Насосы, как источники гидравлической энергии

К источникам энергии гидравлических приводов относятся насо­сы, аккумуляторы и преобразователи давления. Рассмотрим устройст­во, принцип действия, достоинства и недостатки основных представителей всех этих групп источников энергии.

Насосы объемного действия по принципу действия можно разде­лить на три большие группы: насосы роторно-зубчатые, роторно-поршневые и роторно-пластинчатые.

Роторно-зубчатые насосы по конструктивному исполнению де­лятся на шестеренные, винтовые и героторные (от слов «генерирующий ротор»).

Шестеренный насос относится к наиболее простым по конструк­ции насосам (рис.2.3). В корпусе 1 в подшипниковых узлах 5 располо­жены два вала-шестерни 2 и 3, находящиеся в зацеплении. Вал2 являет­ся ведущим, и к нему с помощью муфты подсоединяется приводной двигатель (электродвигатель или двигатель другого типа, например, внутреннего сгорания). Корпус насоса закрывается торцовыми крыш­ками7и8.К входному отверстию А подсоединяется всасывающий тру­бопровод, а к выходному отверстию Б – напорный.

Рис.2.3. Устройство шестеренного насоса

Принцип действия шестеренного насоса заключается в следую­щем. При вращении шестерен 2 и 3, установленных в корпусе 1, (рис.2.4) в направлении, показанном на рисунке, во всасывающей ка­мере А создается разрежение за счет ее увеличения при выходе зуба од­ного колеса из впадины другого. Вследствие этого на концах всасыва­ющего трубопровода 4 создается разность давлений (между атмосфер­ным давлением P_a и разрежением в камере насоса) и сила, поднимаю­щая жидкость из бака 5 в полость насоса А. Жидкость заполняет эту полость и находящиеся в ней впадины зубьев обеих шестерен и перено­сится ими по периферии зубчатых колес при их вращении в полость Б, где зубья входят во впадины и вытесняют рабочую жидкость в напор­ную гидролинию насоса, создавая поток Q_н. Величина этого потока будет зависеть от числа впадин зубьев и их размеров.

Рис.2.4. Принцип действия шестеренного насоса

Объем жидкости, вытесненный насосом за один оборот его ведущего вала при отсутствии давления в напорной полости, называется рабочим объемом гидравлической машины и является для насосов одной из основ­ных его характеристик. Теоретически рабочий объем насоса равен объему всех камер вытеснения, работающих во время одного оборота ведущего вала. Для шестеренного насоса камеры вытеснения - это впа­дины зубьев, а вытеснителями являются сами зубья. Объем этих камер вытеснения определяется высотой зуба, равной двум модулям m зубча­того колеса, его шириной b и числом зубьев z. За один оборот ведущего вала в работе участвуют впадины обеих шестерен. При равенстве объе­ма впадины объему самого зуба можно считать, что за один оборот ве­дущего вала вытесняется объем жидкости, равный объему всех впадин и зубьев ведущей шестерни, как показано на рис.2.5 в виде заштрихо­ванного кольца (ширина шестерни b не показана). Тогда рабочий объем шестеренного насоса v_нш =2πm²bz. Для шестеренных насосов с не­большим числом зубьев z = 8 —16 величина рабочего объема несколько выше, чем рассчитанная по этой формуле, так как при таком числе зубьев объем впадины немного больше объема зуба. Поэтому при рас­чете v_нш таких насосов в формулу следует подставить коэффициент 6,5 вместо 2π [4]. Если же в шестеренном насосе используются шестерни с разным числом зубьев (такие конструкции тоже могут быть), то при расчете рабочего объема такого гидронасоса берется значение числа зубьев ведущего колеса. Рабочий объем гидравлических машин изме­ряется в см³.

Зная рабочий объем насоса, легко определить и подачу насоса Q_н. Подачей насоса называется объем рабочей жидкости, вытесненной гидромашиной за единицу времени. Для насоса с частотой вращения ве­дущего вала n_н его подача Q_н определяется как произведение рабочего объема v_н на частоту вращения, т.е. Q_н =v_нn_н. Подачу насоса часто называют производительностью насоса. Измеряется она в см³/с, дм³/мин или л/мин.

Рис.2.5. Схема к расчету рабочего объема шестеренного насоса

Еще одной важной характеристикой насосов является вакуумметрическая высота всасывания H_вс, под которой понимается измеряемое в метрах разрежение во всасывающей камере насоса. Если в технических данных насоса приведен этот параметр, то он фактически показывает предельную высоту установки насоса над уровнем рабочей жидкости в баке. Если, например, указано, что H_вс составляет 2 м, то это значит, что расстояние от поверхности жидкости в баке до оси входного отвер­стия насоса (рис.2.4) не может превышать этой величины, иначе насос не будет качать жидкость в гидравлическую систему. Это объясняется тем, что разность давлений атмосферного P _a и во всасывающей камере P_вс будет компенсироваться давлением столба жидкости высотой H_вс, т.е. без учета сил трения и скоростного напора жидкости во всасываю­щей трубе можно записать, что P _a — P_вс = ρgH_вс, где ρ - плотность жидкости, g - ускорение свободного падения.

Разрежение, которое может создать насос при его запуске, зави­сит не только от точности изготовления деталей гидромашины и качес­тва ее сборки, но и от так называемого вредного пространства всасы­вающей полости насоса. Им называют тот объем всасывающей камеры насоса, который не меняется во время процесса всасывания. Напри­мер, для шестеренного насоса вредным пространством может считать­ся объем расточки А в корпусе (рис.2.4) и входящего в нее отверстия для подсоединения трубопровода. Так вот, чем больше вредное пространство, тем хуже процесс всасывания (неполное заполнение все­го объема всасывающей полости насоса рабочей жидкостью) и умень­шение подачи насоса по сравнению с теоретически возможной. Поэтому для обеспечения полноценной работы регулируемого (изменяющего ра­бочий объем) насоса, особенно на малых подачах, применяют насосы подпитки, которые принудительным образом (с давлением подпора) за­полняют всасывающие камеры основного регулируемого насоса.

Часто в каталогах насосов вместо вакуумметрической высоты вса­сывания приводится другой параметр - давление на входе насоса, кото­рое и показывает то разрежение, которое создается во всасывающей камере насоса при его работе (обычно оно указывается со знаком «ми­нус»). Тогда по приведенной выше последней зависимости легко расс­читывается предельная высота установки насоса относительно бака с рабочей жидкостью. Здесь надо заметить, что при монтаже насосов же­лательно иметь наименьшую высоту всасывающего трубопровода, что обеспечивает минимальные потери энергии на всасывании. Поэто­му-то часто насосы монтируются на крышке бака или таким образом, чтобы насос был целиком погружен в рабочую жидкость.

Другим важным параметром насосов является давление на выходе насоса. Фактически это то давление, при котором может работать сам насос, иначе, на которое рассчитана конструкция насоса, исходя из прочностных, жесткостных и точностных требований. По этому пара­метру обычно выбирается тип насоса.

Еще одним важным параметром насосов является коэффициент полезного действия (КПД), характеризующий многие стороны эксплу­атационной способности гидравлической машины. В технических дан­ных насосов обычно приводятся три разновидности КПД. Одной из них является коэффициент подачи насосал0 (часто в обиходе его назы­вают объемным КПД). Он характеризует объемные потери рабочей жидкости (утечки насоса) и определяется как отношение действитель­ной подачи насоса Q_Д к теоретической Q_н, т.е. η₀ = Q_д/Q_н. Действи­тельная подача насоса меньше теоретической на величину утечек Q_ут. Тогда можно записать, что η₀ = (Q_н — Q_ут )/Q_н ⁼ 1^— Q_ут/Q_н. Утечки насоса есть часть его подачи, уходящая через зазоры между контактиру­ющими деталями из напорной полости во всасывающую, а также через уплотнения - наружу самого насоса. Однако наружные утечки насоса не допустимы. Если они появились, то это говорит о том, что необходимо обратить внимание на состояние уплотнительных устройств. Величина утечек жидкости зависит от размеров зазоров, свойств рабочей жидкос­ти (в первую очередь, ее вязкости) и перепада давления на зазорах, через которые протекает жидкость. В инженерных расчетах величину утечек определяют по формуле: Q_ут = k_ут ∆P, где P - разность давлений на за­зоре, через который возможны потери жидкости, а k_ут- коэффициент утечек, зависящий от типа гидравлического устройства. Отметим сра­зу, что для насосов разность давлений обычно принимается равной давлению на выходе насоса, принимая давление на входе в насос за нуль. Учитывая последнее выражение для расчета утечек, нетрудно за­метить, что коэффициент подачи линейно зависит от давления. При­чем, чем больше давление, тем выше возможные утечки и ниже коэф­фициент подачи насоса (рис.2.6). В технических характеристиках насо­сов обычно указываются несколько значений коэффициента подачи: при работе насоса без нагрузки (при минимальном давлении), при но­минальном и максимальном давлениях. Утечки растут также и с увели­чением температуры жидкости из-за уменьшения вязкости рабочей среды. Поэтому часто бывает очень важным поддерживать постоян­ную температуру нагрева рабочей жидкости путем применения тепло­обменников или другого рода маслоохладителей. Если сравнивать ко­эффициенты подачи нового, прошедшего обкатку насоса и бывшего в длительной эксплуатации, то больший коэффициент подачи будет у нового насоса, не подверженного еще значительному износу.

При проведении проектных расчетов гидросистем коэффициент утечек насосов принимается равным 50-70 см³/(МПа мин).

Другой разновидностью коэффициента полезного действия явля­ется гидромеханический КПД, обозначаемый η_гм. Этот КПД характе­ризует потери энергии, идущие на преодоление сил трения как в самой жидкости и жидкости о стенки трубопроводов, так и сил трения в движущихся контактирующих деталях и частях насоса. Он линейно за­висит от нагрузки на насос (давления) и растет с ее увеличением, так как потери энергии на трение, оставаясь самими по себе неизменными, относительно растущей подводимой энергии будут снижаться (рис.2.6).

Рис.2.6. Зависимость КПД насоса от давления нагрузки

Третьей разновидностью КПД является полный коэффициент по­лезного действия η_n, характеризующий общие потери энергии, связан­ные с объемными потерями и потерями на трение. Определяется он как отношение мощности энергии на выходе насоса N_вых к подведенной к нему мощности N_под. В то же время полный КПД можно определить как произведение коэффициента подачи и гидромеханического КПД, т.е. справедливо η_n = N_вых/N_под = η₀ η_гм. Зависимость полного ко­эффициента полезного действия от нагрузки нелинейная и имеет при некотором давлении оптимальное значение η_nопт(рис.2.6). При наг­рузках, создающих более высокие давления, значение полного КПД начинает снижаться, потому что при этом на него начнет оказывать большее влияние падение коэффициента подачи, а не рост гидромеха­нического КПД.

Среди технических характеристик, приводимых в каталогах насо­сов, указываются также номинальная мощность насоса N_н и крутящий (вращающий) момент M_н.

Номинальная мощность определяется как произведение номи­нального давления на выходе насоса P_н и подачи насоса Q_н, т.е. N_н = P_нQ_н. Потребляемая насосом мощность N_н = P_нQ_н/η_н. Зная потребляемую мощность, можно подобрать мощность приводного двигателя насоса, которая должна быть не меньше потребляемой.

Крутящий момент, развиваемый на валу насоса, зависит от давле­ния на выходе насоса и его рабочего объема v 0 и определяется выраже­нием: M_н = P_нv₀ /2π = 0,159 P _н v₀ .

Рассмотренные выше шестеренные насосы по виду зубчатого за­цепления являются насосами внешнего зацепления. Имеются и шесте­ренные насосы внутреннего зацепления (рис.2.7). Шестерни 2 и 3, уста­новленные в корпусе 1, вращаются в одном направлении, что обеспе­чивает плавную и более бесшумную работу в сравнении с насосами внешнего зацепления. Ведущей шестерней является обычно зубчатое колесо с внешним зубом 3, что обеспечивает симметричное расположе­ние приводного вала относительно корпуса в отличие от шестеренных насосов внешнего зацепления. Однако шестеренные насосы внутренне­го зацепления более сложны и трудоемки в изготовлении и, соответст­венно, более дороги, поскольку необходима установка разделителя 3, обеспечивающего невозможность соединения всасывающей А и нагне­тательной Б камер насоса.

Рис.2.7. Шестеренный насос внутреннего зацепления

Большими недостатками шестеренных насосов являются следую­щие факторы. Такие насосы подают в гидросистему пульсирующий по­ток, который приводит к колебаниям давления, повышенному шуму в работе и неравномерности скорости движения исполнительных орга­нов. Для снижения влияния этого фактора в насосах могут применять­ся косозубые шестерни с углом наклона до 10°. Однако в этом случае наряду с радиальными силами возникают и осевые. Для компенсации осевых сил требуется установка упорных подшипников, что усложняет конструкцию. Для снижения осевых сил могут применяться шеврон­ные шестерни с небольшим углом наклона зуба.

В связи с переносом рабочей среды во впадинах зубьев при работе шестеренного насоса создаются постоянные по направлению радиаль­ные силы F (рис.2.8,а), действующие на опоры валов, которые вызыва­ют повышенный износ и снижают долговечность. Одним из средств борьбы с этим фактором может быть гидростатическая разгрузка опор, как это показано на рис.2.8б, когда карманы гидростатических опор, расположенные по направлению действия сил F, соединены с на­порной гидролинией, а карманы, расположенные в плоскости под уг­лом к направлению силы F – с гидролинией всасывания.

К таким достоинствам шестеренных насосов, как простота и отно­сительная их дешевизна, следует отнести компактность конструкции, достаточно высокий коэффициент полезного действия, достигающий 90%, нежесткие требования к очистке рабочей жидкости (насосы работоспособны при тонкости фильтрации не хуже 100 мкм) и возмож­ность работы в широком диапазоне вязкости рабочей жидкости.

Рис.2.8. Схемы действия давления жидкости на опоры шестеренного насоса: а – эпюра давлений; б – разгрузка опор

Рабочий объем шестеренных насосов может быть от 3,5 до 100 см³, частота вращения приводного вала – 400–4000 мин^-1, а их подача – до 300 л/мин. Шестеренные насосы внешнего зацепления могут работать при давлениях до 30 МПа, а внутреннего зацепления – до 10 МПа.

Если необходима более высокая подача рабочей жидкости или надо создать привод с двумя или несколькими потоками, то применя­ются двух- или многосекционные насосы. Такие насосы (рис.2.9) могут обеспечивать суммарный поток своих секций или два потока разной величины, если секции имеют разные параметры.

Шестеренные насосы, как правило, нерегулируемые, т.е. предназ­начены для получения постоянных потоков жидкости. Хотя их можно сделать с регулируемой подачей путем использования для привода на­соса двигателя с изменяемой частотой вращения.

В настоящее время встречается большое многообразие конструк­ций шестеренных насосов. В качестве примера на рис.2.10 приведен на­сос немецкой фирмы Vickers, отличающийся сборной конструкцией корпуса и применением подшипников скольжения.

Рис.2.9. Двухсекционный шестеренный насос с внутренним зацеплением фирмы Vickers: 1– приводной вал; 2, 3 – шестерни; 4, 6 – крышки насоса; 5 – корпус

Винтовые насосы являются разновидностью роторно-зубчатых насосов и легко преобразуются из шестеренных путем уменьшения числа зубьев шестерен и увеличения угла наклона зубьев. Таким обра­зом шестерня превращается в винт. Конструктивно винтовой насос представляет собой находящиеся в зацеплении винты 2 и 3, располо­женные в корпусе 1 (рис.2.11а). Принцип действия винтового насоса заключается в следующем. При вращении ведущего винта 2 и находя­щихся с ним в зацеплении двух винтов-замыкателей 3 в винтовых ка­навках возникают замкнутые объемы, а винтовые нарезки представля­ют собой в этом случае поршни, перемещающиеся вдоль оси. Вследст­вие этого в полости, соединенной с баком (на рис.2.11 не показан) тру­бопроводом через канал А, создается разрежение, она заполняется под действием силы, возникающей от разности давлений (атмосферного и в камере всасывания), жидкостью, которая переносится винтами в по­лость нагнетания и вытесняется ими далее через канал Б в гидравличес­кую систему. Аналогично работает и двухвинтовой насос (рис.2.11б), однако из-за несимметричной схемы зацепления ведущий винт 2 (рав­но как и винт-замыкатель 3) испытывает неуравновешенную радиаль­ную нагрузку, вызывающую изгиб вала и связанный с этим повышен­ный износ опор. С другой стороны, двухвинтовой насос более прост в изготовлении и имеет меньшие размеры в радиальном направлении.

Рис.2.10. Шестеренный насос фирмы Vickers: 1 – ведущий вал-шестерня; 2 – ведомая шестерня; 3 – крышка насоса

Рис.2.11. Конструктивные исполнения винтовых насосов: а - трехвинтовой; б - двухвинтовой; в - поперечное сечение трехвинтового насоса

Винтовые насосы работоспособны лишь тогда, когда длина вин­тов больше их шага t. Обычно она берется в пределах 3-8 шагов. Ради­альные размеры назначаются в зависимости от наружного диаметра винта-замыкателя d_н (рис.2.11â). Так, наружный диаметр ведущего винта D _н = 5d_н/3, его внутренний диаметр d_в = d_н, внутренний диа­метр винтов-замыкателей d_вн =d_н. Шаг винтов t=10d_н/3. Рабочий объем винтовых насосов тоже рассчитывается в зависимости от диа­метра винтов-замыкателей d_н по формуле: v₀ = 4,14d_н³.

Одно из главных достоинств винтовых насосов - создание посто­янного (непульсирующего) потока рабочей жидкости благодаря неп­рерывности процесса всасывания. К достоинствам относится также и малый диаметральный размер винтов и связанная с этим низкая инер­ционность самого насоса, что позволяет развивать высокие частоты вращения ведущего вала и обеспечивать большую подачу рабочей сре­ды до 15000-20000 л/мин. Но работают такие насосы при сравнительно невысоких давлениях до 30 МПа. Это объясняется тем, что для работы на больших давлениях необходимо, чтобы по длине винта было боль­ше замкнутых объемов жидкости. Тогда на каждый замкнутый в пре­делах шага винта объем будет приходиться меньший перепад давле­ния, а, значит, меньшими будут и перетечки рабочей жидкости из на­порной полости насоса во всасывающую. Это повышает коэффициент подачи насоса. Рекомендуется при проектировании винтовых насосов принимать перепад давления на один замкнутый объем (шаг винта) в пределах 2-3 МПа, что обеспечивает минимальные объемные потери. Но если необходимо создать насос, работающий, например, при давле­нии 30 МПа, то придется длину винтов назначить не менее 10 шагов, что приведет к резкому увеличению осевых размеров насоса. Вместе с тем увеличение длины винта при сохранении его диаметра снижает его жесткость, что в свою очередь ставит задачу эффективной разгрузки ведущего винта от радиальных нагрузок. А это может быть достигнуто путем установки не двух, а четырех ведомых винтов по симметричной схеме, что усложняет и удорожает такой насос. Если учесть, что изго­товление винтовых насосов само по себе не дешево из-за сложной технологии изготовления винтов со специальным профилем (чаще все­го с циклоидальным, реже с прямоугольным или трапецеидальным), то стоимость усложненных насосов может возрасти значительно. Однако этот недостаток перекрывается возможностью получения насоса, обес­печивающего равномерную, без пульсаций, подачу жидкости в огром­ных размерах при низком уровне шума.

Еще одним видом роторно-зубчатых насосов являются так назы­ваемые героторные насосы. По сути своей они есть разновидность шес­теренных насосов с внутренним зацеплением. Однако имеют свои су­щественные отличия. Рассмотрим их на принципиальной схеме дейст­вия такого насоса (рис.2.12). Внутреннее зубчатое колесо 2 с внешними зубьями имеет число зубьев на лишь единицу меньше, чем наружное зубчатое колесо 1 с внутренним зубом. Еще одно отличие в том, что ко­лесо 1 неподвижно, а вращается лишь внутреннее колесо 2, совершая планетарное движение (перекатываясь по колесу 1). И третье отличие в том, что в героторном насосе нет разделительного элемента, необходи­мого для предотвращения соединения всасывающей и нагнетательной камер насоса.

Работа насоса происходит следующим образом. При вращении шестерни 2, являющейся ротором насоса, ее зубья входят во впадины зубчатого колеса 1, вытесняя жидкость в напорную гидролинию и ге­нерируя гидравлическую энергию (потому и называется насос героторным от слов «генерирующий ротор»). Одновременно противополож­ные зубья выходят из впадин колеса 1, всасывая жидкость из бака. Та­ким образом, при вращении ротора каждая впадина наружного коле­са 1 попеременно становится всасывающей А и напорной камерой Б такого насоса. Если роторная шестерня 2 имеет 6 зубьев, а статорная шестерня 1 соответственно 7 зубьев, то за один оборот приводного вала колесо 2 совершает 6 оборотов относительно зубчатого колеса 1. В правой части рис.2.12 показано, что повороту вала на угол примерно 21,5° соответствует поворот шестерни примерно на 128°. Таким обра­зом, фактический рабочий объем героторного насоса с такими пара­метрами шестерен в шесть раз больше конструктивного объема семи впадин колеса 1. И в этом главное достоинство героторного насоса, заключающееся в том, что он обеспечивает высокую подачу жидкости при небольших собственных габаритах, и покрывающее основной не­достаток - сложность конструкции и технологии изготовления.

Рис.2 12. Принцип действия героторного насоса

Героторные насосы могут работать при давлениях до 15 МПа и обеспечивать производительность в 150-200 л/мин. При небольших размерах (220x105x30 мм) они имеют рабочие объемы от 80 до 250 см³. По уровню шума они соответствуют шестеренным насосам внутренне­го зацепления. Предназначены для работы с рабочими жидкостями с кинематической вязкостью от 12 до 1500 сСт и тонкостью фильтрации до 60 мкм.

Роторно-поршневые насосы по конструктивному исполнению можно разделить на три большие группы: радиально-поршневые, акси­ально-поршневые и кулачковые (эксцентриковые).

Насосы называются так потому, что в качестве вытеснителей ра­бочей жидкости используются поршни или плунжеры, которые, благо­даря вращению ротора, совершают возвратно-поступательные движе­ния и обеспечивают подачу жидкости.

Радиально-поршневой насос содержит в своем составе четыре ос­новных элемента: статор 1, ротор 2, плунжеры 3 и разделитель 4 (рис.2.13). Действует насос следующим образом. Ротор 2 установлен относительно статора 1 с эксцентриситетом е. При его вращении по стрелке с частотой п плунжеры 3, находящиеся в верхнем полукруге, движутся поступательно от центра вращения, увеличивая объем всасы­вающей камеры А. При этом в ней создается разрежение, и рабочая жидкость, находящаяся в баке (на рис.2.13 не показан), под действием силы, вызванной разностью между атмосферным давлением и давле­нием во всасывающей камере, заполняет весь ее объем. Плунжеры, на­ходящиеся в нижнем полукруге, движутся поступательно к центру вра­щения и вытесняют рабочую среду в напорную камеру Б и далее в гид­равлическую систему. Таким образом, за один оборот ротора каждый плунжер совершает один такт всасывания и нагнетания, причем каж­дый такт происходит за пол-оборота.

Нетрудно заметить, что рабочий объем v₀ радиально-поршневых насосов зависит от диаметра плунжеров d_п, их числа z и величины перемещения, которое связано с эк­сцентриситетом e и равно двум его величинам, т.е. можно записать: v₀ =0,5πezd_п².

Рис.2.13. Принцип действия радиально-поршневого насоса

Подача Q_н таких насосов за­висит и от частоты вращения рото­ра n и может быть записана в виде Q_н = 0,5πezd_пn. Здесь следует отметить, что радиально-поршневые насосы относят к тихоходным насосам. Из-за больших размеров в радиальном направлении (гро­моздкости), возможной неуравно­вешенности роторов и их больших моментов инерции частота враще­ния приводного вала таких насо­сов сравнительно невелика и не превышает обычно 1500 1/мин. Но благодаря тому, что при работе плунжеры (поршни) испытывают напряжения сжатия, радиально-поршневые насосы могут функционировать при давлениях рабочей жид­кости до 100 МПа и обеспечивать достижение мощностей до 300 кВт.

Анализируя принцип действия радиально-поршневых насосов, нетрудно заметить, что они, как правило, могут обеспечивать получение регулируемых подач и реверсивных потоков за счет изменения величи­ны эксцентриситета e. Смещая ротор влево или вправо относительно оси статора (рис.2.13), т.е. изменяя эксцентриситет от —e до +e, получаем не только регулирование подачи насоса, но и смену всасывающей по­лости А на нагнетательную, а нагнетательной Б - на всасывающую.

На рис.2.14 приведена конструкция однорядного радиально-поршневого насоса, в котором применен ряд усовершенствований, позво­ляющих улучшить технологичность изготовления и увеличить срок службы насосов. Так, ротор 2 и корпус 1 насоса соосны. Ротор не имеет возможностей перемещаться относительно корпуса для изменения экс­центриситета. Регулирование подачи насоса осуществляется за счет пе­ремещения промежуточного статорного кольца 3, внутри которого и находится блок ротора с плунжерами 4. Перемещение промежуточно­го кольца 3 может быть осуществлено специальными устройствами ре­гулирования подачи, которые монтируются в отверстия В и Г и приво­дятся в действие вручную или электромеханическими, гидравлически­ми либо пневматическими средствами. Сами плунжеры (поршни) осна­щены опорными башмаками 5, благодаря которым снижается контак­тное напряжение в стыке головки плунжера и внутренней поверхности статорного кольца. В стык по внутреннему отверстию в поршне пода­ется рабочая жидкость. Тем самым создается гидростатический эф­фект, значительно снижаются силы трения и износ контактирующих деталей, а также обеспечивается возможность поднять частоту враще­ния ротора до 1800 1/мин.

Рис.2.14. Радиально-поршневой однорядный насос фирмы Bosch

Для получения больших подач жидкости часто радиально-поршневые насосы выполняют многорядными (рис.2.15), когда на роторе 1 устанавливают несколько рядов плунжеров 2 (от двух до шести). В каждом ряду может быть от 5 до 13 плунжеров. Благодаря этому мно­горядными насосами даже при небольшой частоте вращения ротора (960 мин^-1) обеспечивается подача жидкости до 400 л/мин. Регулирова­ние подачи насоса осуществляется путем смещения блока 3 со статорным кольцом 8. Подвод жидкости к плунжерам производится через распределительный вал 4 в корпусе 5, соединенный муфтой с привод­ным валом 6, смонтированным в крышке 7.

Аксиально-поршневой насос назван так потому, что его плунжеры расположены в роторе параллельно оси вращения. К этой же группе относят и те насосы, в которых плунжеры (поршни) расположены под углом, меньшим 45°, к оси вращения ротора. Принципиальные конст­руктивные схемы аксиально-поршневых насосов приведены на рис.2.16. Основными конструктивными элементами таких насосов яв­ляются корпус 1, планшайба 2, плунжеры 3, ротор 4. Принцип действия насосов заключается в следующем. При вращении ротора 4 (рис.2.16а) благодаря наклонной планшайбе 2 плунжеры 3 совершают возвратно-поступательное движение. При смещении верхнего плунжера влево увеличивается объем полости у правого его торца, и за счет этого там создается разрежение. Под действием силы, возникшей из-за разности атмосферного давления и давления в полости у плунжера, рабочая жидкость заполняет эту полость из бака через канал А и левую всасы­вающую канавку К в распределительном диске 5 (рис.2.16б). При пе­ресечении плунжером перемычки между канавками К он начинает пе­ремещаться вправо и вытеснять жидкость в правую напорную канав­ку К, канал Б и далее в гидравлическую систему.

Рис.2.15. Радиально-поршневой двухрядный насос модели НП

Рабочий объем v₀ аксиально-поршневых насосов, как нетрудно определить из принципа действия, зависит от диаметра плунжеров d_п, величины их хода l и числа плунжеров z. В свою очередь, их ход l зави­сит от диаметра расположения плунжеров D и угла наклона планшай­бы а, т.е. l= Dtga. Тогда можно получить: v₀ = 0,25πd_пDztga. Чис­ло плунжеров обычно 7 или 9.

Нечетное их число способствует уменьшению величины пульса­ций подачи насоса. Большее число плунжеров незначительно умень­шает пульсацию, однако увеличивает габаритные размеры роторного блока и его момент инерции, что ухудшает характеристики насоса. Анализируя выражение для определения рабочего объема насоса, вид­но, что регулирование подачи насоса можно осуществлять путем изме­нения угла наклона планшайбы или наклона роторного блока а, как это показано на рис.2.16г и 2.16д.

Рис.2.16. Принципиальные схемы аксиально-поршневых насосов

По типу распределения жидкости аксиально-поршневые насосы могут быть с торцовым (рис.2.16а,г,д) и клапанным (рис.2.16в) распре­делением. По типу привода вращения они бывают с приводом враще­ния планшайбы 2 (рис.2.16в,д) и с приводом вращения плунжерного блока 6 (рис.2.16а,г). При торцовом распределении жидкости исполь­зуется распределительный диск 5 (рис.2.16б) с выполненными в нем серповидными канавками К, которые подсоединяются к трубопрово­дам всасывания и нагнетания. При клапанном распределении жидкос­ти по трубопроводам всасывания и нагнетания в насосах используются обратные клапаны 7 (рис.2.16в), которые открываются при движении плунжеров вправо.

Регулирование подачи насоса по схеме на рис.2.16д осуществляет­ся поворотом самого плунжерного блока 6, связанного с приводным валом 8 и планшайбой 2 карданным валом 10. Плунжеры 3 изготовле­ны полыми и соединены с планшайбой 2 с помощью шатунов 10.

Для аксиально-поршневых насосов характерна одна проблема, заключающаяся в том, что необходимо обеспечивать силовое замыка­ние плунжеров и планшайбы, особенно при нахождении плунжеров в зоне всасывания. Если в радиально-поршневых насосах прижим плун­жеров к статорному кольцу может осуществляться за счет инерцион­ных сил, действующих на плунжеры при вращении ротора, то для акси­ально-поршневых насосов необходимо предусматривать принуди­тельное поджатие плунжеров к планшайбе. Такое принудительное поджатие плунжеров производится и для радиально-поршневых насо­сов, чтобы обеспечить надежную работу на малых частотах вращения и при нахождении плунжеров в зоне всасывания, где возникают силы отрыва плунжера от статора. В качестве способов принудительного си­лового замыкания могут использоваться различные технические реше­ния. Например, применение пружин, устанавливаемых в полостях ра­боты плунжеров и воздействующих на плунжеры (рис.2.16в). Другим средством может быть насос подпитки, принудительно заполняющий всасывающие камеры насоса под определенным давлением, создаю­щим силу прижима на такте всасывания (на такте нагнетания такая сила создается самим давлением нагнетания). Еще одним техническим решением может являться механическое закрепление плунжеров на планшайбе, как это показано на рис.2.16г, д.

Большому многообразию принципиальных схем соответствует зна­чительная номенклатура выпускаемых промышленностью аксиально-поршневых насосов. Это обусловлено и большими достоинствами ука­занных насосов, среди которых возможности получения высоких подач жидкости до 400 л/мин при давлениях до 100 МПа. Благодаря меньшей по величине, чем у радиально-поршневых насосов, неуравновешеннос­ти и инерционности эти насосы работают при частотах вращения до 3000 1/мин, обеспечивая получение мощностей до 100 кВт.

Энергоемкость аксиально-поршневых насосов почти в два раза выше, чем у радиально-поршневых, и составляет 10-30 Н/кВт (меньшие значения для нерегулируемых насосов). Коэффициент подачи таких на­сосов также высок и составляет 0,97-0,98, а полный КПД - 0,95 [4].

Ниже приведено несколько примеров конструктивного исполнения аксиально-поршневых насосов, подтверждающих изложенные выше принципиальные схемы. Так, на рис.2.17 показан нерегулируемый ак­сиально-поршневой насос модели МНА, в котором используются тор­цовое распределение рабочей жидкости и вращающийся плунжерный блок 6. Он обеспечивает подачу жидкости до 90 л/мин и работает при давлениях до 20 МПа. Этот насос отличается еще и тем, что может ра­ботать и как насос, и как гидравлический мотор.

Рис.2.17. Нерегулируемый аксиально-поршневой насос модели МНА

Вращение роторному блоку 6 передается валом 1, установленным на опорах в крышке 2.Внейже находится и наклонная планшайба, сос­тоящая из неподвижного опорного диска 3 и несущего прижимного диска 4. В диске 4 расположены подпятники 8, в которых завальцованы сферические головки плунжеров 5. Тем самым обеспечивается пос­тоянный прижим плунжеров к наклонной планшайбе. В плунжерах 5 выполнены центральные сверления (каналы), благодаря которым ра­бочая среда подается в подпятник и обеспечивает его гидростатичес­кую разгрузку в период нагнетания. При вращении ротора 6 плунжеры совершают возвратно-поступательные движения, обеспечивая всасы­вание жидкости из бака и ее нагнетание в гидравлическую систему че­рез распределительный диск 7 в соответствии с описанным выше прин­ципом действия.

В случае работы указанной гидравлической машины в режиме гидравлического мотора к плунжерам подается жидкость под давлени­ем. Вследствие этого возникает осевая сила, действующая на наклон­ную планшайбу, и ее радиальная составляющая в виде окружной силы, которая создает крутящий момент и приводит плунжерный роторный блок 6 и связанный с ним вал 1 во вращение.

На рис.2.18 показана конструкция нерегулируемого аксиально-поршневого насоса, в котором плунжерный блок с плунжерами 7 не­подвижен и установлен в корпусе 3, а вал 1 приводит во вращение две наклонные планшайбы 5, установленные в крышках 2 и 4 симметрич­но. Благодаря этому приводной вал 1 и его опоры разгружаются от значительных по величине осевых сил, и нет необходимости устанав­ливать в опорах мощные упорные подшипники. Кроме того, такой на­сос уже может работать при давлениях до 40 МПа. Сами плунжеры сферическими головками закреплены в подпятниках 6. При вращении вала с планшайбами плунжеры совершают возвратно-поступательные движения, обеспечивая всасывание жидкости из внутренней полости насоса, связанной с баком каналом А, через серповидные канавки, вы­полненные на наклонных планшайбах 5. В зоне всасывания эти канав­ки располагаются против центрального отверстия в подпятнике 6, сое­диняя внутреннюю полость насоса (картер насоса) с рабочей жидкос­тью через канал в плунжерах 7 с увеличивающейся полостью между торцами плунжеров, что обеспечивает заполнение этой полости жид­костью на такте всасывания. Нагнетание жидкости в гидросистему осуществляется через обратный шариковый клапан 8 по каналу Б при движении плунжеров 7 навстречу друг другу. Под действие давления нагнетания шарик 8 преодолевает силу пружины и открывает проход жидкости в кольцевую канавку в корпусе 1 и далее в канал Б. Таким образом, в этом насосе применено клапанно-торцевое распределение жидкости.

Рис.2.18. Нерегулируемый аксиально-поршневой насос модели НАМ

Аксиально-поршневой насос, приведенный на рис.2.19, относится к регулируемым насосам, т.е. насосам, обеспечивающим изменение по­дачи насоса в соответствии с необходимыми условиями работы. В нем применено клапанное распределение жидкости. Принцип действия этого насоса заключается в следующем. Вал 6 вращает наклонные планшайбы 1, вследствие чего плунжеры 3, связанные с подпятника­ми 8 на дисках 2, совершают возвратно-поступательные движения. Когда плунжеры расходятся, происходит такт всасывания, когда они движутся навстречу друг другу – такт нагнетания. В рабочей полости плунжеров установлены всасывающий 5 и нагнетательный 4 клапаны. Клапан 5 обеспечивает соединение рабочей полости плунжеров с внут­ренней полостью самого насоса, которая с помощью трубопровода, подключаемого к каналу А, соединена с баком. Регулирование подачи насоса осуществляется перемещением распределительной втулки 7 за счет тяги 9. На распределительной втулке выполнен специальный паз, в котором находится толкатель, воздействующий на всасывающий клапан 5. С помощью этого толкателя клапан 5 может быть открытым в момент такта нагнетания. Например, если он будет открыт все время такта нагнетания, то вся вытесняемая движущимися навстречу друг другу плунжерами рабочая жидкость будет возвращаться через откры­тый клапан 5 во внутреннюю полость насоса. Это будет соответство­вать нулевой подаче насоса. Если же в момент начала такта нагнетания клапан 5 закроется, то вытесняемая плунжерами жидкость открывает нагнетательный клапан 4 и проходит в канал Б и далее по подсоединенному к нему трубопроводу в гидравлическую систему. Такой вариант работы будет соответствовать максимальной подаче насоса. Таким об­разом, если клапан 5 держать открытым некоторое время от начала такта нагнетания, то в гидросистему будет поступать лишь какая - то часть полного потока насоса. Перемещая распределительную втулку вдоль оси вала, можно регулировать это время и, следовательно, пода­чу насоса. Указанный тип насоса обеспечивает подачу жидкости до 400 л/мин и работает при давлениях до 40 МПа.

Регулирование подачи насоса может быть осуществлено и путем изменения угла наклона планшайбы 2, как это представлено на рис.2.20. В этом насосе вращение вала 3 передается ротору с плунжера­ми 1, а сама планшайба 2 неподвижна. При подаче жидкости в канал управления 5 цилиндр 4 начнет перемещаться влево, изменяя угол нак­лона планшайбы 2 в сторону его уменьшения. Тем самым будет умень­шаться и подача насоса. Поскольку регулирование подачи осуществ­ляется с помощью гидравлики, то этот насос можно считать примером дистанционного управления подачей жидкости, причем это управле­ние легко можно сделать автоматизированным, соединив должным об­разом канал управления 5 с рабочими полостями гидравлического двигателя. Тогда, например, увеличение давления в полостях гидрод­вигателя будет вызывать уменьшение подачи насоса, а, значит, и ско­рости движения исполнительного узла гидрофицированной машины. И, наоборот, уменьшение давления – увеличение скорости. Такие усло­вия работы очень часто встречаются в реальных технологических сис­темах. Следует добавить также, что этот насос компактен, имеет ма­лый вес и хороший показатель энергоемкости (около 10 Н/кВт) и обес­печивает подачу жидкости до 200 л/мин при давлениях до 21 МПа.

Рис.2.19. Регулируемый аксиально-поршневой насос модели НА-74

Рис.2.20. Регулируемый аксиально-поршневой насос фирмы Vickers: 1 - плунжер, 2 - планшайба, 3 - приводной вал, 4 - цилиндр, 5 - канал управления

Кулачковые (эксцентриковые) насосы нашли большое применение потому, что обеспечивают получение значительных потоков жидкости (более 1000 л/мин) и могут работать при высоких давлениях, достигаю­щих 100 и более МПа. Кроме того, их удобно встраивать непосредст­венно в корпус какого-либо технологического оборудования. Все ку­лачковые насосы являются, как правило, насосами клапанного распре­деления жидкости. На рис.2.21 представлен насос, в котором вращение эксцентрикового (коленчатого, кулачкового) вала 1, смонтированного на опорах 2, вызывает возвратно-поступательное движение плунже­ров 5, установленных в корпусе 3. Поджим плунжеров 5 и связанных с ними подпятников 4 к поверхности вала осуществляется пружинами б. Внутренняя полость насоса каналом А связана с баком и заполнена ра­бочей жидкостью. На такте всасывания, когда плунжеры движутся вверх, увеличивается объем полости у нижнего торца плунжера. Благо­даря наличию канавок К, выполненных на поверхности вала, в такте всасывания жидкость заполняет увеличивающуюся полость под плун­жером. В такте нагнетания, когда плунжер уже не контачит с канав­кой К, движущийся вниз плунжер вытесняет жидкость через клапан 7, отжимая шарик 8 от седла и преодолевая силу пружины обратного кла­пана, в канал Б и далее в гидросистему по трубопроводу, подсоединяе­мому к выходу Б.

В эксцентриковом насосе, показанном на рис.2.22, использован однокулачковый вал 1 (в отличие от трехкулачкового по рис.2.21), ус­тановленный на опорах в крышке 2 и корпусе 4, а пять плунжеров 12 размещены в корпусе 4 звездообразно внутри бобышек 11. Это позво­лило уменьшить длину вала между опорами и увеличить его жесткость, а также уменьшить осевые размеры насоса. Плунжеры связаны с под­пятниками 10, опирающимися на обойму 5, смонтированную на валу на опорах вращения. В этом насосе применен дополнительный насос 7, соединенный с эксцентриковым валом 1 муфтой 6 и обеспечивающий принудительное заполнение всасывающих полостей основного насоса по трубопроводу Т через обратный клапан 8 в такте всасывания, когда плунжеры движутся к оси вращения вала 1. В такте нагнетания, когда плунжеры движутся от оси вращения вала 1, жидкость вытесняется че­рез нагнетательный клапан 9 в выходной канал Б. Диски 3 предназна­чены для уравновешивания вращающихся масс.

Рис.2.21. Кулачковый насос модели Н401У

На рис.2.23 показан нерегулируемый кулачковый насос, в кото­ром плунжеры 6 закреплены своими сферическими головками в сед­лах 4, запрессованных в корпусе 3. Плунжеры перемещаются в цилинд­рах 7, установленных на валу 1 с помощью плавающих обойм 8. Всего на эксцентрик (кулачок) вала 1 опирается 10 плунжерных пар (плунжер – цилиндр) по пять в каждом ряду, что дает возможность получать большие потоки жидкости. Внутренняя полость насоса соединена с ба­ком и заполнена рабочей жидкостью. Вал смонтирован на опорах вра­щения 2, установленных в крышках насоса. Всасывание жидкости осу­ществляется через канавки К на валу (как в насосе на рис.2.21), а нагне­тание – через обратные клапаны 5 (как в предыдущем насосе). Здесь для уравновешивания вращающихся масс так же, как и в предыдущем насосе, применены диски 9.

Эксцентриковые насосы могут быть и регулируемыми, как это по­казано на рис.2.24. Здесь для изменения подачи насоса используется распределительная втулка 10, перемещаемая тягой 11. Работа насоса

Рис. 2.22. Кулачковый насос звездообразного исполнения модели НР-Ф 6,3/500 М

Рис.2.23. Нерегулируемый кулачковый насос модели 50НР: К - канавка всасывания

происходит следующим образом. Всасывание жидкости осуществляет­ся из внутренней полости (картера) насоса через канавки К при ходе плунжеров 6 от оси вращения вала. Нагнетание – на обратном ходе плунжеров через нагнетательные клапаны 5 (спецификация деталей на­соса аналогична рис.2.23). Но для регулирования подачи насоса здесь установлен сливной клапан 12, распределительная втулка 10, вращаю­щаяся вместе с валом, и в правой крышке насоса выполнены сливные каналы С, соединяющие выходной канал Б с картером насоса. Таким образом, если распределительная втулка 10 не перекрывает каналы С, то в такте нагнетания вся вытесняемая через клапан 5 жидкость уходит через открытый сливной клапан 12 в картер насоса, но не в выходной канал Б (нулевая подача насоса). Если же сместить распределительную втулку 10 влево, то на части нагнетательного хода плунжеров втулка перекрывает каналы С, в них создается давление подпора, которое, создавая усилие на правой части сливного клапана 12, закрывает его и перекрывает слив жидкости в картер насоса. Тогда оставшаяся часть жидкости будет вытесняться в гидросистему по каналу Б. Если распре­делительная втулка перекрывает сливные каналы С на все время такта нагнетания, то насос обеспечивает максимальную подачу. Привод тяги 11 может быть ручным или автоматизированным, что обеспечива­ет широкое применение такого способа регулирования подачи насоса, которое часто называют фазным регулированием.

Рис.2.24. Регулируемый кулачковый насос модели 50НРР

Большую группу составляют роторно-пластинчатые насосы. Они называются так потому, что имеют в своем составе пластины, устанав­ливаемые на ротор насоса. Пластины играют роль вытеснителей жид­кости и часто называют шиберами.

К этой группе относятся радиально-пластинчатые насосы однок­ратного и многократного действия. Под кратностью понимается чис­ло тактов всасывания-нагнетания за один оборот ротора насоса. Тео­ретически возможно создание и аксиально-пластинчатых насосов. Од­нако на практике это не нашло своего решения из-за сложных конст­руктивных исполнений и значительных затрат.

Принцип действия радиально-пластинчатых насосов показан на рис.2.25а и заключается в следующем. При вращении ротора 2, уста­новленном в корпусе 1 с эксцентриситетом е, по стрелке изменяется объем полости, заключенный между поверхностями ротора, пластин, корпуса (статора) и боковых торцовых крышек насоса (на рисунке не показаны и находятся в плоскости рисунка). Причем в нижней полуок­ружности этот объем увеличивается, а в верхней полуокружности - уменьшается. При увеличении объема создается разрежение, и под дей­ствием силы, возникающей из-за разности атмосферного давления и давления в полости насоса, жидкость поднимается по трубопроводу из бака и заполняет по каналу А увеличивающуюся полость между плас­тинами. Вращением ротора она переносится в верхнюю полуокруж­ность, где объем уменьшается, и вытесняется пластинами в нагнета­тельный канал Б. Следует отметить, что при вращении ротора пласти­ны совершают в пазах возвратно-поступательное движение, действуя как своеобразные плоские плунжеры толщиной 8. Это свойство может быть использовано как дополнительный насос.

Аналогичен принцип работы и пластинчатого насоса многократ­ного действия, показанного на примере насоса двукратного действия (рис.2.25б). Внутренняя полость статора (корпуса) 1 выполнена в фор­ме овала. Благодаря этому статор 1 и ротор 2 соосны и отпадает необ­ходимость в перемещении самого ротора относительно оси статора. Изменение объема полостей между пластинами 3 происходит за счет формы внутренней поверхности статора. Причем это изменение проис­ходит дважды за один оборот ротора на такте всасывания и на такте нагнетания (поэтому насос называют насосом двукратного действия). Если внутреннюю поверхность ротора выполнить иной формы (например, в виде скругленного треугольника или четырехугольника), то можно получить насосы многократного действия. Однако такое ис­полнение требует значительных затрат и нашло ограниченное приме­нение.

Рис.2.25. Принцип действия пластинчатых насосов: а – однократного действия; б – двукратного действия; 1 – статор, 2 – ротор, 3 – пластина

В пластинчатых насосах всасывающие и нагнетательные полости могут быть соединены соответственно с баком и напорным трубопро­водом гидравлической системы с помощью серповидных канавок А и Б, выполненных на боковых крышках насосов, как это показано на рис.2.25б, и соединяемых каналами.

Насосы многократного действия обеспечивают более высокую по­дачу рабочей жидкости, чем насосы однократного действия. К тому же ротор насоса многократного действия разгружен от одностороннего действия радиальных сил от давления рабочей среды, что дает возмож­ность работы насоса при более высоких давлениях. Однако насосы многократного действия нерегулируемы. В то же время из принципа действия пластинчатого насоса однократного действия легко видно его одно из основных достоинств – возможность регулирования пода­чи насоса путем изменения величины эксцентриситета е и реверсирова­ния потока жидкости путем изменения знака е, т.е. путем перемещения ротора вправо от оси статора (рис.2.25а).

Рабочий объем пластинчатого насоса однократного действия v 0 без учета толщины пластин S находят по формуле v₀ =2πDbe, где D = 2R диаметр статора, b - ширина пластины вдоль оси ротора. Если же учи­тывать толщину S и число пластин z, то v₀ = 2be(πD— zS).

С целью уменьшения пульсации потока жидкости при работе пластинчатого насоса число пластин должно быть нечетным. Обычно это от 11 до 17 пластин. Большее число пластин нежелательно, пос­кольку в этом случае на рабочий объем начинает отрицательно влиять суммарная толщина пластин и растет диаметральный размер ротора. Однако для пластинчатых насосов многократного действия с целью полной разгрузки ротора от радиальных сил число пластин берут чет­ным. А чтобы еще и уменьшить влияние радиального смещения плас­тин при вращении ротора насоса двукратного действия на подачу жид­кости, число пластин берут равным 12 или 16, т.е. кратным четырем. Подача насоса двукратного действия Q_н зависит от размеров большой R и малой r полуосей расточки внутренней полости статора (рис.2.25б) и частоты вращения ротора насоса ï и определяется по формуле:

Q_н = v₀n = 2bn[π(R² - r²)-(R- r)zS].

В реальных конструкциях пластинчатых насосов регулирование подачи жидкости может осуществляться вручную или автоматически не за счет смещения ротора насоса 1, а путем перемещения статорного кольца 2, как это показано на рис.2.26. Это производится вращением винта 3, который перемещает статорное кольцо 2 вверх или вниз и из­меняет эксцентриситет (а значит, и рабочий объем насоса и его подачу) от +e до —e. При этом на статорное кольцо с противоположной сторо­ны действует сила пружины 8 (ее натяг настраивается регулировочным винтом 7), которая обеспечивает перемещение статорного кольца вниз. В то же время на статорное кольцо изнутри воздействует сила от давле­ния жидкости в уменьшающихся при вращении ротора нагнетатель­ных полостях насоса, образуемых поверхностями пластин 4, ротора 1, статорного кольца 2, опорного 9 и распределительного 10 дисков, ус­тановленных в корпусе 5. Эта постоянно действующая сила направле­на таким образом, что пытается сместить статорное кольцо в сторону пружины 6 и установить эксцентриситет е равным нулю. Это свойство часто используется для автоматического уменьшения подачи насоса или ее полного прекращения при росте давления выше необходимой величины. Тогда сила, действующая на статорное кольцо со стороны сжимаемой жидкости, превышает силу пружины 6, настраиваемую за­ранее ее регулировочным винтом, и перемещает кольцо 2 в сторону уменьшения эксцентриситета вплоть до нулевого значения. Это позволяет не только автоматически уменьшить подачу насоса при рос­те нагрузки на двигатель, но и предохранить гидравлическую систему и сам насос от возможных перегрузок.

Рис.2.26. Конструкция регулируемого пластинчатого насоса модели Г12-5М

Вращение ротора насоса осуществляется приводным двигателем, подсоединяемым к валу 12. В крышке 11 выполнены каналы всасыва­ния А и нагнетания Б, которые соединяются внутренними каналами в крышке с серповидными канавками на распределительном диске 10.

Пластинчатые насосы, как и поршневые, с целью увеличения по­дачи или использования для одновременного питания нескольких кон­туров гидравлической системы могут изготавливаться многосекционными. На рис.2.27 показан двухсекционный пластинчатый насос, кото­рый имеет один канал всасывания и два канала нагнетания. При необ­ходимости они могут быть объединены. Тогда насос обеспечит суммар­ную подачу рабочей жидкости от обеих секций, представляющих собой два пластинчатых насоса (ротор 2 с пластинами вращается в статорном кольце 3), установленных на одном приводном валу 1 в корпусе 4.

Среди большого многообразия пластинчатых насосов интересны двухпластинчатые насосы. На рис.2.28 показан один из таких насосов, в котором в роторе 3 установлены две диаметрально противополож­ные пластины 4, поджимаемые к внутренней поверхности статорного кольца 2 пружинами 5. Статорное кольцо 2 жестко закреплено в корпусе 1, создавая постоянный эксцентриситет с ротором. Поэтому этот на­сос является нерегулируемым. Он прост в изготовлении и относитель­но дешев. Однако он обеспечивает подачу жидкости до 8 л/мин при не­больших давлениях до 0,4 МПа со значительной пульсацией. Такие на­сосы могут широко применяться в системах смазки или в неответствен­ных гидроприводах, где нет высоких давлений и требования к пульса­ции потока Q рабочей жидкости и давления низкие.

Другой двухпластинчатый насос (рис.2.29) относится к насосам двукратного действия и характерен тем, что пластины 3 установлены не в роторе 2, а в статоре 1, и поджаты к ротору пружинами 4. Сам ротор выполнен не цилиндрическим, а в виде вала с криволинейной наружной поверхностью, обеспечивающей изменение всасывающих А и нагнета­тельных Б полостей насоса при вращении с частотой n. Благодаря та­кому конструктивному решению ротор без пластин лучше уравнове­шен и позволяет более высокие скорости вращения, чем у обычных пластинчатых насосов. Это в свою очередь дает возможность получать большие подачи насосов не только благодаря высокой частоте враще­ния, но и значительным рабочим объемам, достигающим 400 см³. Пластины таких насосов толще, чему обычных пластинчатых насосов, что позволяет работать насосу при давлениях до 25 МПа и более. Пос­кольку насос имеет две камеры всасывания и нагнетания, то они попарно подсоединяются каналами Г с баком и каналами Д с напор­ным трубопроводом гидравлической системы.

Рис.2.27. Двухсекционных пластинчатый насос: 1 –приводной вал; 2 –ротор; 3 – статор; 4 - корпус

Рис.2.28. Двухпластинчатый насос модели С12-4М: 1 – корпус, 2- статор, 3— ротор, 4- пластина, 5- пружина

Рис.2.29. Принципиальная схема пластинчатого насоса двукратного действия с невращающимися пластинами: А - полость всасывания; Б – полость нагнетания; Г– канал соединения с баком; Д– канал соединения с напорным трубопроводом

Заканчивая рассмотрение различных типов насосов, следует отме­тить, что на гидравлических схемах приводов они имеют однотипное условное обозначение в виде окружности со стилизованной стрелкой в виде зачерненного треугольника, направленной одной из вершин на­ружу окружности. Это означает, что гидравлическое устройство выдает рабочую жидкость в гидравлическую систему, т.е. является ее источником. В условном обозначении потребителя энергии (например, гидравлического мотора) стрелка будет направлена внутрь. Зачернен-ность треугольника (стрелки) означает, что речь идет о жидкой рабо­чей среде. Для газовых рабочих сред стилизованная стрелка не зачер­няется (сравните условное обозначение компрессора как источника энергии сжатого воздуха). Условные обозначения основных элементов гидравлических схем приведены в таблице 2.1. В дальнейшем при расс­мотрении гидравлических или пневматических устройств, не вошедших в указанную таблицу, будут приводиться и их условные обозначения.