Роторные радиально-поршневые гидромашины

Роторной радиально-поршневой гидромашинной называют машину, укоторой оси поршней или плунжеров перпендикулярны оси вращения ротора или составляют с ней углы более 45 градусов.

Общими свойствами радиально-поршневых гидромашин как и большинства роторных машин.являются:

- обратимость (способность роторных насосов работать в качестве гидромоторов);

-возможность регулирования и реверса подачи насосов;

-способность работать только на чистых жидкостях.

Последняя особенность является недостатком. Перечисленные требования к жидкостям обусловлены малыми зазорами в роторном насосе и трение между обработанными по высшим классам точности и частоты поверхности статора,

1. 2. ОСНОВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ И ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ

Принципиальная схема роторно-поршневого насоса радиального типа представлена на рисунке 1.2. Основными элементами конструкции, как и у роторных гидромашин других типов, явля­ются:

- статор (статорное кольцо) 2с осью симметрии 01;

- ротор (цилиндровый блок) 1, в котором выполнены цилинд­ры, вращающиеся вокруг неподвижной оси 02;

поршни 4, которые являются вытеснителями и совершают вращательное (вместе с ротором) и, одновременно, возврат­но- поступательное движение относительно стенок цилиндра Возвратно-поступательное движение поршней обеспечивается за счет эксцентриситета е. Пружина 5 обеспечивает связь поршней со статорным кольцом.

При работе машины в качестве насоса поршни связываются с барабаном при помощи различных механических устройств или пру­жин, помещенных в цилиндр, а также при помощи сил давления жидкости вспомогательного насоса С насоса подпитки). В некото­рых конструкциях эта связь осуществляется с помощью одной лишь центробежной силы поршней.

При работе гидромашины в качестве гидромотора поршни во время рабочего хода перемещается от центра под действием рабо­чего давления жидкости, поступающей от источника питания (насоса). Во время нерабочего (холостого) хода к центру поршни перемешаются вследствие эксцентричного расположения ротора 1 относительно статора.

Рабочие камеры насоса образованы стенками цилиндра и порш­нем. При вращении ротора рабочие камеры переносятся из полости всасывания в полость нагнетания и обратно. Эта особенность ра­бочего процесса (общая для всех гидромашин роторного типа) де­лает излишними всасывающие и нагнетательные клапаны.

Жидкость в насосе вытесняется в результате вращательного и одновременно возвратно-поступательного движения поршней. Кине­матическая схема, для одного поршня представлена на рисунке 1.3.

Из представленной на рисунке схемы видно, что кинемати­ческой основой радиально-поршневой машины является кривошипно-шатунный механизм. Классический кривошипно-шатунный механизм преобразован так, что неподвижным звеном является кривошип 1. Цилиндр 3 вращается (приводится) с постоянной скоростью вокруг оси 02, а шатун 2 вращается с переменной скоростью вокруг оси 01. Ход поршня h за половину оборота ротора определен эксцентриситетом (h=2e).

1. 3. СИСТЕМ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ЖИДКОСТИ

Узел (механизм) распределения насоса обеспечивает заполне­ние рабочих камер жидкостью, замыкание рабочих камер и направляет жидкость в магистраль высокого давления из цилиндров, в которых происходит процесс нагнетания.

Узел распределения во многом определяет качество и надеж­ность гидромашин. В частности, механизм распределения насоса определяет такую его характеристику, как фактический уровень пульсаций давления в полостях нагнетания. Утечки жидкости че­рез зазоры в распределительном узле определяют в основном объ­емные потери в насосах и гидромоторах.

В радиадьно-поршневых роторных насосах распределение жид­кости обычно осуществляется с помощью цилиндрического золотни­ка (цапфы), как на рисунках 1.1. и 1.2. Применяют также насоси и гидромоторы радиального типа с торцовым распределением гад- кости (рис. 1.4). Анализ работы и конструкция торцового расп­ределения подробно описаны в разделе "Роторные аксиально-поршневые гидромашины", где такой распределитель получил более ши­рокое распространение.

Плоский распределительный золотник 1 (рис. 1.4) поджима­ется к торцу цилиндрового блока 3 с помощью пружин и давления жидкости. Питание насосов типа представленного на рисунке 1. 4 осуществляется через поджимной стакан 4.

В насосах с плоским золотником разделение полостей высоко­го и низкого давлений осуществляется непосредственным контак­том поверхностей распределения (между ними отсутствует гарантированный зазор). Эти насосы имеют высокий объмный КПД, отличается надежностью. Из-за высокой герметичности гидромоторы с таким распределителем пригодны для работы при малых частотах вращения (до 1 об/мин).

При цапфовом распределении цилиндровый ротор помещается на цилиндрической цапфе (золотнике) 1 (рис. 1.1, рис. 1. 2). Рекомендуемые величины диаметрального зазора между отверстием втулки ротора и цапфой составляют 0.04...0,09 мм. Большой за­зор рекомендуется для больших (более 100 мм) диаметров цапфы.

Цапфа имеет окна питания а и б, соединенные осевыми каналами с магистралями всасывания и нагнетания. Окна -отделены друг от друга двумя перемычками шириной S, которые обычно расположены симметрично относительно нейтральной (для схемы на, рис. 1.2 - вертикальной) оси. Этими перемычками цилиндры отсе­каются как от окон полости нагнетания, так и от окон всасывания при переходе цилиндрами нейтрального положения.

Цапфовое распределение отличается компактностью и простотой изготовления. Однако вследствие наличия в конструкции этого узла распределения гарантированного зазора затруднена гер­метизация. Поэтому давление насосов с таким узлом распределе­ния не превышает 200... 250 Бар.

Расположение и размеры разделительных перемычек (рис. 1.5 и рис. 1.6) должны обеспечивать:

- отсечение цилиндров от распределительных окон а и б цапфы; - хорошее заполнение цилиндров жидкостью при переходе

зоны всасывания;

- устранение таких нежелательных явлений как компрессия и вакуум жидкости в цилиндрах.

1. 4. НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ И ОБЕСПЕЧЕНИЕ ИХ РАБОТОСПОСОБНОСТИ

К наиболее нагруженным элементам конструкции относятся па­ры трения, воспринимающие основные радиальные силы. Такими па­рами являются: опора поршня - статорное кольцо; распредели­тельная цапфа - цилиндровый блок.

ОПОРА ПОРШНЯ - СТАТОРНОЕ КОЛЬЦО

При работе гидромашины поршни прижимаются к статорному кольцу, вступая с ним во фрикционное взаимодействие (рис.1.1). В конструкциях насосов используются как схемы, в которых поршни опираются о барабан своими сферическими головками (рис.1.1. 1.2), так и схемы с опорными башмаками (рис. 1.7).

При использовании первой схемы для снижения сил, трения поршней о статорное кольцо, последнее выполняется обычно в ви­де обоймы роликового подшипника 2 (рис. 1.1) Поршни при своем движении увлекают обойму, благодаря чему трение скольжения го­ловок поршней заменяется трением качения роликов. В результате кольцо следует за ротором с угловой скоростью, практически равной угловой скорости ротора.

В некоторых машинах для уменьшения трения поршни снабжают с внешней стороны роликами, помещенными на игольчатых подшипниках (рис. 1.8).

Для улучшения смазки и снижения трения поршня о стенки ци­линдра поршню в первой схеме часто сообщают поворотное движение относительно его оси. С этой целью поверхность статорного кольца,на которую опирается поршень, выполняют под некоторым углом равным 15...20 градусам (рис. 1.76). Поскольку точка контакта сферической головки поршня в этом случае смещена относи­тельно его оси, поршень под действием силы трения будет пово­рачиваться в цилиндре. Направление поворота поршня в течение одного оборота цилиндрового блока изменяется 2 раза. Поворотное движение поршня, суммируясь с относительным возвратно-поступательным движением цилиндра, приводит к тому, что поршень будет двигаться в цилиндре по спирали

В насосе на рис. 1.9 проворачивание поршня обеспечивается с помощью пространственного под углом радиусу) размещения поршней в блоке 3. Распределение осуществляется с помощью

плоского золотника 1.

Чтобы уменьшить при проворачивании скольжение головки поршня, необходимо увеличивать плечо приложения силы. С этой целью в некоторых конструкциях головку поршня выполняют грибо­образной (рис. 1. 7е)

Усилие N реакции статорного кольца (рис. 1.76) на сфери­ческую головку поршня направлено по нормали к образующей ко­нуса, имеющей угол к горизонту к проходит через центр сферы радиуса г. Это усилие может быть разложено на радиальную силу F, статически уравновешивающую давления жидкости на поршень, и силу Т. направленную перпендикулярно оси поршня. Сила Т изгибает поршень и прижимает его к стенкам цилиндра, за счет этого цилиндровый блок стремится сместиться в осевом направлении.

Действие осевой силы Т на цилиндровый блок можно ком­пенсировать в насосах с расположением цилиндров в несколько рядов путем симметричной установки статорных колец (обойм) 2 с опорной поверхностью под углом (рис. 1.4). При четном числе ря­дов цилиндров может быть достигнута полная разгрузка, а при нечетном - частичная. При нечетном числе рядов поршни распола­гают в шахматном порядке.

В точке соприкосновения головки поршня со статорным кольцом возникает под действием силы N контактное напряжение. Допустимая величина контактного напряжения ограничивает макси­мальное усилие, развиваемое поршнем. Ввиду этого, диаметр d поршней выбирают для насосов, работающих при давлении до 100 Бар, не более 20 мм, и для насосов, работающих при давлении до 200 Бар, не более 16 мм.

С целью уменьшения контактных напряжений может быть увеличен радиус г сферической головки (рис. 1.7в). Подводя итог, можно сказать, что высокие контактные напряжения являются од­ним из недостатков схем, использующих сферические головки поршня.

В конструкции насосов с опорными башмаками (рис. 1.7а) контактные напряжения снижаются за счет развитой опорной поверх­ности башмаков.

Опора поршня 9 может быть выполнена в виде гидростатического башмака 14 (рис. 1.10). Через отверстия 2 (рис 1.11) в поршне и стойке башмака жидкость из полости цилиндра 1 подводится в камеру 3 подошвы башмака 14, уплотненной кольцевым по­яском 4.

Позицией 5 обозначена дренажная канавка, соединенная с по­лостью корпуса, где давление отсутствует. Размеры камеры и по­яска выбирают при которых сила давления жидкости на их поверхность равна силе давления жидкости на поршень. Таким об­разом, сила давления жидкости на поршень передается кольцу 7 статора не контактными напряжениями между материалами обеих деталей, а силами давления жидкости, практически без участия контакта поверхностей при любых давлениях.

Для уравновешивания центробежных сил поршней, которые от давления не зависят, гидростатическая опора окружена развитыми опорными поверхностями 6, представляющими гидродинамические подшипники, несущая способность которых пропорциональна, как и центробежные силы, частоте вращения.

РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНАЯ ЦАПФА-ЦИЛИНДРОВЫЙ БЛОК

Парой трения, воспринимающей основные радиальные силы, яв­ляются распределительная цапфа и цилиндровый блок. Распредели­тельная цапфа, несущая на себе цилиндровый блок, нагружена усилием N, которое создается силами давления жидкости на наг­руженные поршни. Радиальная нагрузка на цапфу может достигать несколько десятков тысяч Ньютонов. Прогиб цапфы под действием этой нагрузки может привести к заеданию скользящей пары цапфа-втулка ротора из-за малого (несколько микрон) зазора При проектировании цапфа должна быть расчитана на прогиб. Величина прогиба не должка-выходить за пределы, допускаемые по –условиям возможности заклинивания ротора.

Для уменьшения сил, действующих на цапфу, обычно применяют гидростатическую разгрузку (гидравлическое уравновешивание ро­тора). Разгрузка обеспечивается соответствующим направлением утечки в зазорах между ротором и осью. Одна из схем этой разг­рузки показана на рисунке 1.12а.

Составляющие силы давления жидкости на поршни действуют на ротор прижимая его к распределительной цапфе. С противополож­ной стороны на втулку ротора действует давление жидкости в за­зоре между втулкой и цапфой, отжимающее ротор от цапфы Для достижения минимального износа втулки ротора эти силы должны по возможности, быть уравновешены.

Уравновешивание достигается при применении круговых коль­цевых канавок а, выполненных на цапфе или на втулке. В верхней части рисунка 1.12а показан график распределения давления жид­кости по длине втулки ротора при наличии этих канавок. Из гра­фика следует, что на половину поверхности втулки, находящуюся в зоне нагнетания, действует давление жидкости, отжимающее втулку вверх (часть эпюры L1), а на другую половину, находящу­юся в зоне всасывания, действует давление отжимающее втулку вниз (часть L2 эпюры давления). В результате втулка нагружа­ется давлением, суммарная эпюра которого изображена в низу рисунка 1.12а. Под действием этого давления ротор отжимается вверх силой, величина которой должна уравновешивать составляю­щие F силы давления жидкости на поршни (смотри рисунок 1.7в).

Более совершенной является разгрузка с помощью некруговых (на угле 180 градусов), изолированных одна от другой канавок шириной с, которые соединяют, соответственно, с полостями высокого и низкого давлений, как показано на рисунка 1.12б. Высокое давление подводится к канавкам, выполненным сим­метрично на стороне низкого давления, а низкое давление - к таким же канавкам на стороне высокого давления.

Для предотвращения возможности заедания распределительной пары насосов большой мощности ротор 1 (рис. 1.12в) часто уста­навливают на двух подшипниках качения 2, воспринимающих на се­бя нагрузку от сил давления жидкости.

Объемный КПД радиально-поршневых насосов при номинальном режиме работы равен 0,96...0,98 и выше, механический КПД - от 0,80 до 0,95.

Поиск по сайту: