ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Насосы сверхвысоких давлений из "Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем" Поскольку нагнетание жидкости одноцилиндровым насосом происходит лишь при движении плунжера в одну сторону, подача жидкости будет прерывистой, что во многих случаях нежелательно, а иногда и недопустимо. Для выравнивания подачи применяют насосы — преобразователи двойного действия (рис. 145, б). Преобразователь имеет силовой цилиндр (гидравлический двигатель) 11, приводящий в движение плунжеры 13 насосной части, каждый цилиндр которой снабжен дублированными нагнетательными 9 и всасывающими (питающими) 10 клапанами. [c.373] При подаче жидкости от источника питания в соответствующую полость гидродвигателя 14 она одновременно поступает в смежную полость цилиндра 12 насоса, обеспечивая надежное заполнение этой полости жидкостью. Ввиду этого выражение (П9) для вычисления коэффициента усиления будет справедливым и для данного случая. [c.374] Очевидно, что насос с этой системой питания пригоден лишь для случаев, когда нагнетаемая им жидкость является рабочей средой гидродвигателя. [c.374] Реверсирование движения плунжеров осуществляется с помощью электромагнитного распределителя 11, управляемого от концевых выключателей (на схеме не показаны), на которые воздействует в конце ходов поршень 15 силового цилиндра. Применяются также схемы, в которых распределитель переключается непосредственно поршнем силового цилиндра. [c.374] Насосы такого типа применяют на давлениях до 300 МПа (3000 кгс/см ) и выше при расходе 20—40 л/мин число рабочих ходов обычно составляет 120—150 двойных ходов в минуту. При давлениях порядка 300 МПа (3000 кгс/см ) диаметр й плунжера составляет 50—60 мм, а его ход — 200 мм. Диаметр О приводного силового цилиндра обычно равен 200—250 мм. При более высоких давлениях диаметр плунжера обычно не превышает 15— 20 мм и ход — 100—120 мм. [c.374] Применяются также одно- и многоцилиндровые насосы сверхвысоких давлений с приводом от электродвигателя через понижающий механический редуктор и кривошипный механизм. Принципиальная схема типового одноцилиндрового насоса с таким приводом показана на рис. 145, в. Насос представляет собой жесткую плунжерную конструкцию с клапанным распределением 7. Для восприятия боковых сил применяют направляющие буксы 8. Подача такого насоса происходит по синусоидальному закону. Для выравнивания и увеличения подачи применяют двухцилиндровые насосы с приводом от общего электродвигателя. Насосы с кривошипным приводом обычно применяют при давлениях до 300 МПа (3000 кгс/см ). [c.374] Подача насоса регулируется изменением числа ходов его поршня (плунжера) при постоянном рабочем объеме или изменением хода плунжера при постоянном числе ходов. Последнее достигается с помощью регулирования хода поршня приводного гидравлического двигателя насоса (рис. 145, а) или регулирования величины е кривошипа (рис. 145, в). [c.374] Основными факторами, влияющими на объемные характеристики насоса сверхвысокого давления, являются сжимаемость жидкости и упругость рабочих камер насоса, а также размеры вредного (мертвого) объема 5 (рис. 145, а). [c.374] Указанный к. п. д. зависит при всех прочих одинаковых условиях от отношения пути перемещения плунжера, требующегося для сжатия жидкости во вредном пространстве до давления р , к полной величине его перемещения. Очевидно, чем больше отношение этого объема сжатия к объему, описываемому поршнем за один ход, тем большая часть последнего будет потеряна на повышение давления. [c.375] Из графика следует, что при распространенном в практике г == 14 теоретический объемный к. п. д. при вытеснении жидкости в среду с давлением = 900 кгс/см равен 50% или, иначе, вытесненный в эту среду объем составит лишь половину объема, описанного плунжером. При построении рассмотренных кривых сжатие жидкости принималось по изотермному процессу (при постоянной ее температуре). Поскольку в действительности сжатие жидкости будет сопровождаться повышением температуры, понижение коэффициента р (см. рис. 9, д) и соответственно понижение теоретического объемного к. п. д. в действительности будет еще более значительным. [c.376] Из приведенного следует, что при работе в условиях высоких давлений следует максимально уменьшать мертвый объем и применять жидкости с высоким объемным модулем упругости (см. стр. 42). С этой точки зрения осевые каналы в поршнях насосов (см. рис. 28 и 29), выполняемые с целью уменьшения массы поршней и размещения пружин, нежелательны, поскольку объем этих каналов добавляется к мертвому объему насоса и может составить значительную его долю. [c.377] Поскольку величина параметра г зависит от объемов дне, объемный к. п. д. (см. стр. 376) при регулировании подачи насоса изменением рабочего хода h поршня будет переменной величиной, т. е. объемный к. п. д. насоса при регулировании его подачи изменением рабочего объема понизится по сравнению с его значением при максимальной подаче. [c.377] Кроме того, объемные характеристики насоса зависят также от способа регулирования подачи, которое в основном осуществляется изменением хода ft его плунжера (поршня). [c.377] В большинстве конструкций поршневых насосов регулирование подачи осуществляется изменением величины хода поршня к = 2е (см. рис. 145, в) относительно центра О вращения кривошипа механизма, т. е. осуществляется по второй схеме. При регулировании по этой схеме изменение величины хода поршня вызовет также изменение величины мертвого объема, так как поршень в этом случае не будет занимать в конце рабочего хода того положения, которое он занимал при максимальном ходе. [c.378] Следовательно, влияние сжимаемости жидкости на теоретический объемный к. п. д. при регулировании по второй схеме будет более значительным, чем по первой. [c.378] На величину теоретического объема к. п. д. насоса влияют также жесткость его жидкостной камеры и присутствие в жидкости нерастворенного воздуха. [c.379] Аналогичным будет и влияние наличия в жидкости нерастворенного воздуха (газа), при котором коэффициент сжимаемости жидкости, в особенности при низких давлениях, будет более высоким, чем у чистой жидкости. [c.379] Поскольку величина ро мала в сравнении с можем принять Ш=Уо д +с). [c.379] Очевидно, при известных соотношениях рассмотренных параметров у] а насоса может понизиться до нулевого значения. Это наступит (без учета утечек жидкости через зазоры) при такой минимальной величине регулируемого хода плунжера, когда опи- сываемый им объем д будет равен сумме объемов сжатия жидкости и газа во вредном пространстве и расширения камеры этого пространства при давлении р . [c.380] Вернуться к основной статье