Аксиально-поршневой насос - принцип работы, типы и как устроен

Аксиально поршневой насос - компактное, сравнительно простое в использовании, легко регулируемое и отличающееся высокими характеристиками и отработанной конструкцией устройство, которое широко используется в гидроприводах высокого и среднего давления. На основе регулируемых аксиально поршневых насосов можно создать сложные агрегаты для машин с замкнутой системой циркуляции, состоящие из: встроенного насоса, датчика основных параметров и блока гидроаппаратуры.

Выделяют следующие виды аксиально поршневых насосов:

• аксиально поршневые насосы с наклонным диском

• аксиально поршневые насосы с наклонным блоком

• регулируемые аксиально поршневые насосы

• нерегулируемые аксиально поршневые насосы

Аксиально-поршневые насосы с наклонным диском

Рабочий объем аксиально поршневого насоса составляет q=4...1000 см3. Давление аксиально поршневых насосов -  р=8...42 МПа. Частота вращения n до 5000 мин-1. На рисунке 1 представлена схема аксиально поршневого насоса:

Как работают аксиально поршневые насосы? Принцип действия аксиально поршневых насосов достаточно прост. Опорно-распределительный диск (6) и наклонный диск (2) располагаются в корпусе, они неподвижны. Блок цилиндров (4) вращается засчет электродвигателя (1) с помощью вала (11). В блоке цилиндров находятся рабочие камеры (5), в которых перемещаются плунжеры (3). В каждой камере есть осевое отверстие, которое попеременно сообщается с полукольцевыми пазами (9, 10) диска (6), связанными с напорной линией (7) и всасывающей линией (8) гидросистемы. Блок цилиндров прижимается к диску (6), а плунжеры к наклонному диску (2) с помощью пружины и давления жидкости. В результате вращения блока цилиндров (4) взаимодействующие с наклонным диском плунжеры совершают возвратно-поступательное движение. Двигаясь от точки A к точке B они выдвигаются из блока цилиндров и всасывают рабочую жидкость из бака через линию (8) и паз (10), а при движении от точки B к точке A вдвигаются в блок цилиндров и через паз (9) вытесняют рабочую жидкость в линию (7). Рабочий объем насоса рассчитывается следующим образом:

d – диаметр плунжера (3) 

D – диаметр окружности, где располагаются плунжеры в блоке цилиндров (4)

α – угол наклона шайбы (2) - переменный в регулируемых насосах

z – количество плунжеров

Теоретическая подача насоса Qт=q·ω, где ω -  частота вращения вала.

Так как в аксиальных насосах нет центробежной силы, благодаря которой плунжеры прижимаются к наклонному диску, чтобы ввести плунжеры необходимо использовать специальные механизмы в зоне всасывания.

На рисунке 2 представлена конструкция качающего узла насоса:

Блок цилиндров (4), в расточках которого находятся плунжеры (5), соединен с приводным валом (9) с помощью шлицевого или шпоночного соединения. На плунжерах находятся головки сферической формы с завальцованными бронзовыми подпятниками (2), которые прижимаются к наклонному диску (1)

благодаря пружине (7), сферической втулке (8) и прижимному диску (3). Для создания предварительного поджима блока цилиндров к торцовой поверхности распределителя (6) используется вышеупомянутая пружина (7). Рабочие полости соединяются с гидростатическими опорами подпятников через отверстия в поршнях. Во время работы насоса давление (р) в рабочей камере прижимает плунжер к подпятнику, а со стороны трущейся поверхности между подпятником и наклонным диском возникает противодействующее усилие (эпюра давлений pв), что позволяет минимизировать силу прижима, а следовательно - трение и износ сопряженных поверхностей. Одновременно за счет незначительной внутренней утечки обеспечивается эффективный теплоотвод из зоны трения. 

Подобная гидростатическая разгрузка происходит и в сопряжении блока цилиндров с наклонным диском. Со стороны рабочих камер, находящихся под давлением, на блок цилиндров действует прижимающая сила F (эпюра давлений pа в одной из камер), однако со стороны опорно-распределительной поверхности возникает противодействующая сила F (эпюра давлений pб), которая лишь немного меньше прижимающей.

На рисунке 2 можно заметить, что составляющая силы F в одной из камер равна произведению давления р на площадь донышка камеры за вычетом площади отверстия подвода (диаметр d). В свою очередь сила  F1 зависит от протяженности полукольцевого паза диска (6) и величины уплотняющих поясков (треугольные участки эпюры pб). Таким образом, если минимизировать силу F, можно уменьшить и требуемое прижимающее усилие F, т.е. увеличить диаметр d, что положительно сказывается на всасывающей способности насоса. Поскольку уменьшать уплотняющие пояски нецелесообразно из-за возрастающих объемных потерь в насосе, лучшим способом минимизации F, является расположение полукольцевых пазов распределителя возможно ближе к оси вращения блока цилиндров, что одновременно позволяет уменьшить относительные скорости скольжения в трущейся паре блок цилиндров.

Но существует несколько недостатков:

• При параллельном расположении плунжеров относительно оси вращения на диаметре d2 в блоке цилиндров, он становится непрочным; виной тому - малые перемычки, находящиеся между рабочими камерами. Проблема решается благодаря наклонному расположению плунжеров в блоке цилиндров. Многие современные насосы работают именно по этому принципу.

• Также большим недостатком является первичный и вторичный шум аксиально-поршневых насосов. Работа аксиально поршневого насоса происходит шумно. Первичный шум появляется из-за существующей осевой нагрузки. Для насоса с q=46 см3 (9 поршней) в пределах 32...40 кН с частотой 225 Гц (при n = 1500 мин-1) из-за того, что в зоне нагнетания одновременно находятся 4 или 5 поршней. Для того чтобы справиться с данной проблемой проводится оптимизация геометрии корпуса - с помощью гидростатических опор, которые характеризуются высоким демпфирующим свойством. Благодаря этому исключаются резонирующие поверхности, проводится виброизоляция корпуса и соединительных элементов насосов. Вторичный шум появляется из-за резкого изменения давления рабочей камеры, когда она проходит сквозь распределительный диск, а именно его перемычку, которая разделяет его полукольцевые пазы. Все это можно считать несовершенством распределительных процессов.  Жидкость практически мгновенно сжимается и в гидросистеме появляется сильный шум, возникающий из-за значительных пульсаций потока. Такой шум по своей силе превышает звук работы самого насоса. Для уменьшения вторичного шума уменьшают объем жидкости рабочей камеры и устанавливают перемычки  дросселирующих щелей («усиков»), отверстий, связанных с напорной линией или специальной камерой предварительного сжатия, поворота распределительного диска на некоторый угол в направлении вращения, установки аккумуляторов на выходе из насоса.  
  

• Из-за существующих больших инерционных нагрузок, должны быть установлены плунжеры с минимальной массой. Но при выполнении расточки со стороны рабочей камеры, увеличивается сжимаемый объем и издаваемый звук. Для устранения этого недостатка было разработано специальное конструкторское решение - введение полых плунжеров с внутренней полостью, как в насосах Denison.

На рисунке 3 представлена конструкция насоса A4VSO фирмы Bosch Rexroth -  регулируемого аксиально-поршневого насоса с наклонным диском для систем открытой циркуляции:

Гамма насоса имеет рабочий объем q = 40, 71, 125, 180, 250, 355, 500, 750, 1000 см3. Номинальное давление 35 МПа (пиковое 40 МПа). Максимальная частота вращения 3200...1200 мин-1 (в зависимости от q). Основные детали и узлы насоса представлены: приводным валом (1), уплотнением (2) (давление до 0,4 МПа), подшипниками (3), корпусом (4), наклонным диском (5) на гидростатической опоре цилиндрической формы, пружинами (6), гидростатическими подпятниками (7), указателем угла наклона (8), плунжерами (9), гидроцилиндром управления (10), блоком цилиндров (11), распределительным диском со сферической опорной поверхностью (12), механизмом управления (13), задней крышкой (14), на которую монтируются дополнительные насосы в исполнениях со сквозным валом (thindrive). Благодаря шлицевому отверстию блока цилиндров, сопряженному с приводным валом, расположенному в зоне оси поворота наклонного диска, блок цилиндров самостоятельно устанавливается относительно сферической поверхности диска (12). Это происходит во избежании возникновения всевозможных неточностей и недочетов при изготовлении насоса и его использовании. Рабочую жидкость в насосе можно прокачать с помощью корпуса, что приведет к охлаждению подшипников. 

Особенности аксиально-поршневых насосов

• высокий КПД (для насоса с q = 40 см3 при n = 2600 мин-1 h = 0.93)

• хорошая всасывающая способность (абсолютное давление во всасывающей линии 0.08 ... 3 МПа; диаметр всасывающего отверстия 40 мм для насоса с q = 40 смЗ)

• низкий уровень шума

• высокая долговечность

• возможность значительных радиальных и осевых нагрузок на приводном валу (для насоса с q = 40 смЗ допускаемая осевая нагрузка ± 600 Н и радиальная - до 1000 Н)

• компактная конструкция

• модульный принцип построения

• наличие исполнений со сквозным валом для комбинаций с различными насосами

• наличие индикатора угла наклона

• стандартизованные по нормам ISO присоединительные размеры

• возможность различных вариантов монтажа, в том числе над и под уровнем жидкости в баке

• широкий диапазон температур и вязкостей рабочей жидкости (от - 25 до + 90°С; ν =10...1000 мм2/c)

• возможность работы на водосодержащих жидкостях (при работе насосов с q = 40...500 смЗ на эмульсии HFA «масло в воде» с 95 процентным содержанием воды номинальное давление ограничивается до 14 МПа, пиковое - до 16 МПа, частота вращения 1950...1000 мин-1 в зависимости от q)

Благодаря установке управленческих механизмов с высоким быстродействием, которые строятся на основе модульного принципа, появляется все большее и большее количество разнообразных моделей аксиально-поршневых насосов.

На рисунке 4 показана принципиальная схема стабилизатора давления типа DR, позволяющий вручную или дистанционно (с помощью клапана в версии DRG)устанавливать давление от 2 до 35 МПа и поддерживать его на заданном уровне во всем диапазоне подач насоса A4VSO:

Величина желаемого давления pl устанавливается путем настройки пружины распределителя (1). При p<pl золотник распределителя находится в левом положении, и поршневая полость дифференциального цилиндра управления (2) соединяется со сливной линией. С помощью давления в штоковой полости и усилием пружины, шток цилиндра движется правее, а наклонный диск насоса встает в положение максимального угла наклона (αmax), которое соответствует максимальной подаче насоса. Когда давление в гидросистеме достигает значения рl золотник распределителя смещается вправо, поршневая полость цилиндра (2) соединяется с напорной линией и угол наклона α уменьшается практически до нуля (до величины, необходимой для компенсации утечек в гидросистеме при давлении рl). В диапазоне изменения подачи насоса от αном до нуля изменение давления не превышает 0,3 МПа. В данном механизме можно ограничить ход золотника распределителя (1) и двусторонний ход цилиндра (2).

На рисунке 5 представлена схема стабилизатора давления типа DP, синхронизирующего подачу нескольких насосов во время их параллельной работе:

Для реализации процесса синхронизации насосов при их параллельной работе, в механизм DR устанавливается устройство, контролирующее гидравлический угол наклона α, который состоит из 2/2 дросселирующего распределителя (3), механически связанного с кулачком, установленным на штоке цилиндра управления (2). Клапан (4) подключается к линиям управления нескольких насосов и одновременно меняет величину их подачи. При угле наклона диска одного из насосов, превышающим заданную величину, происходит подъем золотника распределителя (3) и уменьшение дросселирования потока в системе управления. Благодаря чему уменьшается давление в пружинной полости распределителя (1), золотник последнего дополнительно смещается вправо, и шток цилиндра (2) перемещается в направлении уменьшения угла наклона, после чего распределитель (3) прикрывается, и равновесное состояние устанавливается вновь.

На рисунке 6 изображен  стабилизатор расхода FR:

Благодаря стабилизатору расхода FR можно установить заданную величину подачи насоса и поддерживать ее постоянной в диапазоне давлений от нуля до рном, используя ручную регулировку. Отличительной особенностью стабилизатора расхода FR от устройства механизма DR - является установленный в напорную линию насоса дроссель (3), соединяющийся с пружинной полостью распределителя (1). Золотник распределителя находится в равновесии, когда перепад давлений Δр на дросселе создает усилие, равное регулируемому усилию его пружины. Любое изменение Δр вызывает соответствующее изменение угла наклона α, направленное в сторону уменьшения ошибки. Так, при увеличении р золотник распределителя (1) движется вправо, а угол α уменьшается до тех пор, пока Δр не достигнет заданного значения. Изменяя настройку дросселя (3) (в том числе с помощью пропорционального электромагнита), можно изменять подачу насоса. Во избежание повышенных потерь мощности величина Δp обычно не превышает 0.3…0.4 МПа. Подача насоса поддерживается постоянной в широком диапазоне давлений в линии В. Также представлено исполнение FRG с дистанционным гидравлическим управлением. 

На рисунке 7 представлена схема регулятора давления и расхода DFR:

Благодаря регулятору  давления и расхода DFR обеспечивается постоянная подача, которая устанавливается вручную и функция механически настраиваемого компенсатора давления. Иными словами данное устройство регулирует постоянную параллельную работу регулятора DR и регулятора FR. Настройку распределителей давления (1) и расхода (4) нужно проводить вручную. Пока давление в гидросистеме ниже давления р, настройки пружины распределителя (1), работает только распределитель (4). В случае когда давление увеличивается до р, начинает свою работу распределитель (1), который устанавливает угол наклона, близкий к нулю.

На рисунке 8 изображен Регулятор мощности LR2:

Данный регулятор стабилизирует приводную мощность, при постоянной частоте вращения. В поршне цилиндра управления (2) находится внутренняя камера с плунжером (3), под нижний торец которого подведено давление из штоковой полости (из напорной линии насоса). Плунжер (3) через подпятник взаимодействует с рычагом (4), на который сверху воздействует подпружиненный золотник распределителя (1), причем в установившемся режиме моменты, создаваемые плунжером на плече b и пружиной распределителя на плече a, равны, и рычаг находится в равновесии. При увеличении давления в гидросистеме возрастает усилие на плунжере (3), рычаг поворачивается и перемещает золотник распределителя вверх. В результате рабочая жидкость из напорной линии поступает в поршневую полость цилиндра (2) и перемещает его шток влево (в направлении уменьшения угла наклона a), причем в процессе этого движения подпятник плунжера (3) скользит по поверхности рычага (4). Новое равновесное состояние рычага достигается в результате уменьшения плеча b, после чего движение штока останавливается. Регулятор поддерживает гиперболическую зависимость Q=f(p), обеспечивая постоянство потребляемой насосом мощности. Ее величина настраивается вручную путем изменения усилия пружины распределителя (1). 

Выделяют несколько модификаций регуляторов:

• LR2D - с компенсатором давления

• LR2G - с дистанционным управлением 

• LR2F и LR2S - с регулятором расхода 

• LR2H - с гидравлическим ограничением хода

• LR2M - с механическим ограничением хода

• LR2Z - с гидравлическим двухступенчатым управлением 

• LR2Y - с электрической разгрузкой при запуске 

• LR2N - регулирование начинается с минимального рабочего объема, а величина подачи пропорциональна давлению управления; встроенный регулятор мощности перекрывает сигнал давления управления и поддерживает постоянство мощности

• LR2DN - с компенсатором 

• LR2GN - с дистанционным управлением 

• LR3N, LR3DN, LR3GN - с дистанционной настройкой регулятора мощности  

Регулятор мощности LR3 с дистанционным гидравлическим управлением аналогичен регулятору LR2, однако пружинная полость распределителя (1_ не соединяется с дренажной линией, а выведена отдельно (линия управления XLR). Обеспечивается возможность гидравлической подстройки.

Благодаря механизму МА (ручного управления) обеспечивается бесступенчатая настройка подачи, с использованием маховичка, который изменяет угол наклона диска через винтовую передачу. С помощью механизма ЕМ (электрическое управление) становится возможной бесступенчатая настройка подачи. Электродвигатель через винтовую передачу воздействует на механизм. Благодаря встроенным конечным выключателям и потенциометру обратной связи, можно точно устанавливать определенную заданную подачу насоса. 

На рисунке 9 изображена схема гидравлического управления типа HW:

Механизм управления HW позволяет обеспечивать бесступенчатую настройку подачи в функции угла поворота (13) задающего рычага гидроусилителя. Золотник гидроусилителя (1) связан с поворотным рычагом, а гильза - через кулачок со штоком цилиндра (2). В исходном положении поршневая полость цилиндра соединена с дренажной линией, и наклонный диск давлением в штоковой полости и усилием пружины устанавливается в положение максимального угла наклона. При повороте задающего рычага (уголβ) с незначительным усилием золотник опускается вниз, соединяя поршневую полость с напорной линией, и шток цилиндра смещается влево, уменьшая угол наклона, a до тех пор, пока опускаемая кулачком гильза не будет установлена в нейтральное положение относительно золотника, после чего движение останавливается. То есть каждому положению задающего рычага соответствует строго определенная подача насоса. Существует версия со встроенным регулятором мощности (HWP). 

Для обеспечения бесступенчатой настройки подачи в функции давления управления рупр используется механизм с гидравлическим управлением HD. Золотник дросселирующего гидрораспределителя нагружен усилиями основных пружин (справа - регулируемым) и пружин обратной связи с перемещением штока цилиндра. При минимальном давлении управления поршневая полость цилиндра соединена с дренажной линией, и наклонный диск устанавливается в положение, близкое к нулевому. Рост рупр вызывает смещение золотника вправо, при котором поршневая полость цилиндра соединяется с напорной линией, и шток смещается влево до тех пор, пока усилие от давления управления не будет уравновешено усилием пружин обратной связи. Предусмотрены три исполнения подавлению управления: HD1 (рупр=1…4.5 МПа), HD2 (1 …2.8 МПа) и HD3 (0,55…1.9 МПа), а также исполнения с компенсатором давления (HD.В и HD.GB с дистанционным управлением), с регулятором мощности (HD1P) и с электрическим изменением давления управления (HD1T).

На рисунке 11 - схема механизма HM1:

Становится возможным обеспечение управления  в зависимости от расхода в системе управления. В подпружиненном поршне цилиндра управления выполнено дросселирующее отверстие, через которое проходит поток управления между отверстиями х1 и х2. В зависимости от величины этого потока изменяется перепад давлений на поршне, вызывающий деформацию пружин и изменение угла наклона, а подачи насоса. В модификации НМ2 дросселирующее отверстие в поршне отсутствует, а в модификации НМ3 также отсутствуют пружины, что позволяет реализовать двухрежимное управление. Регуляторы НМ являются базой для пропорционального и сервоуправления. 

Рисунок 12 - механизм HS

Происходит управление от дросселирующего или пропорционального распределителя с датчиком угла наклонного диска. К распределителю (1) подведены линии подвода (Р) и слива (Т) управления. Шток цилиндра 2 с подпружиненным поршнем связан с электрическим датчиком обратной связи, контролирующим его перемещение S. Подача насоса определяется током i, поступающим в обмотку электромагнита распределителя, причем фактическая величина перемещения S сравнивается с заданной с целью повышения точности отработки входного воздействия. Версии HS и HS1 комплектуются дросселирующими гидрораспределителями, НS3-пропорциональными; исполнения HSE, HS1Е и HS3E поставляются без распределителя. В исполнениях HSK, HS1K и HS3K устанавливается электроуправляемый блокировочный клапан, запирающий линии связи распределителя с цилиндром. Версия HS3P(U) содержит встроенный датчик давления, позволяющий реализовать электроуправление по давлению и мощности.

На рисунке 13 изображена схема регуляторов Е01 и Е02:

В данных регуляторах установлен датчик обратной связи по углу поворота наклонного диска. Они обеспечивают изменение подачи насоса с помощью пропорционального распределителя. К распределителю (1) с пропорциональным управлением подключена линия подвода Р давления управления, в подпружиненном поршне цилиндра 2 выполнено дросселирующее отверстие. Модификации Е01К и Е02К комплектуются блокировочным клапаном; Е01Е и Е02Е поставляются без распределителя.

Рисунок 14 - насосы с регулятором DS1:

Насосы с регуляторами типа DS1 можно использовать как гидромоторы, которые производят вторичное регулирование и поддерживают крутящий момент, необходимый для сохранения заданной частоты вращения. При питании от гидросистемы с постоянным давлением крутящий момент пропорционален рабочему объему и, следовательно - углу наклона диска. Р и Т - линии подвода и слива управления. Насосы A4VSG для замкнутой циркуляции имеют регуляторы МА, ЕМ, HD, HW, НМ, ЕО и HS для двух квадрантного регулирования, в которых наклонный диск из нулевого положения может поворачиваться в обе стороны, поэтому возможен реверс нагнетаемого потока; характеристики регуляторов DR, DP и LR2N как в насосах A4VSO являются одноквадрантными. Аксиально-поршневые насосы продолжают интенсивно развиваться. Сообщается, что одной из новинок фирмы Parker является регулируемый насос с электрогидравлическим р-Q управлением. Регулирование рабочего объема реализовано с помощью встроенного пропорционального распределителя с датчиком обратной связи по углу наклона . В качестве компенсатора давления используется устанавливаемый отдельно предохранительный клапан с пропорциональным электроуправлением. Система управления имеет высокие надежность и быстродействие, она позволяет реализовать управление по давлению, а также электронное ограничение потребляемой мощности.

Плюсы и минусы

Аксиально поршневой насос как и любое другое устройство имеет свои сильные и слабые стороны. Существенным достоинством можно считать:

• компактный размер и небольшой вес

• внушительная мощность и высокая производительность

• довольно простое регулирование частоты вращения аксиально поршневого мотора

• понятное устройство и принцип работы аксиально поршневых насосов

• хорошая работа при высоком давлении

• существует возможность изменения  объема рабочей камеры 

• частота вращения выходного вала гидромоторов данного типа колеблется от 500 до 4000 оборотов в минуту

•  есть возможность регулировки направления подачи и давления жидкости

• можно применять при работе погрузчиков, экскаваторов и автокранов

• существует большое количество видов аксиально поршневых насосов

• широкое применение аксиально поршневых насосов.

Недостатки:

• довольно затруднительный ремонт из-за сложной конструкции аксиально-поршневого гидронасоса

• при неправильной работе аксиально поршневого насоса и несоблюдении инструкции пользования, может произойти преждевременная поломка устройства 

• неравномерный расход жидкости, из-за возникающей пульсации

• также из-за пульсации может возникнуть сбой в работе гидравлики

• гидравлические механизмы аксиально-поршневого типа очень критично реагируют на загрязненную рабочую среду, поэтому использовать их можно только с фильтрами, размер ячеек которых не превышает 10 мкм

• аксиально-поршневые гидравлические устройства из-за особенностей своей конструкции издают при работе значительно больше шума, чем модели насосов и гидравлических моторов пластинчатого и шестеренного типа.