Роторно-поступательные насосы

В эту группу входят роторно-поршневые с рабочими органами в виде поршней или плунжеров и шиберные насосы с рабочими органами в виде пластин (пластинчатый насос) или шиберов фи­гурного профиля (фигурно-шиберный насос).

Роторно-поршневые насосы бывают двух видов — аксиально-поршневые и радиально-поршневые.

Рисунок 29. Роторно – поршневые насосы

В аксиально-поршневом насосе ось вращения ротора парал­лельна осям рабочих органов или составляет с ними угол, не превышающий 45°. Различают насосы с наклонным блоком (рисунок 29 а) и с наклонным диском (рисунок 29 б).

Насос первого вида (рисунок 29 а) состоит из многоцилиндрового блока (барабана) 1, поршни 2 которого связаны при помощи шатунов 3 с наклонным диском 4, выполняющим роль кривошипа возвратно-поступательного на­соса.

Силовая и кинематическая связь цилиндрового блока с при­водным валом осуществляется различными средствами. Наиболее распространена связь с помощью двойного карданного сочленения, обеспечивающего приближенное равенство угловых скоростей блока и вала.

Средняя расчетная подача насоса равна объему, описываемому поршнями насоса в единицу времени и определяется по формуле:

Q_т =qn= (π d²/4)znD_д sinγ

где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – число оборотов вала насоса;

z – число цилиндров;

γ – угол, образованный осями цилиндрового блока и наклонного диска;

d – диаметр цилиндров насоса;

D_д – диаметр окружности крепления шатунов поршней в наклонном диске.

В насосах второго типа ведущее звено и ротор расположены на одной оси. Поршни (плунжеры) опираются непосредственно на наклонный диск через сферические головки (рисунок 29 б) или гидростатические башмаки, скользящие по диску.

Средняя расчетная подача насоса определяется по формуле:

Q_т =qn= (π d²/4)znD_б tgγ

где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – число оборотов вала насоса;

z – число цилиндров;

γ – угол, образованный осями цилиндрового блока и наклонного диска;

d – диаметр цилиндра насоса;

D_б – диаметр окружности на блоке, на котором расположены оси цилиндров.

Полный крутящий момент на валу насоса является суммой моментов отдельных поршней цилиндров, находящихся на стороне нагнетания. Средний расчетный момент для аксиально-поршневого насоса с z цилиндрами будет равен:

М_ср = (1/π) ΔPfRz sinγ

где ΔP – давление жидкости на один поршень площадью f;

f – площадь поршня;

z – число цилиндров;

Rsinγ – плечо приложения силы.

В обеих схемах применяется торцовое распределение жидкости через серпообразные окна а и b в золотнике 5 (рисунок 29 а) и отверстия 6 в донышках цилиндров блока. При работе насоса торец цилиндрового блока скользит по поверхности золотника, цилиндры попеременно соединяются с окнами а и b золотника и через них — с подводящей и отводящей магистралями.

Наиболее распространенное число цилиндров равно 7—9, диаметры цилиндров – 10 – 50 мм, а рабочие объемы – 5 – 1000 см³. Обычная частота вращения вала насосов средней мощ­ности составляет 1—2 тыс. об/мин, а в отдельных машинах – до 30 тыс. об/мин. ГОСТ 17699—72 определены основные пара­метры нерегулируемых аксиально-поршневых насосов, рассчи­танных на давление до 16 МПа. Существуют насосы, предназна­ченные для более высоких давлений — до 55 МПа. Мощность некоторых насосов достигает 3,5 МВт при подаче свыше 500 м³/ч. Коэффициент подачи у большинства насосов достигает 0,97—0,98, а общий к. п. д. —0,95.

Схема радиально-поршневого насоса представлена на рисунке 29 в. Цилиндровый блок (ротор) 2 имеет несколько (до де­вяти) радиальных цилиндров. Он вращается внутри статорного кольца 6. Поршни 4, входящие в эти ци­линдры, наружными концами упираются во внутреннюю поверх­ность статора 6 или вставленного в него кольца, увлекаемого во вращение силами трения. Ротор установлен в корпусе эксцен­трично. На оси ротора имеются полости 5 и 1, разделенные пере­городкой 3. При вращении ротора поршни, скользящие по дуге, отодвигаются от центра ротора и всасывают жидкость из полости 5. При дальнейшем движении поршней по дуге жидкость выталки­вается в полость 1 и далее к нагнетательному патрубку насоса.

Средняя расчетная подача такого насоса за один оборот (рабочий объем насоса) равна объему, описываемому его поршнями. Учитывая, что ход поршня h=2e равен двойному эксцентриситету e, средняя теоретическая подача насоса в единицу времени будет равна:

Q_т =qn= (π d²/2)znе=( d²/4)zωе

где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – частота вращения вала насоса;

z – число поршней;

ω – угловая скорость вращения вала насоса;

d – диаметр поршня насоса;

е – эксцентриситет – расстояние между осью статорного кольца и осью цилиндрового блока (ротора) см. рисунок 29 в.

Теоретический крутящий момент, развиваемый усилием давления жидкости, представляет собой сумму моментов каждого из поршней, находящихся в данный момент времени под рабочим давлением (процесс нагнетания), средняя величина этого суммарного момента будет равна:

М_т = ΔPq/2 π =( d²/4)ezΔP

где ΔP – давление жидкости на один поршень;

q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

z – число поршней;

d – диаметр поршня насоса;

е – эксцентриситет – расстояние между осью статорного кольца и осью цилиндрового блока (ротора) см. рисунок 29 в.

Для увеличения подачи насоса цилиндры располагают в не­сколько (до шести) рядов. Эксцентриситет регулируют смещением барабана вручную или при помощи электромагнитной или гидра­влической системы. Эти насосы более громоздки, чем аксиально-поршневые, имеют более высокие моменты инерции вращающихся частей, поэтому они более тихоходны, вследствие чего их применение предпочтительно при значительных крутящих моментах и малых частотах вращения вала (до 5 об/мин и ниже). Насосы с описанным цапфовым распределением обычно рассчитаны на давления до 25 МПа.