Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
154
Таким образом скользящий блок устанавливается в положение, зависящее от настройки регулировочного винта на требуемую величину и направление эксцентриситета.
Если при включенном электромагните II дополнительно включить электромагнит /, то произойдут действия, аналогичные описанным выше, причем положение золотника 4У а вместе с ним и величина эксцентриситета насоса определятся установкой регулировочного винта поршня 3. При этом винт поршня 3 должен быть меньше выдвинут, чем винт поршня II.
В положении, изображенном на схеме, включены электромагниты III и VI, и подача масла от поршневого насоса идет через канал нагнетания А. Диск 6 упирается в торец поршня ///, регулировочный винт которого имеет меньшее выдвижение, чем поршня IV.
Таким образом, при данном включении электромагнитов величина и направление эксцентриситета поршневого насоса определятся настройкой регулировочного винта III.
Включение электромагнита IV в этой позиции необходимо для соединения полости нулевого золотника 2 с линией нагнетания шестеренчатого насоса. При этом золотник 2 разъединяет полости всасывания и нагнетания поршневого насоса.
Если электромагнит III выключен и остается включенным только электромагнит IV, величина эксцентриситета будет определяться настройкой регулировочного винта поршня IV.
Конструктивно поршни 8 и регулировочные винты 7 расположены на линии окружности, концентричной оси золотника 4 с возможно минимальным радиусом (во избежание больших перекашивающих усилий при упоре диска 6 в торцы поршней и заклинивания золотника 4).
Включение электромагнитов I—IV производится путевыми конечными выключателями, на которые действуют упоры, установленные на движущейся части станка или машины.
При нулевом положении и остановке движущихся частей включение электромагнитов производится при помощи кнопок.
Аналогичные системы управления разработаны для двух и трех различных подач. Они отличаются от описанной только соответственно меньшим количеством пилотов с электромагнитами и поршней с регулировочными винтами.
Изготовленные заводом «Гидропривод» механизмы описанной системы при испытании показали хорошую работоспособность.
8. Факторы, ограничивающие использование ротационно-поршневых насосов для высоких давлений
У ротационно-поршневых насосов радиального типа процессы, всасывания и нагнетания происходят при непрерывном вращении ротора. Поэтому всасывающие и нагнетательные отверстия неподвижной оси (окна) периодически перекрываются телом (втулкой) ротора.
Подвижное сопряжение между ротором и осью требует наличия определенных зазоров и обусловливает объемные потери и теплооб-
155
разование за счет перетока жидкости из полостей нагнетания в полости всасывания и на слив в бак через указанные зазоры.
Объемные потери и связанное с этим тепловыделение происходят и через зазоры между поршнями и их отверстиями в роторе. Однако точность пригонки поршней к своим отверстиям достигается просто, зазоры имеют относительно малые величины, что вызывает небольшие объемные и тепловые потери.
Основным источником объемных потерь и тепловыделения у ротационных поршневых насосов радиального типа являются зазоры в распределительной части (между втулкой ротора и осью).
Если рассмотреть ротационный поршневой насос радиального типа с распределительной втулкой, то на всей длине втулки и на дуге около 180°, находящихся в зоне нагнетания, ось ротора воспринимает максимальное гидравлическое давление, развиваемое насосом.
Под действием изгибающего момента, вызываемого силами давления, ось стремится изогнуться.
Чтобы избежать металлического контакта между осью и вращающейся втулкой из-за опасности заедания, зазор между ними должен быть достаточно большим.
Чем больше давление, тем больше деформируется ось, что увеличивает утечку жидкости.
Изготовление оси увеличенного сечения для повышения жесткости приводит к увеличению периметра зазоров и соответственно объемных потерь.
Указанные факторы ограничивают применение роторных насосов с распределительной осью и втулкой для давлений свыше 210— 220 кг!см2.
Применение более высоких давлений в указанных насосах приводит к таким большим объемным потерям и тепловыделениям, что использование насосов становится нецелесообразным.
Практика показывает, что ротационные поршневые насосы радиального типа, мощностью 90 кет, при работе на давлении 200 кг!см2 на масле вязкостью 3° Еб0 имеют объемные потери 25%. Это означает, что из всей энергии/затрачиваемой на привод насоса, свыше 22 кет затрачивается на образование тепла.
Для повышения объемных и общих к. п. д. поршневых насосов радиального типа целесообразно их использовать на максимально вязких маслах.
Однако и при этих условиях применение ротационных поршневых насосов для высоких давлений не является рациональным.
Для высоких давлений целесообразно применять поршневые насосы с клапанным распределением, которые имеют высокие объемные к. п. д.
Глава V
КЛАПАННЫЕ ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ ЭКСЦЕНТРИКОВОГО ТИПА
Поршневые насосы клапанного типа получили применение для работы при высоких давлениях жидкости в гидравлических прессах и других машинах. Известно применение клапанных поршневых насосов для давлений 300, 500 кг!см2 и выше.
