Тема 2. Об’ємні насоси

Поршневі насоси належать до об’ємних насосів, у яких рідина витісняється із нерухомих робочих камер. Робоча камера - це обмежений простір, об’єм якого періодично змінюється і який навперемінно сполучається із впускними і випускними отворами насоса. Витискувачем у цих насосів може бути поршень або плунжер.

За числом циклів нагнітання і всмоктування за один оберт приводного вала розрізняють поршневі насоси односторонньої (рис. 1.3, а) та двосторонньої (рис. 1.3, б) дії, за кількістю поршнів – одно-, дво-, три- і багатопоршневі.

Н асос складається з циліндра 1, поршня 2, штока 3, всмоктувального 5 і нагнітального 6 клапанів. Знизу до насоса приєднується всмоктувальний 4, а зверху - напірний 7 трубопроводи.

За допомогою кривошипно-шатунного механізму поршню надається зворотно-поступальний рух. Цикл роботи поршневого насоса односторонньої дії (рис. 1.3, а) складається із періодів всмоктування і нагнітання. Рідина всмоктується при русі поршня вправо. В цей час в робочій камері насоса створюється вакуум, при цьому нагнітальний клапан 6 під дією тиску закривається, а всмоктувальний клапан 5 відкривається. Рідина із забірного резервуара під дією атмосферного тиску по всмоктувальній трубі 4 надходить у безштокову порожнину циліндра 1. При русі поршня 2 вліво тиск у робочій камері збільшується, внаслідок чого всмоктувальний клапан 5 закривається. Коли тиск у цій порожнині циліндра перевищить тиск рідини в нагнітальному трубопроводі, клапан 6 відкриється і рідина з циліндра витіснятиметься в нагнітальний трубопровід. Нагнітання триватиме доти, поки поршень не займе крайнє ліве положення. Потім поршень знову почне рухатися вправо і цикл роботи насоса повториться.

У насосі двосторонньої дії (рис.1.3, б) всмоктування і нагнітання відбуваються при ході поршня як вправо, так і вліво.

Теоретична (ідеальна) подача насоса односторонньої дії

Q_і=S_пhn, (1.17)

де S_п - площа поперечного перерізу поршня; h - хід поршня; n - частота обертання приводного вала.

Для насоса двосторонньої дії

Q_і=[S_пhn+(S_п–S_шт)hn] ≈ 2S_пhn, (1.18)

де S_шт – площа поперечного перерізу штока.

Фактична подача насоса

Q=Q_іη_о, (1.19)

де η_о - об’ємний ККД, який враховує витіки рідини через нещільності в рухомих з’єднаннях деталей насоса, підсмоктування повітря, а також запізнення закривання клапанів.

Виведемо формулу для миттєвої швидкості поршня. Коли кривошип повернеться на кут φ, поршень пройде шлях Х (рис. 1.3, а)

X=(L+r)-(Lcosβ+rcosφ), (1.20)

де L - довжина шатуна; r - радіус кривошипа.

При L>5r кут β досить малий і cosβ≈1, тому X=r(1-cosφ).

Миттєва швидкість руху поршня

υ_п=dx/dt=rsinφdφ/dt=rωsinφ, (1.21)

де dφ/dt=ω - кутова швидкість.

Миттєва подача насоса Q^'

Q^'=υ_пS_п=ωsinφS_п=2πnrS_пsinφ=πS_пnhsinφ, (1.22)

де h =2r

Q^' змінюється за синусоїдальним законом.

При φ=0 і φ=180˚ маємо Q^'=Q^'_мін=0, а при φ=90˚, Q^'=Q^'_макс=πS_пnh.

Н а рис. 1.4 показано графіки подачі поршневих насосів. З них найменшу нерівномірність подачі мають трипоршневі насоси односторонньої дії, фази робочих циклів яких зміщені на кут 120°, а найбільшу - однопоршневі насоси односторонньої дії. На графіках проведено горизонтальні лінії, що відповідають середнім ідеальним подачам Q_i, обчисленим за формулами (1.17) (рис. 1.4, а) і (1.18) (рис. 1.4, б)

Нерівномірність миттєвої подачі характеризується ступенем нерівномірності подачі

σ_Q=(Q^'_макс–Q^'_мін)/Q_і (1.23)

Підставляючи в (1.23) значення Q^'_макс=πS_пnh і Q^'_мін=0; з формули (1.17) і (1.18), одержимо

для насоса односторонньої дії

σ_Q=(πS_пnh-0)/(S_пnh)=π=3,14; (1.24)

для насоса двосторонньої дії

σ_Q=(πS_пnh-0)/(2S_пnh)=π/2=1,57 (1.25)

Можна довести, що для трипоршневого насоса σ_Q=1,05.

Характеристики насоса - залежності подачі, об’ємного та загального ККД від тиску при сталій частоті обертання будують за даними стендових випробувань. Але характер деяких характеристик можна передбачити на основі таких міркувань. Подача насоса

Q=S_пnhη_о, або Q=S_пnh-Q_в, (1.26)

де Q_в- витіки, Q_в=kp; k - коефіцієнт пропорційності; р- тиcк насоса.

З формули (1.26) видно, що при збільшенні тиску витіки збільшуються, а подача насоса зменшується.

Об’ємний ККД - η_о

η_о=Q/Q_і=(S_пnh-kp)/(S_пnh)=1-kp/(S_пnh), (1.27)

При збільшенні тиску η_о зменшується.

Характеристики об’ємного насоса: Q=f₁(р), η_о=f₂(р), η=f₃(р) показані на рис. 1.5.

Д іафрагмові насоси. Прикладом такого насоса є паливопідкачувальний насос, який використовується для подачі палива із бака в поплавкову камеру карбюратора. Його схему показано на рис. 1.6, де позначено: 1 - важіль привода; 2 шток; 3 - пружина; 4 - діафрагма; 5 - корпус насоса; 6 - впускний отвір; 7 - впускний клапан; 8 - випускний клапан; 9 - випускний отвір; 10 - штанга; 11 - ексцентрик; 12 - розподільчий вал; І3 - пружина.

Насос діє таким чином. При натисканні ексцентрика 11 розподільчого вала на зовнішній кінець важеля 1 діафрагма 4 штоком 2 відтягується вниз (при цьому пружина 13 зтискається). У порожнині над діафрагмою створюється вакуум, під дією якого відкривається впускний клапан 7. Паливо з бака, пройшовши сітчатий фільтр (на схемі не показано), заповнює порожнину над діафрагмою. Коли виступ ексцентрика сходить з важеля 1, пружина 13 повертає останній у вихідне положення. Одночасно діафрагма 4 під дією пружини 3 повернеться у вихідне положення. Тиск у порожнині над діафрагмою підвищується, впускний клапан 7 закривається, а випускний клапан 8 відкривається. Паливо з насоса надходить у поплавкову камеру карбюратора. Пружину 3 вибрано так, що при заповненій поплавковій камері вона не здатна підняти діафрагму 4 у верхнє положення, і важіль 1 коливається вхолосту.

Ш естеренні насоси - найпростіші роторні об’ємні насоси. Вони складаються з двох (іноді трьох) шестерен, розміщених з малими радіальними і торцевими зазорами в циліндричних розточках корпуса насоса. Одна з шестерен - ведуча, друга - ведена. Зубчасте зачеплення в шестеренних насосах може бути як зовнішнім, так і внутрішнім. У вітчизняному машинобудуванні найчастіше застосовуються насоси із зовнішнім зачепленням.

Принцип дії шестеренного насоса (рис. 1.7).

При обертанні шестерен зуби однієї з них виходять із западин другої, внаслідок чого в порожнині А насоса створюється вакуум, масло із трубопроводу всмоктується в цю порожнину і заповнює робочі камери - западини між зубами. Далі робочі камери переносяться з порожнини всмоктування А в порожнину нагнітання Б . Там зуби знову входять у зачеплення і масло витісняється із западин однієї шестерні зубами другої в нагнітальний трубопровід.

Шестеренні насоси прості за конструкцією та виготовленням, надійні в експлуатації, забезпечують практично рівномірну подачу і тому широко застосовуються в системах гідропривода і примусового мащення різних машин, а також для перекачування нафти та нафтопродуктів. Вони здатні створювати тиск до 10...20 МПа, їх об’ємний ККД η_о=0,92, а загальний η=0,87. Ступінь нерівно­мірності подачі

σ_Q=(Q^'_макс–Q^'_мін)/Q_i=1+1/z, (1.28)

де z - кількість зубів однієї шестерні.

Якщо z=8 то σ_Q=1,12 (нагадаємо, що для поршневого насоса односторонньої дії σ =3,І4).

Теоретичний об’єм рідини V_о, що подається насосом за один оберт, називають робочим. Якщо кількість обертів вала насоса дорівнює n, то теоретична (ідеальна) подача насоса

Q_і=V_оn (1.29)

Наближену формулу для обчислення робочого об’єму насоса можна вивести на основі таких припущень. Нехай D_з і D_в - діаметри шестерні, відповідно зовнішній і внутрішній (рис. 1.7), D_п - діаметр початкового кола, b - ширина шестерні. Якщо вважати, що об’єм зуба дорівнює об’єму западини між двома зубами, то наближено робочий об’єм V_о дорівнює:

V_о=πD_п(D_з–D_в)b/2, (1.30)

(D_з–D_в)/2=h, (1.31)

h=2m, (1.32)

V_о=2πD_пmb, (1.33)

де m - модуль зачеплення; h – висота зуба шестерні.

Для шестерен із коригованим евольвентним зачепленням рекомендується більш точна формула:

V_о=6,5D_пmb=6,5m²(z+1)b. (1.34)

D_п=m(z+1); D_з=m(z+3). (1.35)

П оскільки тиск у порожнині нагнітання Б шестеренного насоса значно вищий від тиску в порожнині всмоктування А, то рідина буде перетікати через щілини між шестернями і корпусом насоса з порожнини Б у порожнину А, тобто повертатися назад. У сучасних шестеренних насосах розміри радіальних зазорів становлять 0,03...0,05 мм, а торцевих - 0,02...0,03 мм. Дослідження показують, що витіки через торцеві зазори складають 75...80 % загальних витіків. Вони прямопропорційні тиску насоса p і зворотно пропорційні в’язкості рідини ν :

Q_в=kp/ν^m, (1.36)

де k, m - коефіцієнти, що визначаються експериментальнo.

Отже, фактична подача насоса Q менша від ідеальної на величину витіків і зменшується із зростанням тиску:

Q=Q_і–Q_в=V_оn-kp/ν^m, (1.37)

Об’ємний ККД насосів при сталих значеннях n і ν, при збільшенні тиску також зменшується (на рис. 1.8, а крива 1):

η_о=Q/Q_і=(V_оn-kp/ν^m)(V_оn)=1-kp/(V_оn_оν^m) (1.38)

Дослідження шестеренних насосів показують, що залежність гідромеханічного ККД η_гм від тиску - це крива, що проходить через початок координат і має максимум (крива 2 на риc. 1.8, а). Отже, і загальний ККД має максимальне значення при деякому значенні тиску р (крива 3 на рис. 1.8, а). За допомогою графіка η=f(p) можна визначити діапазон зміни тиску, де η має достатньо високе значення і при якому доцільно експлуатувати насос.

Значний інтерес становить залежність об’ємного ККД від частоти обертання насоса n при сталому значенні тиску p (рис. 1.8, б). З формули (1.38) видно, що при збільшенні n зростає η_о. Але при деякому значенні частоти обертання n з’являються умовні витіки, пов’язані з недозаповнюванням робочих камер рідиною. Тому темп зростання η_о спочатку уповільнюється, а потім припиняється. Поскільки згадані умовні витіки із збільшенням частоти обертання зростають, об’ємний ККД далі починає зменшуватись. Очевидно, оптимальним діапазоном частоти обертання насоса є інтервал від n_min до n_max, в якому η_о≈ η_{о max} ( у технічному паспорті об’ємних насосів вказується мінімальна, номінальна і максимальна частота обертання).

Для створення високого тиску (р>10 МПа) в шестеренних насосах передбачено гідравлічну компенсацію торцевих зазорів, яка здійснюється спеціальними "плаваючими втулками".

Характеристики насоса - залежності тиску, об’ємного і повного ККД від подачі при сталій частоті обертання - будують за даними стендових випробувань. Подачу таких насосів можна регулювати лише за рахунок зміни частоти обертання n.

Пластинчасті насоси. Роторні насоси, робочими камерами яких є порожнини, обмежені поверхнями статора, ротора, двох суміжних пластин і бічних кришок, називають пластинчастими. Насоси поділяють на одно-, дво- і багатократної дії.

Н асос простої (однократної) дії (рис. 1.9, а) складається з корпуса (статора) 1 і ротора 2, в прорізах якого ковзають пластини 3. Ротор розміщено ексцентрично відносно циліндричного отвору статора (ε - ексцентриситет). Пластини притискаються до статора відцентровими силами (іноді спеціальними пружинами). При обертанні ротора об’єм робочої камери в порожнині всмоктування насоса А збільшується, завдяки чому там створюється вакуум, і під дією тиску масло поступає в робочу камеру. У верхньому положенні робоча камера замикається (в цей час вона не сполучається ні з впускним, ні з випускним отворами насоса). Подальший поворот ротора перемістить робочу камеру в зону нагнітаная В. Там її об’єм зменшується, тиск масла збільшується і воно поступово витісняється через випускний отвір у нагнітальний трубопровід.

На рис. 1.9, б зображено принципову схему пластинчастого насоса подвійної дії, який складається із статора 1 з овальним отвором, ротора 2 з пластинами 3, що ковзають у його прорізах. Статорне кільце і ротор з двох боків прикриті кришками, в яких профрезеровані дугоподібні вікна A, B, C і D. За один оберт ротора кожна робоча камера двічі заповнюється маслом і двічі з неї воно витискається в нагнітальний трубопровід.

Пластинчасті насоси широко застосовуються в гідроприводах, наприклад у гідропідсилювачі рульового механізму автомобілів, в системах мащення. Вони створюють тиск p=6...14 МПа, мають об’ємний ККД η_о=0,7...0,8, а загальний ККД η=0,6…0,7.

Робочий об’єм пластинчастого насоса однократної дії дорівнює добутку об’єму однієї робочої камери на їх кількість. Наближено об’єм робочої камери (на рис. 1.9, а виділено) дорівнює площі частини кільця (2πR/z)2ε помноженій на ширину пластини b

V_о=(2πR/z)2εbz (1.39^´)

З урахуванням товщини пластини δ

V_о=(2πR/z-δ)2εbz=(2πR-δz)2εb. (1.40)

Подача пластинчастого насоса однократної дії

Q=V_оnη_о=(2πR-δz)2εb, (1.41)

де η_о - об’ємний ККД, R - радіус отвору в статорі; δ- товщина пластини; z - кількість пластин; ε - ексцентриситет; b - ширина пластини; n - частота обертання.

Подачу пластинчастого насоса однократної дії можна регулювати за рахунок зміни частоти обертання n, або ексцентриситету ε.

Робочий об’єм пластинчастого насоса двократної дії

V_о=2πb(R²–r²), (1.42)

де b - ширина пластини; R, r - піввісі отвору статора відповідно більша і менша.

Подачу пластинчастого насоса двократної дії можна регулювати лише змінюючи кількість обертів.

Р оторно-поршневі насоси.

За розташуванням робочих камер і видом механізму, що приводить у рух поршні, або плунжери, роторно-поршневі насоси поділяють на радіальні й аксіальні.

Аксіальними називають роторно-поршневі насоси, вісь обертання яких паралельна осям робочих камер і витискувачів, або складає з ними кут, що не перевищує 45° (рис. 1.10). У радіальних роторно-поршневих насосах робочі камери розміщені радіальнo відносно осі ротора.

Принцип дії роторно-поршневих насосів такий, що вони порівняно легко можуть змінювати напрям подачі рідини та її величину при незмінній частоті обертання. Перевага роторно-поршневих насосів перед іншими полягає в тому, що їх основні деталі (поршні, циліндри) - це тіла обертання, що виготовляються просто і з великою точністю (розмір зазору між ними 4...8 мкм). Завдяки цьому вони здатні створювати високий тиск (16...40 МПа). Вони компактні і швидкохідні. Один із недоліків роторно-поршневих гідромашин - високі вимоги до чистоти робочої рідини.

Аксіально-поршневі насоси бувають двох типів - з похилим блоком (рис. 1.10, а) і похилим диском (рис. 1.10, б). Основні деталі насоса з похилим блоком - ротор (блок циліндрів) 1, поршні 2, шатуни 3, фланець 4 вала 5 і розподільник 6 із впускним і випускним отворами. В насосі з похилим диском плунжери 2 спираються на підшипник 3, а блок циліндрів 1 і приводний вал 5 з’єднані між собою нерухомо. При обертанні вала 5 обертається також блок циліндрів 1, внаслідок чого поршні змушені рухатись відносно циліндрів. Коли поршень 2 рухається від розподільника 6, об’єм робочої камери збільшується, в ній утворюється вакуум і масло через впускний отвір розподільника всмоктується в порожнину циліндра. При зворотному ході поршня робоча камера сполучається з випускним отвором розподільника; її об’єм поступово зменшується, тиск в ній зростає і масло через випускний отвір розподільника витискається в нагнітальний трубопровід.

Аксіально-поршневі насоси мають такі позитивні якості: високий тиск (до 40 МПа) і велику частоту обертання (до 5000 об/хв ), компактність і малу питому масу (0,5...0,6 кг/кВт), високі значення об’ємного (η_о=0,97...0,98) і загального ККД (η=0,92...0,94), широкий діапазон регулювання частоти обертання, низький рівень шуму (70...90 дБ).

Основою всіх аксіально-поршневих насосів, що застосовуються в об’ємних гідроприводах будівельних та дорожніх машин, є уніфікований вузол (рис. 1.11), що містить ротор 1, в циліндричних отвор ах якого можуть рухатись поршні 2, нерухомий розподільник 5, який має всмоктувальний і нагнітальний отвори, і ведучий вал 3, у фланці якого шарнірно закріплені поршні. Обертання приводного д вигуна через вал 3 передається шатунам, які, спираючись на поршні, змушують обертатися блок циліндрів 1 відносно нерухомого розподільника 5. Блок циліндрів фіксується штифтом 4 на центральному шипі. Коли поршень 2 рухається вправо (від розподільника 5), у робочій камері циліндра виникає вакуум. У цей час вона сполучається із всмоктувальним отвором розподільника і рідина заповнює її, рухаючись слідом за поршнем. Коли поршень рухається вліво (до розподільника), тиск у робочій камері зростає. В цей час робоча камера, обертаючись разом із блоком циліндрів 1, підійде до нагнітального отвору розподільника 5 і з неї почне виштовхуватися в нагнітальний трубопровід рідина.

Описаний насос належить до типу 210. Залежно від матеріалу, з якого виготовлені деталі насосів, їх номінальний тиск становить 16 або 20 МПа, а максимальний - 25 або 32 МПа. Об’ємний ККД цих насосів η_о=0,96, а загальний - η=0,92.

Сумарний графік подачі аксіально-поршневого насоса будується складанням ординат кривих Q=f(φ) для окремих його циліндрів (рис. 1.12). Фази циклів роботи циліндрів зсунуті на кут 360°/z, де z- кількість циліндрів. Для насосів із непарним числом z ступінь нерівномірності подачі σ_Q=1+1,25/z², а з парним σ_Q=1+5/z². Для насоса, який має сім циліндрів, σ_Q=1,02. Отже, подача його практично рівномірна.

Робочий об’єм V_o таких насосів дорівнює сумі максимальних об’ємів робочих камер (рис. 1.10):

V_о=πd²hz/4=(πd²/4)zDtgγ, (1.43)

де d - діаметр поршня; h=Dtgγ - хід поршня; D - діаметр кола, на якому розміщені вісі поршнів; γ - кут між осями блока циліндрів і приводного вала.

Подача насоса Q дорівнює:

Q=V_onη_о (1.44)

Її можна регулювати зміною частоти обертання n або кута .

Радіально-поршневі насоси

Схему радіально-поршневого насоса показано на рис. 1.13, де 1 - статор; 2 - статорне кільце; 3 - ротор (блок циліндрів), 4 - поршні; 5 - розподільник (вісь з перегородкою, яка має впускний 7 і випускний 6 канали); 8 - вал.

П ри обертанні вала насоса 8 відбувається зворотно-поступальний рух поршнів 4 у циліндрах. Коли поршень рухається від розподільника 5, об’єм робочої камери збіль-шується, в ній створюється вакуум і масло через впускний отвір 7 розподільника заповнює її. При зворотному русі поршня об’єм робочої камери зменшується, тиск у ній збільшується і масло через випускний отвір 6 розподільника виштовхується в напірний трубопровід.

Якщо ε - ексцентриситет ротора відносно статора, d - діаметр плунжера, z -кількість плунжерів, то робочий об’єм

V_о=(πd²/4)hz=(πd²/4)2εz, (1.45)

де h=2ε - максимальна довжина ходу поршня.

Подача насоса

Q=V_onη_о=(πd²/4)2εznη_о (1.46)

Регулювати подачу таких насосів можна зміною частоти обертання n, або ексцентриситету ε.

Радіально-поршневі насоси застосовують у потужних гідроприводах різних машин. Вони здатні створювати тиск 10...20 МПа, їх об’ємний і загальний ККД дорівнюють відповідно η_о=0,85...0,90, η=0,77...0,85. Їх габарити і маса дещо більщі, ніж аксіально-поршневих насосів такої самої потужності.

Основні властивості роторних насосів (шестеренних, пластинчастих, роторно-поршневих), які відрізняють їх від інших насосів:

- оборотність, тобто здатність виконувати функцію гідромоторів;

- велика частота обертання (2000...5000 об/хв);

- велика чутливість до забруднення робочої рідини (за винятком шестеренних насосів);

- циклічність робочого процесу (заповнення рідиною робочих камер, переміщення їх із порожнини всмоктування в порожнину нагнітання, витискання рідини з робочих камер, заповнення їх рідиною тощо);

- висока рівномірність подачі;

- відсутність всмоктувального та нагнітального клапанів;

- висока герметичність, завдяки якій подача насоса практично не залежить від тиску;

- здатність змінювати подачу без зміни частоти обертання (регульовані пластинчасті і роторно-поршневі).

Порівняння роторних насосів показує, що кожен з них має як певні переваги, так і певні недоліки. Наприклад, пластинчасті насоси мають найменшу металомісткість (0,14...6,8 кг/кВт), шестеренні - середню (0,2...13,6 кг/кВт); аксіально-поршневі - найбільшу (0,41...20,4 кг/кВт). Найменшу вартість мають шестеренні насоси. Якщо її прийняти за одиницю, то вартість пластинчастого насоса такої самої потужності становитиме приблизно 1,25, нерегульованого аксіально-поршневого насоса - 2, а регульованого - 2,9. Шестеренні насоси також найменш чутливі до забруднення робочої рідини.

Шестеренні та пластинчасті насоси мають порівняно великі розміри зазорів між окремими рухомими деталями, вони більш чутливі до зміни в’язкості робочої рідини і не можуть створювати відносно високого тиску. Найменший тиск (6,3...14 МПа) створюють пластинчасті насоси, середній (10...20 МПа) - шестеренні, найбільший (16...40 МПа) - аксіально-поршневі.

Найважливіші експлуатаційні показники гідромашин - їх об’ємний і загальний ККД. Найкращими в цьому відношенні є аксіально-поршневі насоси, середніми - шестеренні, найгіршими - пластинчасті. Найвищий рівень шуму (понад 100 дБ) створюють шестеренні насоси, середній (87...92 дБ) - аксіально-поршневі, найменший (80...90 дБ) - пластинчасті.

Регульовані, оборотні та реверсивні гідромашини

Регульованою називається така гідромашина, яка має можливість змінювати подачу без зміни частоти обертання приводного вала (насос), або яка має можливість змінювати частоту обертання вихідного вала при незмінному споживанні рідини (гідромотор).

П рикладом регульованого насоса є аксіально-поршневий насос, в якому передбачена конструктивна можливість зміни кута γ нахилу блока циліндрів до вісі приводного вала. Це призводить до зміни довжини ходу поршнів h, а отже, і до зміни робочого об’єму і подачі насоса. Схему насоса зображено на рис. 1.14. Блок циліндрів 1 можна повертати в горизонтальній площині навколо вертикальної осі 4. Масло подається до насоса через отвір 5, а далі по спеціальному каналу воно надходить до впускного отвору нерухомого розподільника 3. З випускного отвору розподільника по спеціальному каналу масло подається до випускного отвору 7 насоса. Зауважимо, що кут γ може також змінюватись автоматично так, щоб при збільшенні тиску він, а от

же, і подача насоса зменшувались, а потужність насоса N не змінювалась (у насосах типів 207 і 223).

Оборотні гідромашини – такі, які можуть працювати в режимі насоса або в режимі гідромотора. Практично всі об’ємні гідромашини являються оборотними, але в деяких з них є конструктивні відмінності між насосами і гідромоторами одного і того ж типу.

Реверсивними гідромашинами називають такі, які допускають зміну напрямку руху рідини через них. Для насосів – це здійснюється зміною напрямку обертання вала, що в свою чергу приводить до зміни місцями всмоктуючого і напірного патрубків. Для гідромоторів - зміна напрямку руху робочої рідини через них призводить до зміни напрямку обертання їх вала.

Сам принцип роботи об’ємних гідромашин дозволяє їм працювати в реверсивних режимах, але на практиці, випускаються як нереверсивні, так і реверсивні гідромашини. Останні мають деякі конструктивні відмінності від нереверсивних, це в першу чергу відноситься до їх ущільнюючих вузлів.

Визначення режимів роботи об’ємних насосів.

Нехай об’ємний насос, характеристику p_н=f(Q) якого задано (рис. 1.15), по трубопроводу з відомими параметрами (L, d, λ, Σζ) перекачує рідину на висоту h (рис. 1.1) з нижнього резервуара у верхній, причому p₁=p₄-p_A. Потрібний напір і тиск можна обчислити за формулами :

H_тр=h+h_вт=h+(λL/d+∑ζ)8Q²/(gπ²d⁴), (1.47)

p_тр=ρgH_тр=ρg[h+(λL/d+∑ζ)8Q²/(gπ²d⁴)], (1.48)

де h – геометрична висота підйому рідини; р₄ і р₁ - тиск, відповідно у верхньому і забірному резервуарах; h_вт - втрати напору у всмоктуючому і напірному трубопроводах.

h_вт=( λL/d+∑ζ ) Q²/(2g)= (λL/d+∑ζ)8Q²/(gπ²d⁴), (1.49′)

де λ, L, d, ζ - відповідно, коефіцієнт гідравлічного тертя, довжина, внутрішній діаметр, коефіцієнт місцевих опорів вказаних трубопроводів; Q – витрата рідини в трубопроводі.

Залежність p_тр=f(Q) називають характеристикою трубопроводу.

Щоб визначити режим роботи насоса, ( рис. 1.15) необхідно побудувати його характеристику p_н=f₁(Q) (крива 1) і характеристику трубопроводу p_тр=f(Q) (крива 2). Точка A їх перетину і визначить режим роботи насоса - подачу Q_А і тиск р_А. Цю точку називають робочою.

Щ об зменшити подачу, тобто змістити робочу точку вліво, слід зменшити частоту обертання вала насоса. Тоді його характеристика p_н=f₂(Q), зміститься вліво (крива 3 на рис. 1.15).

Зменшити подачу насоса можна також змінюючи характеристику трубопроводу – за рахунок встановлення регульованого опору (наприклад регульованого дроселя)

Запитання для самоконтролю

1. Намалюйте схеми поршневих насосів односторонньої і двостороньої дії, назвіть основні елементи і поясніть принцип роботи.

2. Як поділяються поршневі насоси за кількістю поршнів або плунжерів?

3. Запишить формули ідеальної (теоретичної) Q_і і фактичної подачі Q для поршневих насосів одно- і двостороньої дії, поясніть складові формул.

4. Напишіть вивод формули миттевої подачі Q^' поршневого насоса односторонньої дії. Намалюйте графіки залежностей миттєвої подачі Q^' від кута φ для поршневих насосів одно- і двостороньої дії. Поясніть як вони будуються.

5. Запишіть формулу для визначення ступені нерівномірності подачі σ_Q і розрахуйте її для поршневих насосів одно- і двостороньої дії.

6. Намалюйте схему діафрагмового насоса і поясніть принцип роботи.

7. Намалюйте схему шестеренного насоса з зовнішнім зачепленням, позначте основні елементи і поясніть принцип роботи.

8. Запишіть формули визначення ступені нерівномірності подачі σ_Q і робочого об’єму V_о шестеренного насоса.

9. Намалюйте схеми пластинчастих насосів простої і подвійної дії, позначте основні елементи і поясніть принцип роботи.

10. Запишіть формули для визначення робочого об’єму пластинчастих насосів простої і подвійної дії.

11. Намалюйте схеми аксіально-поршневих насосів - з похилим блоком і з похилим диском, позначте основні елементи і поясніть принцип роботи. Запишіть формули визначення робочих об’ємів V_о вказанних насосів.

12. Намалюйте схему радіально-поршневого насоса, позначте основні елементи і поясніть принцип робрти. Запишіть формулу визначення робочого об’єму V_о вказанного насоса.

13. Перечисліть основні загальні властивості роторних насосів (шестеренних, пластинчастих і роторно-поршневих), наведіть їх переваги і недоліки.

14. Дайте визначення регульованих, оборотних і реверсивних гідромашин.

15. Покажіть графічно як визначається режим роботи об’ємних насосів, запишіть рівняння характеристики трубопровода p_тр=f(Q).