наибольшее распространение получили шестеренные насосы, которые используются практически во всех отраслях машиностроения. Из роторно-поступательных насосов в машиностроении достаточно широко применяются пластинчатые и некоторые разновидности роторно-поршневых насосов. Поэтому в дальнейшем эти типы насосов будут рассмотрены подробнее.

Следует обратить внимание на обозначения роторных насосов на гидравлических схемах. В основе этих обозначений лежит ГОСТ 2.782-68. В соответствие с этим ГОСТом используется система символов, в которой любой роторный насос обозначается окружностью (рис.5.7). Внутри окружности изображается одно или несколько “жирных” окончаний стрелки (треугольников). Острие этого окончания указывает возможное направлении движения жидкости и у насосов оно всегда направлено извне окружности. Символ регулируемых насосов перечеркивается тонкой стрелкой.

Рис. 5.7. Обозначения роторных насосов

Эти символы используются и для обозначений насосов других типов.

5.4. Шестеренные насосы

Шестеренный насос – это зубчатый насос с рабочими органами в виде шестерен, обеспечивающих геометрическое замыкание рабочих камер и передачу крутящего момента с ведущего вала на ведомый. Шестеренные насосы могут быть с внешним и внутренним зацеплением.

Наиболее простым по конструкции и самым распространенным является шестеренный насос с внешним зацеплением (рис.5.8,а). Он обычно состоит из двух одинаковых эвольвентных зубчатых колес 1 и 3, находящихся в зацеплении, а также неподвижного корпуса 4. В представленной конструкции ведущей является шестерня 1, а ведомой – 3.

Жидкость во всасывающей полости заполняет впадины между зубьями (в том числе заштрихованную впадину 2 на рис. 5.8,а). Затем впадины с жидкостью перемещаются по дугам окружности от полости всасывания к

119

полости нагнетания (показано штриховой линией) и попадают в область зацепления. При этом каждый зуб входит в соответствующую впадину и вытесняет из неё жидкость (в частности, на рис. 5.8,а зуб 5 входит в заштрихованную впадину 6). Таким образом, жидкость вытесняется из впадин в полость нагнетания и далее в напорный трубопровод. Следует иметь в виду, что впадина на некоторую величину больше зуба. Поэтому часть жидкости возвращается обратно в полость всасывания в запертых в зоне

		зацепления объемах между впа-
		динами и головками зубьев.
		Рабочей камерой шесте-
		ренного насоса является впа-
		дина между двумя зубьями,
		точнее та часть её объема, ко-
		торую занимает зуб при вы-
		теснении жидкости. После оп-
		ределения объема одной рабо-
		чей камеры Wк рабочий объем
		Wо насоса может быть вычис-
		лен по формуле (5.1). Однако
		определение Wк бывает весьма
		затруднительно, особенно для
		шестерен со смещенным ис-
		ходным контуром. На практи-
		ке для приближенного опреде-
		ления Wо шестеренного насоса
	Рис. 5.8. Шестеренный насос:
		принимают объемы зубьев и
	а) конструктивная схема;
		впадин равными. Тогда мож-
	б) условное обозначение
		но считать, что рабочий объем

насоса равен суммарному объему всех впадин и зубьев одной шестерни и может быть определен по формуле:

Wo = π D b h ,

(5.2)

где D и b – диаметр начальной окружности и ширина шестерен; h – высота зубьев (глубина впадин).

Для анализа влияния параметров зубчатого зацепления на рабочий объем насоса целесообразно связать его геометрические параметры с модулем зацепления. Примем высоту зуба равной двум модулям (h = 2m), а диаметр начальной окружности – произведению модуля на число зубьев (D = m z). Тогда формула (5.2) преобразуется в зависимость

Wo = 2π b z m2 .

(5.3)

В шестеренных насосах часто применяют эвольвентное зацепление со смещением исходного контура, для которого можно считать D = m (z+1). Тогда выражение (5.3) можно записать в таком виде:

Wo = 2π b (z +1) m2 .

(5.4)

120