Cơ Khí - Giáo trình Máy Phụ Tàu Thủy phần 7 pptx

145
vợt quá giá trị giới hạn cho phép. Các bơm cánh nếu không có các thiết bị đặc biệt không có
khả năng tự hút.
4. Tính cứng của đặc tính hay độ dốc đứng của đờng đặc tính H(Q), nó có nghĩa lu
lợng ít phụ thuộc váo áp lực mà bơm tạo ra. Sản lợng lí tởng hoàn toàn không phụ thuộc vào
áp suất bơm (đặc tính các bơm cánh thờng thoải).
5. Tính không phụ thuộc của áp suất bơm tạo ra vào tốc độ chuyển động của bộ phận
công tác bơm cũng nh của chất lỏng. Về nguyên tắc, khi làm việc với chất lỏng không nén
đợc, bơm thể tích, có độ kín khít lí tởng, có thể tạo ra áp suất lớn bất kì do tải trọng quyết
định ở tốc độ chuyển động nhỏ tuỳ ý. Đối với các bơm cánh, để có áp suất cao cần phải có
vòng quay bánh cánh và tốc độ chuyển động của chất lỏng cao.
Động cơ thuỷ lực thể tích về cơ bản cũng có các tính chất trên, giống nh các bơm thể
tích, nhng có vài khác biệt do chức năng của nó khác bơm. Các động cơ thuỷ lực thể tích cũng
các tính chất đặc trng nh chu kì, kín. Tính cứng của động cơ thể tích là ở chỗ tốc độ khâu ra
ít phụ thuộc vào tải trên khâu này (lực trên cần xi lanh thuỷ lực hoặc mômen trên trục mô tơ
thuỷ lực).
5.1.2. Các đại lợng đặc trng cho quá trình làm việc của bơm thể tích
Đại lợng cơ bản quyết định kích thớc của bơm thể tích (hoặc động cơ thuỷ lực thể tích)
là thể tích công tác của bơm.
Thể tích công tác của bơm và tần số chu trình công tác quyết định sản lợng lí thuyết. Sản
lợng lí thuyết của bơm thể tích là lợng cấp trong một đơn vị thời gian chất lỏng không nén
đợc khi không có rò lọt qua các khe hở. Sản lợng lí thuyết trung bình theo thời gian
Q
lt
=V
0
n=V
k
zkn, (5.1)
trong đó V
0

- thể tích công tác của bơm, tức là lợng cấp lí tởng sau mỗi chu kì (một vòng quay của
bơm); n- tần số chu kì công tác của bơm (là vòng quay của trục đối với các bơm quay); V
k
- lợng cấp lí
tởng từ mỗi khoang công tác sau một chu kì; z- số khoang công tác trong bơm; k- số lần tác dụng của
bơm, tức là số lần cấp của mỗi khoang trong một chu kì (một vòng quay).
Nh vậy thể tích công tác của bơm
V
0
=V
k
zk. (5.2)
Thông thờng k=1, nhng trong vài kết cấu k=2 hoặc nhiều hơn.
Sản lợng thực tế của bơm nhỏ hơn so với lí thuyết do có rò lọt từ các khoang công tác và
từ buồng đẩy, ở các áp suất cao còn do tính nén đợc của chất lỏng.
Tỉ số giữa sản lợng thực tế và sản lợng lí tởng đợc gọi là hệ số sản lợng:
=Q/Q
lt
=(Q
lt
-q
rl
-q
n
)/Q
lt
, (5.3)
trong đó q
rl
- tổn thất rò lọt; q

n
- tổn thất do nén.
Khi nén chất lỏng nhỏ không đáng kể, hệ số sản lợng bằng hiệu suất thể tích của bơm
(=
Q
):

Q
=Q/Q
lt
=(Q
lt
-q
rl
)/Q
lt
=Q/(Q+q
rl
). (5.4)
Gia số năng lợng toàn bộ của chất lỏng trong bơm thể tích thờng qui về một đơn vị thể
tích và do đó thể hiện bằng đơn vị áp suất. Vì bơm thể tích thờng dùng để tạo ra áp lực đáng
kể nên sự gia tăng của động năng chất lỏng thờng bỏ qua. Cho nên áp suất bơm là chênh lệch
áp suất cửa ra p
2
và cửa vào p
1
:
p
B
=p

2
-p
1
, (5.5)
còn cột áp bơm
H
B
=p
B
/(g).
Công suất có ích của bơm
N
e
=Qp
B
. (5.6)


146
Công suất tiêu thụ bởi bơm quay (động cơ dẫn động tiêu tốn),
N
B
=M
B

B
, (5.7)
trong đó M
B
- mômen trên trục bơm;

B
- vận tốc góc trục bơm.
Hiệu suất bơm là tỉ số giữa công suất có ích và công suất do bơm tiêu thụ

B
=N
e
/N
B
=Qp
B
/(M
B

B
). (5.8)
Cũng tơng tự nh đối với bơm cánh, phân hiệu suất thành hiệu suất thuỷ lực
H
, hiệu
suất thể tích
Q
và hiệu suất cơ giới
m
, chúng kể đến ba dạng tổn thất: thuỷ lực- tổn thất cột áp
(áp suất), thể tích- tổn thất rò lọt chất lỏng qua các khe hở, và tổn thất cơ giới- do ma sát trong
các cơ cấu bơm:

H
=(p
2

-p
1
)/p
i
=p
B
/p
i
; (5.9)

Q
=Q/(Q+q
rl
); (5.10)

M
=(N
B
-N
m
)/N
B
=N
i
/N
B
, (5.11)
trong đó p
i
- áp suất chỉ thị đợc tạo ra trong khoang công tác của bơm và tơng ứng với cột áp lí thuyết

ở bơm cánh; N
m
- tổn thất công suất cho ma sát trong các cơ cấu của bơm; N
i
- công suất chỉ thị truyền
cho chất lỏng trong khoang công tác và ứng với công suất thuỷ lực ở bơm cánh.
Nhân và chia phơng trình (5.8) với N
i
=(Q+q
rl
)p
i
và nhóm các nhân tử, thu đợc
mQH
B
i
rli
B
irl
i
B
B
B
N
N
qQ
Q
p
p
p)qQ(

N
N
Qp





, (5.12)
tức là hiệu suất bơm bằng tích của ba hiệu suất bộ phận- thuỷ lực, thể tích và cơ giới.
Đ 5.2. Bơm piston
5.2.1. Khái niệm cơ bản
Các bơm piston với cơ cấu dẫn động biên-
khuỷu và hệ thống van phân phối thuộc loại máy
đợc sử dụng từ xa xa. Sử dụng chúng để cấp
nớc đã đợc biết từ thế kỉ thứ II trớc công
nguyên, tuy vậy ngày nay vẫn là một trong các
loại cơ bản phổ biến rộng để bơm chuyển chất
lỏng.
Sơ đồ kết cấu hệ thống bơm với bơm kiểu
piston đơn giản nhất đợc giới thiệu trên hình
5.1. Khoang công tác là xi lanh 6, còn thiết bị
nén là plôngiơ (piston trụ) 8, nó chuyển động
tịnh tiến nhờ cơ cấu biên khuỷu. Hệ thống phân
phối, đảm bảo nối luân phiên xi lanh với đờng
hút 1 và đờng đẩy 3, bao gồm van hút 11 và van
đẩy 5. Các van thuộc loại tự hoạt động. Khi tăng
thể tích trong khoang công tác (ở hành trình hút),
áp suất trong đó p
1xl

nhỏ hơn áp suất p
1
ở trớc
van 11. Dới tác dụng của độ chênh áp van đợc
nâng lên và xi lanh đợc điền đầy chất lỏng từ
đờng ống 1.
Thể tích buồng công tác giảm (ở hành trình đẩy)
khi plôngiơ chuyển động vào, áp suất trong xi lanh
bắt đầu tăng, van 11 đóng và, khi áp suất đạt tới
trị số p
2xl
lớn hơn áp suất p
2
sau van 5, chất lỏng sẽ đợc đẩy qua van vào đờng 3.
Hình 5.1. Sơ đồ bơm piston có cơ cấu
khuỷu dẫn động.


147
Lu ý rằng, quá trình luân phiên hút nén tả trên chỉ có thể khi áp suất p
2
lớn hơn p
1
(ứng
với điều kiện làm việc của bơm).
Nếu đa chất lỏng đến ống 1 dới áp lực lớn thì plôngiơ không chuyển động đợc do các
van cho dòng chất lỏng tự do vào đờng ống 3 nơi có áp suất bé hơn. Nh vậy, không thể sử
dụng đợc bơm có các van tự hoạt động làm động cơ thuỷ lực, nó không là máy thuận
nghịch.
Theo kết cấu của bộ phận nén các bơm

piston đợc phân loại thành kiểu piston
(hình 5.2) và kiểu plôngiơ (hình 5.1). Trong
bơm kiểu piston (hình 5.2), piston chuyển
động trong xi lanh nhẵn bóng 5. Để làm kín
piston sử dụng gioăng 3 (phơng án I) hoặc
chế tạo có khe hở nhỏ với thành xi lanh
(phơng án II). Trong bơm kiểu plôngiơ
(hình 5.1), plôngiơ đợc gia công nhẵn
chuyển động tự do trong khoang công tác,
thiết bị làm kín 7 bất động trong vỏ của
khoang công tác. Vì gia công tinh các bề
mặt bên trong khó khăn hơn, sửa chữa và
thay thế bộ phận làm kín ngoài cố định đơn
giản hơn nên bơm kiểu plôngiơ có u thế
hơn so với kiểu piston nếu không có yêu cầu đặc biệt gì về kết cấu và khai thác. Hai kiểu bơm,
tuy khác nhau về kết cấu thiết bị nén vẫn đợc gọi chung là bơm piston.
Cơ cấu dẫn động bơm piston đợc chia thành cơ cấu khuỷu (hình 5.1) và vấu cam (hình
5.3, a). Trong kiểu thứ hai, piston 2 luôn tì vào vấu quay lệch tâm 3 thông qua con lăn hoặc, nh
trên hình vẽ, là khớp chặn trợt cầu 5.
Các bơm kiểu cam cho phép tiện bố trí gần trục dẫn động chung vài lanh (hình 5.3, b)
ghép song song với nhau có chung đờng dẫn vào và ra, và do đó có đợc lu lợng đều hơn.
Do có nhiều cặp ma sát (piston- xi lanh, piston- khớp cầu, khớp cầu- vấu lệch tâm) nên
những bơm nh vậy thích hợp hơn cả là làm việc với các chất lỏng có tính bôi trơn, sạch và
không gây mòn.
Hình 5.2. Sơ đồ bơm piston với piston
vi sai.
Hình 5.3. Sơ đồ bơm dẫn động kiểu cam.


148

Cơ cấu biên khuỷu (hình 5.1) tiện lợi cho việc ngăn cách phần dẫn động khỏi phần bơm
và đảm bảo bôi trơn riêng biệt. Nếu trong trờng hợp này sử dụng con trợt chịu mòn 9 thì
piston 8 không bị tác dụng của các lực bên tiếp xúc và làm kín 7 không bị mài mòn. Những
bơm nh vậy có khả năng bơm chất lỏng bất kì, kể cả các chất lỏng bẩn có các hạt cứng.
Sản lợng lí thuyết Q
lt
của mỗi bộ phận bơm đợc xác định theo biểu thức (5.1) bởi thể
tích công tác
V
0
=V
k
=Fh=2rF, (5.13)
và vòng quay trục n:
Q
lt
=V
0
n=Fhn, (5.14)
trong đó h=2r- hành trình piston; F=
4/d
2
p

- diện tích đỉnh piston (hình 5.1 và 5.3, a).
Nếu trong bơm có z bộ phận bơm (ví dụ, hình 5.3, b) thì
Q
lt
=V
0

n=Fhzn, (5.15)
Trong khai thác thờng mong muốn thay đổi sản lợng mà vẫn giữ vòng quay n không
đổi vì động cơ điều chỉnh đợc đắt tiền. Có thể thay đổi lu lợng bằng cách đa một phần chất
lỏng từ đờng ống đẩy ngợc trở về đờng ống hút, ví dụ qua van xả 10 (hình 5.1), khi đó phải
trang bị van điều chỉnh đợc. Làm nh vậy không kinh tế vì toàn bộ năng lợng truyền cho chất
lỏng ra bị tiêu tán thành nhiệt khi tiết lu trong van.
Biện pháp điều chỉnh Q
lt
kinh tế hơn là thay đổi bán kính khuỷu trong lúc làm việc, tức là
thay đổi thể tích công tác V
0
.
Những hệ thống nh vậy phức tạp về kết cấu và đợc sử dụng hạn chế, cho nên các bơm
piston điều chỉnh đợc ít phổ biến.
Điều chỉnh lu lợng không bậc đợc thực hiện khá đơn giản ở các máy thuỷ lực rô to-
piston mà ta sẽ xét sau.
Trên tàu bơm piston dùng trong các chuyển nhiên liệu, dầu nhờn (thờng là các bơm tay),
hệ thống làm mát, cấp nớc nồi hơi, hút khô. Ngoài ra các dạng đặc biệt của bơm piston đợc
sử dụng trong các máy móc thiết bị khác nhau, ví dụ bơm nhiên liệu cao áp, cấp dầu bôi trơn xi
lanh, trong các cơ cấu phối khí thuỷ lực hay điều khiển trong động cơ diezel.
Các động cơ thuỷ lực kiểu piston cũng đợc dùng rộng rãi trong các hệ thống điều khiển
và truyền động thuỷ lực nh hệ thống lái, cẩu, kích thuỷ lực v.v.
Do có những đặc điểm của các bơm thể tích nói chung (ở mục 5.1) và các đặc điểm riêng
của bơm piston, nh chuyển động tịnh tiến qua lại, lu lợng không đều (sẽ nghiên cứu ở các
phần sau) nên bơm thờng đợc dùng khi yêu cầu áp suất cao và lu lợng thấp. Vòng quay cơ
cấu dẫn động bơm piston thờng thấp hơn so với các bơm khác (thấp tốc n<80 v/ph; trung tốc
n=80150 v/ph và cao tốc n>150 v/ph). Đối với các bơm piston, lu lợng Q>60 m
3
/h đã thuộc
loại lớn; loại lu lợng trung bình thì Q=(1560) m

3
/h và loại nhỏ có Q<15 m
3
/h. Về áp suất,
các bơm piston có thể tạo ra áp suất không hạn chế: cao áp p
B
>20 KG/cm
2
; trung bình
p
B
=(1020) KG/cm
2
và thấp áp p
B
<10 KG/cm
2
.
5.2.2. Động học của piston và qui luật thay đổi lu lợng
Xét các sơ đồ hình 5.1 và 5.3, a có thể thấy, trong các cơ cấu khuỷu và vấu cam, các
piston đều có chung một qui luật chuyển động. Piston chuyển dịch giữa các điểm chết A và B,
khoảng di chuyển x của piston đợc xác định bằng góc của khuỷu trục. Khi tính từ đIểm
chết bên trái B, qui luật thay đổi x=f() sẽ nh sau:
x=r+ab-(rcos+abcos).


149
Thờng chế tạo ab>>r, và cos1 nên qui luật trên có thể đợc thay bằng hàm điều hoà
đơn
x=x=r(1-cos)=(h/2)(1-cos). (5.16)

Vận tốc tức thời của piston
v
p
=dx/dt=(h/2)sin(d/dt)=(h/2)sin, (5.17)
còn gia tốc tức thời
j
p
=d
2
x/dt
2
=(h/2)
2
cos. (5.18)
Trị số lu lợng lí thuyết tức thời bằng tích của vận tốc piston với diện tích của nó F:
Q
t
=F(h/2)sin. (5.19)
Trên hình 5.4, a đờng OABD là
đồ thị thay đổi Q
t
của một xi lanh trong
thời gian một chu kì, tơng ứng với góc
quay của khuỷu trục =2. Chất lỏng
đợc cấp tới nơi tiêu thụ trong nửa vòng
quay khi piston chuyển động từ điểm
chết bên phải A tới điểm bên trái B (hình
5.3, a). Lợng chất lỏng cấp trong thời
gian đó ứng với qui luật (5.19) đợc thể
hiện bằng diện tích bên dới đờng

côsin OAB. Giá trị của nó, theo (3.13),
sẽ bằng thể tích công tác của một xi
lanh:



0
k
Fhdsin
2
h
FV
.
Trong thời gian nửa chu kì thứ hai, khi
piston chuyển động từ xi lanh ra và chất lỏng
đợc hút vào đó (đờng thẳng AB), chất lỏng
không đợc cấp đến nơi tiêu thụ. Nh vậy, sản
lợng của bơm một piston không đều về độ lớn
và gián đoạn theo thời gian. Đây là hiện tợng
cực kì không mong muốn và cần phải hạn chế
bằng các biện pháp kết cấu sẽ đợc nói tới ở
mục 5.2.4.
5.2.3. Sự làm việc của hệ thống van phân phối
Hệ thống van phân phối (hình 5.1) gồm có van hút đẩy tự hoạt động 11 và 5. Chúng đợc
nâng lên dới tác dụng của chênh áp p
k
, do đó trong quá trình hút áp suất trong xi lanh p
1xl
luôn
nhỏ hơn áp suất p

1
trên đờng hút trớc van 11:
p
1
-p
1xl
=p
k1
.
Trong hành trình nén p
2xl
lớn hơn
p
2
sau van 5:
p
2xl
-p
2
=p
k2
.
Công suất tiêu hao khắc phục sức
cản các van N
k
=p
k
Q chuyển thành
nhiệt và bị mất đi. Do vậy các van đợc
Hình 5.4. Sự thay đổi của lu lợng và độ cao

nâng van.


150
làm có xu thế sao tổn thất áp suất p
k
nhỏ hơn nhiều lần so với p
B
.
Kết cấu của van gồm có đĩa 3
tựa vào lò xo 4 (hình 5.5, a). Khi
van mở đĩa tạo với đế 1 vành khe
hở 2 với chiều cao z, nhờ lực lò xo
R
lx
và trọng lợng G
k
nên chỉ cho
chất lỏng qua theo một chiều. Mặt
làm kín bd đợc mài rà với đế cẩn
thận bảo đảm kín khi van đóng.
Mặt làm kín van đợc
làm hình côn hoặc phẳng. Rà các
van phẳng đơn giản hơn, khi bị
mòn dễ sửa chữa. Tuy vậy, trong
các bơm cao tốc có van nh vậy
thờng xuất hiện tiếng gõ và dao
động. Các van của bơm phải bị
mòn không đáng kể sau số chu kì
làm việc lớn.

Để đợc nh vậy quá trình đóng van phải không xảy ra va đập, có thể đạt điều này khi tăng
chiều rộng bề mặt làm kín tới độ lớn nhất định, khi các mặt tiến lại nhau chất lỏng từ khe
chiều cao z bị nén ra với tốc độ đủ chậm.
Thờng các van đợc làm có chiều rộng dải làm kín bd và chiều cao nâng van tối đa z
max
khá nhỏ so với đờng kính đĩa van d
k
:
z
max
<<d
k
; z/d
k
<0,1;
bd<<d
k
; bd/d
k
<0,050,07. (5.20)
Chênh lệch áp suất p
k.0
khi mở van đợc xác định bằng lực nén lo xo R
lx.0
và trọng lợng
van G
k
:
0.k
2

c
2
kk0.lx
p)dd(
42
1
GR


.
Đặc tính của van p
k
=f(Q
k
) là đờng cong đồng biến (hình 5.5, b). Sự tăng của p
k
cùng với
với Q
k
hay với chiều cao nâng van z có liên quan tới sự phân bố lại áp suất trên bề mặt đĩa khi
van mở so với khi đóng: ở khu vực gần lối vào khe và trong khe nơi vận tốc chất lỏng lớn, áp
suất giảm so với trạng thái tĩnh.
Đặc tính van đợc mô tả bằng các phơng trình sau: phơng trình khả năng lu thông của van
kkhek
p)/2(SQ
; (5.21)
phơng trình cân bằng
2/)dd)(4/(pGR
2
c

2
kkklx

; 5.22)
phơng trình đặc tính lò xo
R
lx
=c(z
0
+z), (5.23)
trong đó c- hệ số độ cứng; z
0
- độ nén ban đầu của lò xo.
Trong các phơng này, đối với van phẳng diện tích khe S
khe
=d
k
z; van côn S
khe
d
k
zsin. Các hệ số lu
lợng và lực áp suất đợc xác định bằng thực nghiệm phụ thuộc vào số Reinolds:
/z2.p)/2(Re
k
.
Đối với các van phẳng, khi trị số Re lớn (z và p
k
lớn) có thể chuyển sang chế độ chảy gián đoạn trong khe. Sự
thay đổi đột ngột gây thay đổi p

k
đột ngột làm suất hiện tiếng ồn và rung động trong bơm.
Đặc tính đồng biến thể hiện trên hình 5.5, b đặc biệt không mong muốn đối với các van hút: tăng tổn thất
áp suất p
k
ở lu lợng lớn Q
k
có thể là nguyên nhân xâm thực trong xi lanh bơm ở gần giữa hành trình hút.
Hình 5.5. Van của bơm piston và đặc tính của nó.


151
Để đặc tính van thoải hơn, van hút đợc làm với đờng kính d
k
lớn hơn. Khi đó với tỉ số bd/d
k
đặc biệt
nhỏ, khác nhau của phân bố áp suất khi van đóng và mở không đáng kể và p
k
p
k.0
. Tuy vậy, các van lớn có quán
tính lớn và hạn chế tần số của chu trình, tức là n.
Các van của bơm piston đều có tính chất trễ. Do không có liên kết cứng giữa van và piston
nên thời điểm đóng van chậm so với thời điểm piston qua các điểm chết A và B (xem hình 5.1)
khi hớng của chuyển động thay đổi. Trên hình 5.4, c biểu diễn đồ thị chuyển động của các van
z=f() tơng ứng với đồ thị lu lợng bơm một piston Q
t
=f(). Do sự đóng trễ của van đẩy, đồ
thị chuyển động OAB, van hút chỉ có thể mở sau điểm B thay cho ở điểm chết B (đồ thị thể

hiện van hút mở ngay khi van đẩy đóng). Đó là do khi van đẩy còn mở, áp suất trong xi lanh
không thể thấp hơn p
1
và không có áp suất mở van p
k
=p
1
-p
1xl
. Do vậy, thể tích chất lỏng LBB
(hình 5.4, a), trớc đó đã cấp vào ống đẩy, quay trở lại xi lanh trong thời gian đóng trễ van đẩy
BB nên không đợc cấp tới nơi sử dụng. Cũng tơng tự nh thế, sự đóng trễ của van hút trên
đoạn DD dẫn đến nâng van đẩy bị chậm, nó mở không phải ở D mà là ở D, cho nên thể tích
DDM đã vào xi lanh lại bị đẩy về ống hút. Nh vậy, sự đóng muộn các van một góc
k
làm
cho lợng cấp từ xi lanh bị giảm xuống còn OAB thay cho OAB, toàn bộ thể tích công tác
của xi lanh không đợc sử dụng hết.
Chất lỏng chảy qua các van trong thời gian đóng trễ chỉ phải khắc phục sức cản các van,
thờng là không lớn. Cho nên hiện tợng đóng muộn các van không gây tiêu hao năng lợng
đáng kể cho động cơ và ít ảnh hởng đến hiệu suất bơm. Vì không có liên hệ động học cứng
giữa các van với piston, thời gian đóng trễ các van chỉ phụ thuộc vào tính chất bản thân các van.
Khi tăng vòng quay bơm n, thời gian chu trình giảm, thời gian trễ so với chu trình công tác
tăng. Trị số
k
khi đó tăng và sản lợng bơm bị giảm.
Sự trễ của van giảm khi giảm khối lợng của van, diện tích đĩa van S
k
=
4/d

2
k

và chiều
cao nâng van z
max
. Nh vậy, để tăng vòng quay bơm mà vẫn không giảm khả năng sử dụng thể
tích công tác bơm buộc phải sử dụng các van và chiều cao nâng van nhỏ hơn. Theo các phụ
thuộc (5.21) và (5.22) dẫn đến tăng áp suất p
k
, tức là sử dụng lò xo có độ cứng lớn hơn. Tăng áp
suất p
k
đồng nghĩa với tăng sức cản và kết quả cuối cùng là giảm hiệu suất và điều quan trọng
là làm xấu khả năng hút của bơm.
Trớc khi nằm trên đế, vận tốc v
đ
tiến đến đế của đĩa van quyết định đặc
tính tiếp xúc các bề mặt ở thời điểm
chạm nhau. Nếu tốc độ nhỏ, màng chất
lỏng bị nén ra từ khe dới bề mặt làm
kín bd (hình 5.5) và vận tốc giảm tới
không ở thời điểm tiếp xúc các bề mặt.
Khi tăng vận tốc v
đ
, khả năng giảm chấn
của chất lỏng bị nén ra khỏi khe giảm,
khi đạt tới giá trị tới hạn nào đó của v
đ
,

van tiếp xúc đế với vận tốc khác không,
tức là có va đập và gây tiếng gõ. Khi có
va đập, van chóng bị mòn và mất độ kín.
Tốc độ van trớc khi đóng lại đợc xác
định thông qua đại lợng tg=-dz/d
(xem hình 5.4, c), nó tỉ lệ với z
max
và n:
nz
dt
d
d
dz
dt
dz
v
maxd




.
Hình 5.6. Đồ thị giá trị giới hạn của
chỉ tiêu khả làm việc của van C.


152
Bằng thực nghiệm xác định đợc giá trị tới hạn C=z
max
n

max
=f(m/S
k
). Ví dụ đồ thị hình 5.6
là kết quả nghiên cứu của I. I. Kukolepxki và L. K. Liakhôpxki (m- khối lợng van; S
k
- diện
tích đĩa). Khi lựa chọn n và z
max
, để tránh va đập phải tuân theo điều kiện z
max
n<C.
Tóm lại, cố gắng tăng vòng quay mà vẫn giữ khả năng hút tốt của bơm piston gặp khó
khăn lớn do đặc điểm quá trình làm việc của hệ thống van phân phối; khi độ nhớt của chất lỏng
đợc bơm tăng thì các khó khăn này càng tăng. Trờng hợp sau thì sử dụng hệ thống phân phối
van-ngăn kéo kết hợp trong các bơm rô to piston có u thế hơn.
5.2.4. Sản lợng không đều của bơm piston và biện pháp khắc phục
Nh đã nói, lợng cấp của bơm một piston bị gián đoạn và có độ không đồng đều lớn, nó
đặc trng bằng hệ số
=(Q
max
-Q
min
)/Q
lt
. (5.24)
Nh vậy, đối với bơm một piston theo các công thức (5.14) và (5.19)
=Q
max
/Q

lt
=60F(h/2)/(Fhn)=Fhn/(Fhn)=.
Thờng không cho phép lu lợng xung lớn nh vậy. Lu lợng tăng và giảm nhanh trong
các đờng ống xen lẫn chu kì nghỉ gây ra trong các đờng ống và xi lanh bơm các xung áp
suất, dẫn đến tiếng ồn, rung động và mỏi cho các chi tiết trong hệ thống bơm. Dựa vào phơng
trình đã biết (1.34)









n
1i
ii
2
22
2
2
11
1
l
t
)t(f
a
g
1

g2
vp
z
g2
vp
z
,
và các phơng trình (5.17), (5.18) có thể biểu diễn áp suất trong xi lanh bơm một piston ở hành
trình hút và đẩy:
- hành trình hút
1w
2
1
1
2
xl1
B
0
hcos)2/h(l
S
F
g
1
g2
]sin)2/h[(
p
z
p

; (5.25)
- hành trình đẩy
2w
2
2
2
2
xl2
2
k
2
k
hcos)2/h(l
S
F
g
1
g2
]sin)2/h[(
p
g2
v
z
p

, (5.25)
trong đó p
0
, p
k
- áp suất mặt thoáng bể hút (v
0
=0) và ở nơi tiêu thụ; v
k
vận tốc chất lỏng nơi tiêu thụ; S
1
, l
1
, S
2
, l
2
-
tơng ứng là diện tích thiết diện ngang và chiều dài của ống hút và đẩy; h
w1
và h
w2
- tổn thất cột áp trên đờng hút
và đẩy. Chiều dơng của vận tốc và gia tốc qui ớc là chiều chuyển đồng của chất lỏng. Dễ thấy trong công
thức, thành phần lực quán tính ảnh hởng đến áp suất trong xi lanh thờng lớn hơn so với thay đổi động năng.
Gia tốc có trị số lớn nhất ở đầu mỗi hành trình khi cos1. áp suất quán tính sẽ làm

tăng áp suất trong xi lanh p
2xl
ở đầu quá trình đẩy (=) và giảm p
1xl
ở đầu quá trình hút vì gia
tốc của chất lỏng trong đờng ống hút là do dự trữ áp suất p
0
ở bể hút. Đến cuối mỗi hành trình,
dòng chất lỏng chậm lại (đoạn AB hình 5.4, a), áp suất quán tính p
qt
đổi dấu, dẫn đến giảm p
2xl
và tăng p
1xl
.
Nh vậy, trong hệ thống bơm xảy ra dao động áp suất p
2xl
và p
1xl
trong giới hạn



S
l
Q
g30
)2/h(l
S
F

g
1
2p2
lt
2
qt
.
Khi vòng quay và chiều dài ống hút lớn, áp suất xi lanh đầu quá trình hút do quán tính có
thể nhỏ và xuất hiện xâm thực, gây va đập thuỷ lực và làm tăng rung động.
Để giảm độ không đều sản lợng sử dụng hai biện pháp. Biện pháp thứ nhất là sử dụng
máy có nhiều piston cùng nối với các đờng ống dẫn chung. Đồ thị OABCD hình 5.4, a biểu
diễn lu lợng cấp của bơm hai piston. Theo các công thức (5.15) và (5.24) có: lu lợng trung


153
bình lí thuyết Q
lt
=2Fhn và =/2. Trong đó không có gián đoạn lu lợng lâu nhng lu lợng
tức thời nhỏ nhất vẫn giữ Q
min
=0. Nh vậy, ở đây giới hạn của xung áp suất quán tính vẫn giữ
nguyên (ví dụ, ở đờng ống hút vận tốc chất lỏng thay đổi từ 0v
1max
với qui luật nh bơm một
piston, chỉ khác ở chỗ không có giai đoạn dừng ở hành trình đẩy: =2).
Về kết cấu bơm hai piston có thể là hai cụm bơm mô tả ở hình 5.1, có chung hệ thống dẫn
động và chung hệ thống ống, chu kì làm việc lệch nhau nửa vòng quay. Kiểu kết cấu kinh tế
hơn là bơm hai tác dụng nh ở hình 5.2. ở hành trình piston 4 sang bên phải, chất lỏng bị đẩy
qua van 6 vào đờng ống đẩy 2 đồng thời điền đầy khoang xi lanh 1 có cán piston. ở hành trình
sang trái, van 6 đóng chất lỏng trong khoang 1 lại đợc đẩy vào đờng ống đẩy 2; đồng thời là

quá trình hút chất lỏng qua van 7 vào khoang bên phải của xi lanh.
Lợng chất lỏng đợc cấp vào ống đẩy ứng với hành trình piston sang phải và trái sẽ là:
h
4
d
h)dd(
4
h
4
d
V
2
c
2
c
2
p
2
p
1






;
h)dd(
4
V

2
c
2
p2



.
Khi
2
c
2
p
d2d
các thể tích này ở hành trình thuận cũng bằng hành trình ngợc và bằng
h
4
d
VV
2
c
21


.
Với 3 piston nh ở hình 5.3, b, sẽ có trị số lợng cấp trung bình lí thuyết Q
lt
=3Fhn. Chu kì
đẩy có giai đoạn trùng nhau, chất lỏng trong các đờng ống không lúc nào bị dừng lại. Từ hình
5.4, b và theo công thức 5.24 thấy độ lớn giảm mạnh:

14,0)3/sin(1(
3
1
)2/(Fh3
)3/sin()2/h(F)2/h(F




.
Xung áp suất giới hạn cũng giảm do giảm gia tốc cực đại của dòng. Sự đồng đều của
lợng cấp và chất lợng làm việc tốt hơn khi sử dụng số piston lẻ lớn hơn ba. Lấy tổng các lu
lợng tức thời đối với bơm có số piston khác nhau, có thể thấy các bơm có số piston lẻ cho lu
lợng đều hơn bơm có số xi lanh chẵn (tiếp sau số lẻ đã cho). Có thể xác định hệ số bằng
công thức gần đúng sau:
đối với số piston lẻ =1,25/z
2
;
đối với số piston chẵn =5/z
2
.
Do vậy, về nguyên tắc,
số piston đợc lấy lẻ.
Độ không đều thực tế
của lu lợng trong các hệ
thống có bơm thể tích có thể
vợt độ không dều lí thuyết,
đợc xác định chỉ bằng quy
luật thay đổi lí thuyết Q
t

và
lu lợng trung bình lí
thuyết Q
lt
. Nguyên nhân của
nó có thể là do đóng mở trễ
các van, nén chất lỏng
(trong trờng hợp làm việc ở
áp suất cao).
Hình 5.7. ảnh hởng tính nén đợc của chất
lỏng đến độ đều của sản lợng.


154
Trên hình 5.4, b có thể thấy, đồ thị Q
t
khi có sự trễ của các van (đờng ABBCA) tơng
ứng với độ không đều lớn hơn so với đồ thị ABCA khi không có trễ
ảnh hởng của tính nén đợc của chất lỏng sẽ tăng khi áp suất bơm tăng. Trên hình 5.7. đa ra đồ thị lu
lợng của bơm ba piston, tơng tự nh đồ thị hình 5.4, b, nhng kể đến ảnh hởng của sự trễ các van và tính nén
đợc của chất lỏng (
k1
- góc đóng chậm của van hút làm van đẩy mở chậm,
k2
- góc đóng chậm của van đẩy làm
van hút mở chậm). Với các góc
k1
và
k2
đã cho, nếu không kể đến độ nén chất lỏng, các van đẩy và hút sẽ

tơng ứng mở ở điểm D và B (thờng van hút có đờng kính lớn hơn và lắp lò xo yếu hơn nên
k1
>
k2
). Nhng
do cần nén chất lỏng đến áp suất p
2xl
>p
2
nên van đẩy mở ở điểm H và bị chậm thêm một góc

2
. Một phần hành
trình ứng với góc quay khuỷu
k1
+

2
trở thành không có ích, độ không đều của sản lợng (đờng JKLMN) tăng
lên so với ở hình 5.4, b. Hành trình nén x

2
ứng với

2
do thể tích công tác V
0
và thể tích chết V
B
quyết định

(trên hình 5.1, thể tích V
B
đợc biểu diễn bằng phần kẻ ô). Độ lớn x

2
có thể xác định từ phơng trình nén thể
tích chất lỏng trong xi lanh:
Fx

2
/(V
0
+V
B
)=p/. (5.26)
Từ (5.26) có thể thấy thể tích nén Fx

2
khi không có không gian chết vào khoảng 0,8-0,5% thể tích công
tác khi tăng áp suất lên 10Mpa (với môđun đàn hồi thể tích chất lỏng lấy trong khoảng =12002000Mpa). Tổn
thất lợng cấp do nén tỉ lệ với thể tích bị nén lại q

= Fx

2
n, nó tăng khi tăng V
B
và p. Ví dụ, khi V
B
V

0
và
p=30Mpa thì q

chiếm khoảng 3-5% sản lợng có ích. Cho nên để tăng độ đều của sản lợng với mục đích giảm
các dao động trong bơm và giữ tính cứng của đặc tính cần phải giảm V
B
, đặc biệt khi làm việc ở áp suất cao.
Trên hình 5.3, a có thể thấy các hốc trớc van, piston rỗng, các lo xo hồi trong xi lanh góp phần làm tăng
thể tích chết. Tất cả đều phải tránh trong các bơm cao áp.
Biện pháp làm đều lợng cấp thứ hai là sử dụng bình tích thuỷ khí động lực (buồng đệm
khí). Các buông đệm khí 12 và 4 (hình 5.1) đợc đặt trên đờng ống hút và đẩy trực tiếp ngay
trớc và sau bơm sao cho quãng đờng từ khoang công tác tới chúng là tối thiểu. Về nguyên
tắc, các buồng đệm đợc áp dụng cho các bơm một và hai xi lanh.
Buồng đệm làm việc dựa trên nguyên tắc: do quán tính nên các cột chất lỏng dài trong các
ống có xu thế giữ nguyên vận tốc trung bình, ứng với sản lợng trung bình của bơm QQ
lt
.
Trong hành trình nén, khi Q
t
>Q
lt
(hình 5.4) lợng cấp vợt quá Q
lt
bị giữ lại trong buồng 4 và
nén không khí lại. áp suất khí trong buồng p
2
trở thành lớn hơn áp suất trung bình p
2
. Khi

lợng cấp của bơm nhỏ hơn Q
lt
, khí trong buồng giãn nở đẩy chất lỏng thừa, đã đợc tích lại,
vào đờng ống đẩy. Khi xả, áp suất trong buồng giảm xuống thấp hơn p
2
. Nh vậy, trong các
ống luôn duy trì chuyển động liên tục của chất lỏng và độ lớn của xung áp suất quán tính giảm
tới mức không đáng kể, theo (5.25) chỉ còn quán tính do đoạn ống ngắn từ buồng đệm đến
khoang công tác. Trên hình 5.4 đờng KGK biểu diễn thay đổi sản lợng Q ở đờng ống đẩy
của bơm một piston khi có buồng đệm đẩy. Diện tích GEK ứng với lợng chất lỏng vào buồng
đệm, bằng với diện tích BKGD- lợng chất lỏng buồng đệm đa ra. Thể tích khí trong buồng
đệm càng lớn so với lợng chất lỏng vào buồng GEK thì độ đều sản lợng và áp suất càng cao.
Thờng thể tích khí trong buồng đệm chọn bằng (1030)Fh đối với bơm một piston và
(510)Fh đối với bơm hai piston. Do khí có thể hoà tan vào chất lỏng, nhất là ở buồng đệm đẩy
có áp suất lớn hơn, thể tích khí trong buồng giảm trong quá trình làm việc cho nên cần cấp khí
vào buồng (ví dụ qua van 2, hình 5.1) hoặc phân cách chất lỏng và khí bằng piston hoặc màng
mỏng.
Bố trí buồng đệm phải tuân theo nguyên tắc cơ bản sau:
- chất lỏng phải đi qua buồng đệm;
- ở trong buồng đệm chất lỏng mất đi vận tốc và hớng ban đầu.
Hình dới giới thiệu một số ví dụ về cách bố trí.


155
Qua phân tích ở trên thấy biến đổi áp suất trong buồng (tức áp suất trong các đờng ống)
sẽ phụ thuộc vào thể tích khí trong các buồng và lợng chất lỏng thay đổi ở trong buồng. Thể
tích khí trong buồng phải đảm bảo hệ số không đều áp suất trong các đờng ống nhỏ hơn giới
hạn cho phép:
][
p

pp
tb
minmax



,
trong đó
2
pp
p
minmax
tb


.
Với quá trình đẳng nhiệt của khí có pv=const, dễ dàng suy ra
tb
minmax
V
VV

.
Trong đó V
max
và V
min
ứng với thể tích khí lớn nhất và nhỏ nhất, còn chênh lệch (V
max
-

V
min
) bằng thể tích chất lỏng đợc giữ lại buồng đệm, ứng với diện tích GEK hình 5.4, a (để
tính gần đúng lần đầu coi lu lợng trong ống không thay đổi và bằng Q
lt
).
Nh vậy, có thể xác định đợc thể tích khí trung bình:
)VV(
][
1
V
minmaxtb



.
Hệ số [] chộn tuỳ theo chiều dài ống, với ống dài []0,01; ống ngắn []0,05.
Thể tích toàn bộ buồng thờng lấy bằng 3/2V
tb
.
Để tránh dao động cộng hởng của áp suất khí trong bầu với dao động của lu lợng chất
lỏng, nên chọn
h
F
S
l
Sp
)
z
3000

(2V
max
2
tb


, (m
3
),
trong đó z- số lần tác trong một vòng quay; S, F diện tích thiết diện ống và piston; l- chiều dài
ống và h- chiều cao cột nớc trong buồng đệm.
5.2.5. Đồ thị chỉ thị của bơm piston
Đồ thị chỉ thị (hình 5.9) là áp suất ghi đợc trong xi lanh bơm theo góc quay của cơ cấu
dẫn động hay thời gian. Nó cho phép đánh giá đầy đủ quá trình làm việc của bơm và là phơng
tiện cơ bản để phân tích trong chế tạo và thử nghiệm bơm mới. Tên của nó xuất phát từ tên
dụng cụ đo- chỉ thị áp suất- là manomet piston- lò xo cùng với thiết bị ghi đợc dùng để thu đồ
thị trong các máy hơi nớc, bơm, động cơ đốt trong. Hiện nay, áp suất đợc ghi bằng cảm biến
áp suất đợc gắn vào khoang xi lanh và dao động kí.
Trên hình 5.9 là đồ thị chỉ thị p
xl
=f() của bơm piston có buồng dệm hút và đẩy làm đều
sản lợng. Đoạn O- ứng với hành trình đẩy, -2 ứng với hành trình hút.
Hình 5.8. Bố trí buồng
đệm.


156
Do lợng cấp không hoàn toàn đều nên có dao động lu lợng và áp suất p
2
và p

1
trong
các đờng ống gần trị số trung bình p
2
và p
1
. Trong đó áp suất trong xi lanh cũng dao động
quanh các trị số trung bình p
2xl
và p
1xl
. Chênh áp giữa xi lanh và ở các đờng ống (ví dụ, p
2xl
và
p
2
) là tổn thất trong các van p
k
. Nh vậy, bơm, để tạo ra áp suất có ích p
B
, phải gia tăng áp suất
toàn bộ trong xi lanh, gọi là áp suất chỉ thị
p
i
=p
2xl
-p
1xl
. (5.27)
Gia số áp suất có ích hay còn gọi là áp suất bơm nhỏ hơn áp suất chỉ thị và đợc xác định

bằng công thức (5.5):
p
B
=p
2
-p
1
.
Tổng các tổn thất áp suất trong bơm
p
w
=p
i
-p
B
=p
2xl
-p
2
+p
1
-p
1xl
=p
k2
+p
k1
. (5.28)
là tổn thất lu động bắt buộc của chất lỏng qua các van đẩy và hút. Ta xét các đoạn đặc trng
của sự thay đổi áp suất trong xi lanh. Đoạn ab ứng với góc đóng trễ của van hút

k1
. Nó
làm cho áp suất trong xi lanh tăng chậm. Đoạn de áp suất giảm chậm do van đẩy đóng chậm;
đoạn bc- nén chất lỏng từ áp suất p
b
đến p
c
, tại c van đẩy bắt đầu mở. Quá trình nén ứng với
góc quay

2
và hành trình nén x

2
đợc xác định theo công thức (5.26). Đoạn cd là giai đoạn
chất lỏng đợc đẩy vào đờng ống
đẩy. Sau khi van đẩy đóng ở e, chất
lỏng còn lại trong xi lanh (ở thể tích
chết) giãn nở, tại điểm g van hút mở
và giai đoạn ga chất lỏng mới đợc
hút vào xi lanh.
Trong thời gian nâng các van
(khi đĩa van tách khỏi đế ở các điểm c
và g) thờng thấy ở trong xi lanh có
dao động tắt dần của áp suất. Đó là do
có dao động của các van khi bị bật ra
khỏi đế với gia tốc đáng kể, dặc trng
bằng độ lớn tg, tỉ lệ với tốc độ nâng
ban đầu, nó lớn hơn đáng kể so với
tốc độ đóng van, tỉ lệ với tg (hình

5.4, c).
5.2.6. Cân bằng năng lợng và lợng cấp bơm piston
Phần chủ yếu của công suất đa dến trục bơm N
B
đợc piston truyền cho chất lỏng trong
xi lanh. Công suất này đợc gọi là công suất chỉ thị N
i
. Chênh lệch giữa N
B
và N
i
là công suất
tổn hao cơ giới N
m
. Phần này là các tổn thất do ma sát trong các cơ cấu dẫn động và làm kín,
nó đợc chuyển thành nhiệt.
Theo biểu thức (5.11) N
m
có liên hệ với hiệu suất cơ giới
(N
B
-N
i
)/N
B
=N
m
/N
B
=1-

m
. (3.29)
Công suất chỉ thị đợc xác định theo đồ thị chỉ thị, diện tích bên dới đồ thị tỉ lệ với công
chỉ thị A
i
sau một vòng quay. Nó gồm có công hành trình nén A
n
và hút A
h
. Trên hình 5.9, công
A
n
bằng diện tích trên đoạn 0-, còn A
h
- diện tích trên đoạn -2.
Công tiêu thụ cho một vòng quay
Hình 5.9. Đồ thị chỉ thị của bơm piston.


157

0
xl2
0
xl2
h
0
,
xl1
h
0
,
xl2hni
dsin'pdsin'p
2
h
FdxpFdxpFAAA
. (5.30)
Công hút A
h
âm chỉ rằng quá trình hút diễn ra do lực áp suất chất lỏng Fp
1xl
cùng chiều
vời chiều chuyển động của piston. Nếu quá trình diễn ra với độ chân không thì công A
h
cũng
dơng.
Công suất chỉ thị xác định bằng công thức N
i
=A

i
n.
Theo công thức (5.6) bơm truyền cho chất lỏng công suất có ích N
e
=Qp
B
. Chênh lệch
N
h
=N
i
-N
e
là tổn thất thuỷ lực và cũng tiêu tán dới dạng nhiệt. Nó bao gồm công suất chất lỏng rò lọt qua
van đóng không kín và làm kín mang đi, tổn thất để khắc phục sức cản các van.
Tỉ số
N
h
/N
i
=(N
i
-N
e
)/N
i
=1-
i
(5.31)
là phần công suất tổn thất thuỷ lực. Trong đó

i
=N
e
/N
i
- hiệu suất chỉ thị. Nó đặc trng cho sự
hoàn thiện của bộ phận bơm. Kết hợp các công thức (5.29) và (5.31) thu đợc phơng trình cân
bằng năng lợng
N
B
=N
e
+N
h
+N
m
. (5.32)
Hiệu suất toàn phân bơm sẽ bằng tích hiệu suất cơ giới và thuỷ lực
=N
e
/N
B
=
i

m
. (5.33)
Đối với các bơm thấp tốc làm việc ở áp suất không lớn, khi đó sự trễ của các van và ảnh
hởng tính chịu nén chất lỏng không đáng kể, đồ thị chỉ thị có dạng gần nh hình chữ nhật.
Trong trờng hợp này, tổn thất các quá trình thuỷ lực có thể tách ra thành tổn thất áp suất p

k
và tổn thất rò lọt q
rl
:
N
h
=p
k
(Q+q
rl
)+p
B
q
rl
.
Trong trờng hợp này hiệu suất toàn bộ của bơm sẽ bằng tích của ba dạng hiệu suất nh ở
công thức (5.12).
Tính sử dụng để thể tích công tác của bơm đợc đánh giá bằng hệ số sản lợng tính theo
biểu thức (5.3). Trên hình 5.9 có thể thấy, trong trờng hợp chung nhất chất lỏng chỉ đợc cấp
vào ống đẩy từ đoạn c-d trong hành trình nén 0-. Phần hành trình ứng với góc đóng chậm van
hút
k1
và nén chất lỏng

2
chất lỏng không đợc cấp. Ngoài ra, một phần chất lỏng q
rl
đợc
cấp trong thời gian c-d rò lọt trong suốt quá trình do van đóng không kín và các chỗ làm kín
khác. Nếu chu kì 0- ứng với toàn bộ hành trình piston h, thì các phần không hiệu quả ứng với

x
k1
và x

2
. Khi đó biểu thức cân bằng lợng cấp theo các phơng trình (5.15) và (5.26) sẽ có
dạng
rlB01k0lt
qzn)VV)(/p(znFxQFhznnVQ
.
Biểu thức tính hệ số sản lợng sẽ có dạng
Fhzn
q/znp)VV(znFxFhzn
Q
Q
rlB01k
lt


.
Các bơm piston là những bơm hiệu quả cao với hệ số sản lợng lớn. Khi kết cấu các van
hợp lí các tổn thất lợng cấp do trễ các van nhỏ. Khi làm việc ở áp suất vừa phải (p
i
<10Mpa)
phần rò lọt chiếm vào khoảng 1- 2%, cò phần nén chất lỏng không quá o,5%. Khi đó
=0,970,98. ở các áp suất lớn hơn (30-40 Mpa) ứng với rò lọt 4-6%, nén 3-6% (tuỳ theo thể
tích chết V
B
) hệ số sản lợng giảm xuống tới =0,890,93.
Các bơm piston cũng thuộc loại có hiệu suất cao. Hiệu suất cơ giới thờng đạt tới

m
=0,940,96.


158
Phần tổn thất thuỷ lực N
h
, khi thiết kế van đạt yêu cầu và thể tích có hại nhỏ, lớn hơn tổn
thất lu lợng không đáng kể, nó vào khoảng 10-13% công suất bơm ở áp suất lớn. Nh vậy,
hiệu suất chỉ thị
i
=0,87-0,9, nghĩa là nhỏ hơn một chút. Tóm lại, ở áp suất vừa phải hiệu suất
toàn bộ của bơm piston đạt 0,9-0,92 và ở áp suất lớn =0,8-0,85, trong đó giảm hiệu suất ở áp
suất lớn lại không hoàn toàn do tính chất của bản thân bơm, nó còn phụ thuộc vào độ đàn hồi
của chất lỏng với mức độ đáng kể. Đặc biệt và giảm rõ rệt nếu trong chất lỏng đợc bơm có
khí không hoà tan, nó làm giảm mô đun đàn hồi thể tích và tăng tổn thất sản lợng do nén.
Các van của bơm piston có kết cấu đơn giản. Chúng có thể làm việc ở áp suất lớn và với
các chất lỏng khác nhau, trong đó có cả chất lỏng hoạt tính cao hoặc bẩn. Nhợc điểm của
chúng là: tính hạn chế vòng quay n do khó tạo ra van hút tác dụng nhanh, đặc biệt là khi làm
việc với chất lỏng độ nhớt cao; kích thớc và trọng lợng lớn, đó cũng là do bị hạn chế vòng
quay n đối với sản lợng đã cho; khó điều chỉnh lợng cấp và không thể thay đổi chiều cấp,
điều này làm hạn chế sử dụng bơm piston trong các bọ truyền động thuỷ lực.
5.2.7. Xâm thực trong các bơm piston
Biểu hiện bên ngoài của xâm thực là có tiếng động và rung động khi bơm làm việc, còn
khi xâm thực mạnh thì sản lợng bơm giảm.
Hình 5.10 biểu diễn đặc tính xâm thực của bơm. Xét các đặc tính này thấy xâm thực phát
triển hoàn toàn trong các trờng hợp: nếu áp suất trớc van hút không đổi thì vòng quay bơm
quá lớn (n>n
min

); nếu vòng quay bơm không đổi thì áp suất p
1
trớc cửa vào bơm quá thấp
(p
1
<p
1min
).
Nguyên nhân giảm sản lợng trong cả hai trờng hợp đều là do áp suất trong xi lanh giảm
xuống thấp hơn p
min
, khi đó do xâm thực mà thể tích còn lại của xi lanh tới cuối quá trình hút
không đợc điền đầy chất lỏng.
Trong thời gian hút, chất lỏng vào khoang công tác dới tác dụng của áp lực p
0
trớc
miệng ống hút (hình 3.11). Ta sẽ coi bơm có lợng cấp đợc làm đều và tốc độ chất lỏng trên
đờng ống hút dao động yếu. Chuyển động gián đoạn chỉ tồn tại trong ống nhánh N, cấp chất
lỏng cho từng xi lanh riêng. Chiều dài các ống nhánh nhỏ nên sự giảm áp suất do quán tính hầu
nh không có. Điều kiện nh vậy thích hợp với đa số các trờng hợp khai thác của bơm.
áp suất trong xi lanh p
1xl
nhỏ hơn áp suất p
0
ở trớc miệng hút. Chênh lệch của chúng bao
gồm tiêu hao năng lợng gH để khắc phục độ cao hút H, khắc phục tổn thất p
h1
đờng ống hút,
tổn thất trong van hút p
k

và duy trì động năng chất lỏng trong xi lanh với vận tốc v
l
:
Hình 5.10. Đặc tính xâm thực của các bơm piston.


159
k1h
2
l
xl10
ppgH
2
v
pp
. (5.34)
Khi làm việc không có xâm thực chất lỏng theo sát piston và v
l
=v
p
, tốc độ piston đợc
biểu diễn bằng công thức (5.17). Tất cả các số hạng trong (5.34), trừ chiều cao hút H, đều tỉ lệ
với sản lợng bơm va phụ thuộc vào vòng quay n. Trong đó tổn thất
2
v
p
2
0
11h

(ở đây v
0
- tốc
đọ chất lỏng trong ống) đợc xác định theo sản lợng tổng trung bình của tất cả các xi lanh.
Tổn thất p
k
phụ thuộc vào lu lợng vào xi lanh Q
k
=Fv
l
ứng với đặc tính đã cho của van (hình
5.5, b).
Trên hình 5.12, a là đồ thị phơng trình (5.17) vận tốc piston v
p
=f(). Nếu lấy trục tung
theo tỉ xích khác thì có thể xem đó là đồ thị tốc độ thay đổi thể tích xi lanh bơm Q
t
=Fv
p
=f().
Diện tích 0-1-2-3-5-6-0 bên dới đồ thị biểu diễn thể tích xi lanh V
k
=Fh.
Nếu áp suất p
0
bị giới hạn, ở vòng quay đủ lớn nào đó tốc độ piston đạt trị số tới hạn v
p1
,
khi đó áp suất trong xi lanh đạt giá trị giới hạn tối thiểu p
1xl

=p
min
(đồ thị p
1xl
=f()). Thờng áp
suất tối thiểu xấp xỉ áp suất hơi bão hoà p
min
p
b.h
. Khi đó chất lỏng tách khỏi piston và trong xi
lanh hình thành thể tích V
kh
không đợc điền đầy, còn chất lỏng vào xi lanh với vận tốc không
đổi v
lmax
<v
p
. Độ lớn của v
lmax
có giới hạn vì tơng ứng với giáng áp giới hạn p
0
-p
min
. Trên hình
5.12, a thể tích V
kh
đợc thể hiện bằng diện tích 1-2-3-1.
Khi tốc độ piston chậm lại sau chế độ 3, chất lỏng tiếp tục đi vào xi lanh với vận tốc
v
lmax

>v
p
cho tới khi nào thể tích chất lỏng vào thêm V
b
bù lấp hết khoang hơi, tức bằng V
kh
(diện tích 3-4-5-3).
ở quá trình hút khi bắt đầu có xâm thực tả trên, xi lanh đến cuối hành trình hút vẫn đợc
điền đầy và sản lợng bơm không bị giảm, tuy khi đó xuất hiện tiếng ồn và rung động mạnh.
Do không khí hoà tan trong chất lỏng tách ra khỏi dung dịch ở áp suất thấp nên quá trình
bắt đầu hình thành và kết thúc tồn tại thể tích hơi diễn ra ở lân cận điểm 1 và 4 (đờng nét đứt
1-3-4-5).
Chế độ xâm thực phát triển tới hạn, khi đó sản lợng bắt đầu giảm, đợc đặc trng bằng
điều kiện V
kh
=V
b
khi kết thúc qua trình bù đắp tại điểm 6 (hình 5.12, b). Xâm thực ở các điều
kiện tới hạn phải bắt đầu ở giá trị xác định hoàn toàn lí thuyết v
p.th
=v
lmax
, gần bằng độ lớn vận
Hình 5.11. Sơ đồ đờng ống hút hệ
thống bơm.
Hình 5.12. Các đồ thị lợng cấp của bơm
khi xâm thực trong xi lanh.


160

tốc trung bình piston v
p.tb
- chiều cao hình chữ nhật 0-7-8-5-0 có diện tích bằng diện tích bên
dới đờng sin v
p
=f().
v
p.tb
=h/=0,318h. (5.35)
Lấy tích phân theo diện tích 0-1-3-4-6 cho điều kiện tới hạn, thấy
v
p.th
=1,12v
p.tb
=0,356h. (5.36)
Trong trờng hợp chung
v
p.th
=v
p.tb
. (5.37)
Hệ số là đại lợng thay đổi xác định bằng thực nghiệm, nó chủ yếu phụ thuộc lợng khí
không hoà tan có trong chất lỏng vào xi lanh. Khi không có khí trong chất lỏng nó gần với trị
số lí thuyết theo công thức (5.36).
Khi lợng khí không tan lớn =1,31,5.
Từ chỗ xét trên, đi đến kết luận rằng, bắt đầu giảm sản lợng do xâm thực đặc trng bởi
đẳng thức
v
p.tb
=v

l.max
. (5.38)
Theo phơng trình (5.15) và (5.35)
Q
lt
=Fhnz/60=Fhz/(2)=Fzv
p.tb
/2. (5.39)
Các điều kiện tới hạn khi bắt đầu giảm sản lợng do xâm thực đặc trng bằng các đẳng
thức:
p
1xl
=p
min
p
b.h
; v
l
=v
l.max
=v
p.tb
; Q
lt
=Q
lt.max
.
Phơng trình cân bằng áp suất đờng ống hút (5.34) đối với các điều kiện tới hạn có dạng
gHpQ)
S

1
(
2
Q)
Fz
2
(
2
pp
k
2
max.lt
2
0
1
2
max.lt
2
bh0





. (5.40)
Nó liên hệ áp suất p
0
, khi biết kích thớc các bộ phận công tác bơm, đặc tính van hút và
đờng ống hút, với sản lợng trung bình tối đa cho phép, hoặc theo (5.39) với vòng quay n
max

tối đa cho phép.
Tổn thất áp suất p
k
trong van xác đinh đợc dựa vào đặc tính p
k
=f(Q
k
), trong đó
Q
k
=.2Q
lt.max
/z. Vì đặc tính này cho ở dạng đồ thị nên giải (5.40) bằng phơng pháp đồ thị là
tiện lợi nhất.
Nghiên cứu chất lợng bơm về mặt xâm thực và, trong trờng hợp riêng, xác định hệ số ,
tốc độ tới hạn của piston, đợc tiến hành dựa vào các đặc tính xâm thực thực nghiệm . Chúng
đợc xây dựng bằng cách giữ p
B
=const, giữ n=const và dần dần giảm p
1
ở cửa vào bơm hoặc
giữ p
1
=const và tăng dần vòng quay. Kết quả thử nghiệm theo biện pháp đầu thu đợc các quan
hệ Q=f(p
1
) đối với mỗi vòng quay (hình 5.10, a). Biện pháp thứ hai cho đờng Q=f(n) đối với
các p
1
khác nhau (hình5.10, b).

Bắt đầu tụt sản lợng do xâm thực khi áp suất p
1
nhỏ hoặc vòng quay n lớn ở trên hai đồ
thị đợc đánh dấu bằng đờng sóng và kí hiệu A- vùng xâm thực phát triển.
Kết quả thử nghiệm xâm thực bằng một trong hai phơng pháp cho phép xây dựng đặc
tính xâm thực suy rộng của các bơm ở dạng n
max
=f(p
1min
) (hình 5.10, c). Đồ thị cho phép xác
định n
max
khi biết p
1
hoặc p
1min
khi biết n.


161
5.2.8. Bơm piston tác dụng trực tiếp
Trong các bơm tác dụng thẳng (hình 5.13, a), piston bơm 1 liên kết với piston dẫn động
10 (piston này đợc truyền động bằng hơi nớc, khí nén hoặc khí cháy) thông qua cán chung
11. Nh trên sơ đồ, bộ phận bơm (bơm tác dụng kép) không khác gì so với các bơm piston có
van phân phối đã mô tả. Nó bao gồm xi lanh 13 cùng các khoang nạp 12 và đẩy 2 đợc ngăn
cách nhau bằng các van hút 4 và đẩy 3. Động cơ (trên sơ đồ- động cơ hơi nớc) gồm có xi lanh
9 và piston 10, ngăn kéo phân phối 6 chuyển dịch nhờ cần 5. Cần 5 liên hệ với cán 11 sao cho
nạp hơi vào các khoang bên phải hay trái xi lanh 9 phù hợp với chuyển động của piston. Hơi
đợc đa đên bộ phận phân phối qua ống 7 và đa ra từ khoang 8.
Trong bơm tác dụng thẳng, trong thời gian một chu kì trọn vẹn T các piston chuyển dịch

trên hành trình h với vận tốc thực tế gần nh không đổi, giữa các hành trình có thời gian dừng t
i
và do đó thời gian trễ t
tr
(hình 5.13, b)các van không gây ảnh hởng đến sự làm việc của bơm.
Nhờ vận tốc piston ổn định trong phần lớn hành trình nên các van mở ở z
max
=const. Do vậy, có
thể thấy rằng bơm nh vậy sẽ làm việc êm không tiếng động.
Các bơm tác dụng trực tiếp đều thấp tốc, đơn giản và vận hành tin cậy tuy hiệu suất động
cơ không cao. Chúng có thể đợc sử dụng trên các tàu động lực hơi nớc và thờng thực hiện
vai trò bơm sự cố trong trờng hợp mất điện.
Hình 5.13. Sơ đồ bơm tác dụng trực tiếp.


162
Đ 5.3. Bơm và động cơ thuỷ lực rô to (giới thiệu chung)
5.3.1. Các tính chất chung của bơm rô to và phân loại
Các bơm sử dụng trên tàu phải theo các yêu cầu cao, trong đó chủ yếu là: kích thớc và
khối lợng trên đơn vị công suất nhỏ, hiệu suất cao, có khả năng điều chỉnh và thay đổi chiều
cấp, cao tốc và tin cậy. Các bơm rô to đáp ứng các yêu cầu này tốt nhất.
Nh đã biết, các bơm rô to thuộc loại bơm thể tích có bộ phận công tác (bộ phận nén)
chuyển động quay hoặc vừa quay và tịnh tiến. Đặc điểm quá trình làm việc các bơm là, khi rô
to quay thì các khoang công tác đợc chuyển từ buồng hút đến buồng đẩy và ngợc lại. Chuyển
dịch của khoang công tác cùng chất lỏng làm cho không cần sử dụng các van hút và đẩy.
Không có các van hút và đẩy trong các bơm rô to là đặc điểm kết cấu cơ bản, khác với các
bơm piston.
Các bơm rô to thờng có ba bộ phận cơ bản: stato (vỏ cố định), rô to liên kết cứng với trục
bơm và bộ phận nén (một hoặc một số). Quá trình làm việc của bơm gồm ba giai đoạn: điền
chất lỏng vào khoang công tác; cách li khoang công tác và đa đến buồng đẩy; chèn hay nén

chất lỏng vào ống đẩy.
Các bơm rô to
Rô to- quay
Rô to- tịnh tiến
Theo đặc điểm chuyển động bộ phận công tác
Bánh
răng
Trục
vít
Ăn
khớp
ngoài
Ăn
khớp
trong
Một
trục
Một
tác
dụng
Cánh gạt
Rô to- piston
Hai
lần tác
dụng
Hớng
kính
Hớng
trục.
Một tác

dụng
Đĩa
nghiêng
Blôc
nghiêng
Nhiều
lần tác
dụng
Theo dạng bộ phận công tác
Theo góc rô to với bộ
phận công tác
Theo số lần tác dụng
Theo hớng chuyển động chất lỏng
Nhiều
trục
Dạng
ăn
khớp
Số trục


163
Các tính chất cơ bản của bơm rô to, xuất phát từ đặc điểm quá trình làm việc, và khác so
với bơm piston nh sau.
1. Có tính thuận nghịch, tức là khả năng các bơm rô to dùng làm động cơ thuỷ lực. Nghĩa
là, chất lỏng đa đến dới áp lực buộc rô to và trục nó quay. Các bơm piston không có khả
năng này.
2. Cao tốc. Vòng quay tối đa cho phép của các bơm rô to trong phạm vi n=(25).10
3
v/ph,

trong đó trị số nhỏ ứng với các bơm kích thớc lớn, giới hạn trên- bơm nhỏ. Trị số này ở các
bơm piston nhỏ hơn nhiều lần.
3. Chỉ có khả năng làm việc với chất lỏng sạch (đã đợc lọc và không chữa các hạt cứng),
không hoạt hoá và có tính bôi trơn. Các yêu cầu này xuất phát từ chỗ ở các bơm rô to có các
khe hở nhỏ và có ma sát giữa các bề mặt gia công với độ chính xác cao.
Nếu hai tính chất đầu là u điểm của bơm rô to thì đặc điểm thứ ba hạn chế việc sử dụng
của nó. Bơm không làm việc đợc với nớc vì nớc gây gỉ và dẫn đến mài mòn các bộ phận
công tác nhanh.
Sơ đồ phân loại các bơm rô to đợc trình bày ở trên.
5.3.2. Đặc tính bơm rô to
Đặc tính bơm thể tích, trong đó có bơm rô to là sự phụ
thuộc sản lợng bơm vào áp suất của nó (khác với đặc tính
bơm cánh) ở vòng quay không đổi. Vì sản lợng lí tởng của
bơm thể tích theo (5.1) đợc xác định bởi thể tích công tác và
vòng quay, nên đặc tính lí thuyết trong hệ toạ độ nêu trên là
đờng thẳng nằm ngang (hình 5.14, a).
Sản lợng thực tế kém sản lợng lí thuyết bằng lợng rò
lọt (từ buồng đẩy về buồng hút qua các khe hở- rò lọt trong; rò
lọt ra bên ngoài- rò lọt ngoài). Nh vậy Q=Q
lt
-q
rl
. Vì các khe
hở làm kín trong các bơm nhỏ và kéo dài, còn độ nhớt chất
lỏng thờng lớn (khi sử dụng bơm rô to) nên chất lỏng thờng có chế độ chảy tầng trong khe
và tuân theo qui luật sức cản Poazeil (đối với khe hở). Nh vậy, lu lợng rò lọt
Q
rl
=Ap
B

/,
trong đó A- đại lợng phụ thuộc và kết cấu bơm và các khe hở,
có thể coi không đổi với bơm đã cho; - độ nhớt động lực chất lỏng.
áp suất bơm p
B
đối với chất lỏng rò lọt qua khe là tổn thất cho ma sát đờng dài.
Từ đó có thể kết luận, đặc tính thực tế của bơm rô to trong cùng hệ toạ độ đợc biểu diễn
bằng đờng thẳng chúc xuống. Trong đó bơm càng hoàn thiện thì đờng này càng gần đờng
đặc tính lí tởng (gọi là đặc tính cứng hơn).
Chính các đặc tính ở dạng nh vậy đợc cho trong các catalog. Tuy nhiên, khi sử dụng
tính toán bằng đồ thị các hệ thống thuỷ lực có sử dụng đặc tính bơm thì biểu diễn ở dạng phụ
thuộc H
B
(hoặc p
B
) vào lu lợng Q tiện hơn (hình 5.14, b).
Điều chỉnh sản lợng các bơm rô to đợc thực hiện bằng hai cách (khi vaòng quay bơm
không đổi).
1. Đặt van xả (hình 5.15, a) song song với
bơm nên một phần sản lợng có thể qua van 2 quay
về cửa hút. Khi áp suất bơm p
b
<p
B
=R
lx.0
/S
k
(trong
đó R

lx.0
- lực lò xo ở trạng thái van đóng; S
k
- diện
tích lỗ đợc van che kín), thì van vẫn đóng. Khi áp
suất đạt tới p
B
(ở điểm B), van bắt đầu mở và mức
Hình 5.14. Đặc tính bơm rô
to.


164
độ mở phụ thuộc vào áp suất bơm p
b
. Nh vậy san
lợng của bơm sẽ là Q=Q
lt
-Q
k
-q
rl
(trong đó Q
k
- lu
lợng chất lỏng qua van).
Trên hình 5.15, b thể hiện đặc tính bơm có
van hồi. Trên đoạn AB van đóng, điểm B- mở
(hoặc đóng van); trên đoạn BC, một cách gần đúng
có thể coi là đờng thẳng, một phần sản lợng hồi

về qua van, tại C toàn bộ lu lợng bơm quay trở lại.
Rõ ràng đIều chỉnh bằng phơng pháp này không kinh tế vì một phần công suất (còn ở
điểm C thì toàn bộ công suất) bị mất trong van. Nó đợc sử dụng ở các bơm bánh răng, trục vít
và các bơm khác không thay đổi đợc thể tích công tác và có công suất bé.
2. Thay đổi thể tích công tác của bơm là biện pháp điều chỉnh lợng cấp kinh tế hơn về
mặt tiêu hao năng lợngnhng đòi hỏi bơm kết cấu phức tạp và đắt hơn. Thay đổi thể tích công
tác có khả năng ở các bơm cánh gạt, rô to piston hớng trục và hớng kính một lần tác dụng. Sơ
đồ đơn giản nhất tự động điều chỉnh thể tích công tác của bơm rô to- piston hớng trục trên
hình 5.24. Khi áp suất bơm đạt trị số đủ để thắng sức lò xo, blốc quay về phía giảm góc
nghiêng. Thể tích công tác và cả sản lợng bơm khi đó sẽ giảm.
Đặc tính bơm khi đó thay đổi dạng gần tơng tự nh trờng hợp trên, tức là có dạng
đờng thẳng gẫy khúc ABC. Trên đoạn AB thể tích công tác bơm cực đại. Điểm B xác định bởi
độ cứng lò xo và diện tích piston cơ cấu quay đĩa. Tại điểm C thể tích công tác bơm có giá trị
cực tiểu đủ để bù cho rò lọt, còn sản lợng bơm Q=0.
Nhiều khi phải tính chuyển và xây dựng lại đặc tính từ điều kiện làm việc này (n
1
,
1
)
sang điều kiện khác (n
2
,
2
). Ta hãy xét tính chuyển cho trờng hợp khi có van hồi hoặc tự
động chỉnh thể tích công tác.
Vì sản lợng lí tởng bơm tỉ lệ với vòng quay nên điểm A của đặc tính (hình 5.15, b)
đợc tính đơn giản
Q
lt2
=Q

lt1
n
2
/n
1
.
Do sự không phụ thuộc áp suất mở van hồi hoặc phát động cơ cấu điều chỉnh tự động p
B
vào vòng quay n và nên tung độ điểm B
1
không thay đổi, còn hoành độ đợc xác định theo
lợng rò lọt q
rl2
ở áp suất p
B
từ phơng trình
Q
rl2
=q
rl1

1
/
2
.
Một cách gần đúng có thể coi đặc tính van hay bộ phận điều chỉnh tự động không phụ
thuộc vào n và . Do đó đoạn B
2
C
2

của đặc tính mới đợc vẽ song song với B
1
C
1
. Nh vậy là
thu đợc đặc tính A
2
B
2
C
2
của n
2
và
2
mới.
Hiệu suất các bơm rô to bằng tích của hiệu suất thể tích
Q
với hiệu suất cơ giới
m
. Hiệu
suất thuỷ lực thờng đợc coi bằng một đơn vị vì tổn thất thuỷ lực ở các bơm tạo áp suất cao
thờng nhỏ so với hai dạng tổn thất kia. Khi vòng quay đặc biệt lớn cần phải tính tới hiệu suất
thuỷ lực
h
.
Trong các bơm rô to thờng có nhiều bề mặt ma sát giữa rô to, stato và bộ phận nén nên
quá trình làm việc của các bơm này và hiệu suất của chúng chủ yếu phụ thuộc vào các quá trình
xảy ra trong các khe giữa các chi tiết bơm.
Hiệu suất bơm rô to phụ thuộc vào áp suất bơm p

b
, vận tốc góc trục và độ nhớt chất
lỏng .
Theo lí thuyết chung về bơm rô to do V. V. Mishke xây dựng, hiệu suất bơm rô to và các
thành phần của nó
Q
và
m
là hàm của chuẩn đồng dạng không thứ nguyên
=p
b
/(),
Hình 5.15. Sơ đồ lắp van hồi và đặc
tính bơm rô to khi có van.


165
đợc gọi là chuẩn đẳng giác hay số Zommerfelda- Mishke.
Có thể thấy, số là tích của số Re và Eu, tức là
2
v
pvd
vd
vdp





ReEu.

Ngoài ra, có thể xem chuẩn nh đại lợng tỉ lệ nghịch với tơng quan giữa lu lợng ma
sát Q
fr
do chuyển động tơng đối của các bề mặt qui định, và lu lợng Q
p
của dòng áp lực
trong các khe đó do có chênh áp. Chia công thức (1.64) cho công thức (1.61) và đặt p
fr
=p
b
,
uD, lD, thu đợc
p
fr
Q
Q

b
2
2
p
D





1D
2
2

,
trong đó D- kích thớc đặc trng của máy thuỷ lực; - khe hở.
Theo lí thuyết của Mishke, nói chung thoả mãn kết quả thí nghiệm trong phạm vi thay
đổi không quá lớn, hiệu suất thể tích bơm rô to giảm theo đờng thẳng, còn hiệu suất cơ giới
tăng khi tăng (hình 5.16). Tuy vậy, ở vùng (p
b
lớn và nhỏ) lí thuyết của Mishke thờng
không đúng vì chất lỏng bị nén ra khỏi các bề mặt ma sát và xuất hiện ma sát khô. Do đó hiệu
suất cơ giới giảm . Hiệu suất chung của bơm tăng khi tăng cho tới khi đạt cực đại ở tối u
nào đó, và tiếp theo sẽ giảm.
Nh vậy, từ hình 5.16 thấy, đối với mỗi bơm rô to có một chế độ tối u đợc xác định
bằng giá trị chuẩn Mishke tối u. Nếu chỉ xét đến thay đổi của một trong ba yếu tố xác định ,
tức là p
b
, hoặc thì chỉ có thể nói đến trị số tối u của yếu tố đó đối với bơm đã cho khi hai
yếu tố còn lại không đổi. Các giá trị tối u của p
b
, và phụ thuộc vào kết cấu và kích thớc
bơm.
Các đặc tính thựcnghiệm của các bơm rô to thờng thu đợc ở dạng quan hệ Q=f(p
b
)
đốivới vài trị số vòng quay n. Đối với các bơm điều chỉnh đợc lợng cấp, đối với mỗi vòng
quay n=const, thử để thu đợc các đặc tính ứng với vài giá trị thể tích công tác V
0
. Ví dụ nh ở
Hình 5.16. Sự phụ thuộc hiệu suất
vào chuẩn đồng dạng.
Hình 5.17. Đặc tính bơm rô
to.

166
hình 5.17 cho bốn đờng phụ thuộc Q vào p
b
khi n=const (1, , 4) đối với bốn thể tích, trong
số đó đờng 1 ứng với V
0max
. ở đó cũng cho bốn đờng hiệu suất tơng ứng.
Khi giảm thể tích công tác bơm hiệu suất giảm đáng kể. Vì hiệu suất còn phụ thuộc vào
áp suất, cho nên trên đồ thị Q=f(p
b
) nối các điểm có hiệu suất bằng nhau bằng đờng cong trơn
thu đợc đồ thị đặc tính bơm giống bản đồ địa hình. Vùng A tơng ứng với hiệu suất
max
; các
đờng cong đẳng hiệu suất khép kín (hoặc không khép kín) khác giới hạn các vùng, trong đó
vùng trong có hiệu suất cao hơn vùng ngoài.
Các đặc tính xâm thực của bơm rô to cũng thu đợc nh đối với các bơm piston, hoặc ở
p
b
=const, n=const và giảm dần áp suất cửa vào bơm p
1
, hoặc tăng vòng quay và giữ p
1
=const.
Kết quả thử bằng hai phơng pháp đợc biểu diễn tơng tự nh hình 5.10, mục 5.2.7.
5.3.3. Mô tơ thuỷ lực
Mô tơ thuỷ lực-động cơ thuỷ lực thể tích chuyển động quay.
Nhờ tính chất thuận nghịch của các bơm rô to, kiểu bất kì, về nguyên tắc, có thể dùng làm

mô tơ thuỷ lực, cho nên phân loại của các mô tơ thuỷ lực cũng nh của bơm rô to, tức là chia
thành bánh răng, trục vít, cánh gạt và rô to piston (hớng trục và hớng kính). Tuy vậy, trong
kết cấu có thể nhận thấy vài điểm khác với bơm tơng ứng do chức năng của các máy này khác
nhau. Ví dụ mô tơ thuỷ lực cánh gạt khác bơm ở chỗ có lò xo để đẩy cánh từ rãnh trên rô to ra
phía ngoài để bảo đảm khởi động động cơ. ở rô to- piston hớng trục góc nghiêng của blôc xi
lanh (tới 40
0
) lớn hơn ở các bơm kiểu này (tới 30
0
).
Các mô tơ thuỷ lực rô to piston đợc dùng nhiều nhất ở các hệ thống thuỷ lực trên các
máy bay, xe tắc tơ, các máy xây dựng- giao thông, máy công cụ. Trên tàu các máy này thờng
dùng trong các máy cẩu, cuốn tời, neo thuỷ lực.
Cũng giống nh bơm rô to, mô tơ thuỷ lực trớc hết đặc trng bằng thể tích công tác, tức
là lu lợng lí tởng chất lỏng qua máy trong một vòng quay rô to
Q
lt
=V
0
n=V
k
zkn,
trong đó các kí hiệu tơng tự nh ở 5.1.
Lợng chất lỏng thực tế qua mô tơ lớn hơn so với lí tởng vì có rò lọt theo chiều hớng
của dòng chính, đây cũng là điểm khác bơm. Hiệu suất thể tích của mô tơ cũng đợc biểu diễn
tơng tự nh bơm, cụ thể là

Q
=Q
lt

/Q=Q
lt
/(Q
lt
+q
rl
).
Vòng quay mô tơ có kể đến rò lọt
N=Q
Q
/V
0
.
Giáng áp trong mô tơ thuỷ lực đợc xác định bằng chênh áp giữa cửa vào và ra, tức là
p
h.m
=p
1
-p
2
.
Công suất có ích mô tơ thuỷ lực bằng tích mô men xoắn trên trục và vận tốc góc của trục:
N
e
=M.
Công suất mô tơ tiêu thụ
N=Qp
h.m
.
Tỉ số N

e
/N là hiệu suất chung của mô tơ, cũng nh ở bơm, nó bằng tích các thành phần-
hiệu suất thể tích và cơ giới, tức là
=N
e
/N=
Q

m
.
Viết biểu thức này ở dạng
M=
Q

m
Qp
h.m
và thay =2n, sau khi giản ớc hai vế cho n và
Q
khi kể đến các công thức ở trên, thu đợc
biểu thức tính mô men trên trục mô tơ thuỷ lực


167
M=V
0
p
h.m

m

/(2).
Trong công thức này biểu thức
M
lt
=pV
0
/2 (5.41)
đợc gọi là mômen lí thuyết do mô tơ tạo ra không kể đến tổn thất năng lợng.
Hiệu suất mô tơ thuỷ lực, cũng nh đối với bơm rô to, đợc xác định theo chuẩn đồng
dạng. Cũng nh đối với bơm, có thể xác định đợc ứng với hiệu suất tói đa.
Đ 5.4. Bơm rô to piston
5.4.1. Máy rô to piston hớng kính
Trong các máy piston hớng kính (hình 5.18 và 5.19) các piston 6 (xem hình 5.18) quay
cùng với blốc xi lanh 4 và đồng thời chuển động tịnh tiến theo hớng kính vì chúng tựa lên bề
mặt dẫn hớng hình vành tròn 5 của stato 3. Stato nằm lệch tâm so với trục quay rôto một
khoảng bằng e.
Sơ đồ động học cho một piston của máy thể hiện ở hình 5.20. Từ hình vẽ thấy, cơ cấu nh
vậy là sự đảo của cơ cấu biên khuỷu. Khuỷu trục OO=e cố định còn tay biên OC quay
quanh tâm O làm đuôi C trợt dọc theo tia đờng tâm OC của xi lanh, xi lanh quay quanh tâm
O.
Hành trình piston sau nửa vòng quay của rô to do độ lệch tâm quyết định:
h=2(OO)=2e.
Quãng đờng dịch chuyển tức thời của piston tuân theo qui luật x=Rcos-ecos-r. Vì
R=r+e, x=e(1-cos)-R(1-cos). Thờng R>>e nên cos1. Khi đó có thể tính gần đúng
chuyển vị của piston xe(1-cos). Nh vậy, mọi quan hệ động học trong bơm piston hớng
kính cũng tơng tự nh ở bơm piston với cơ cấu biên khuỷu [các quan hệ (5.16), (5.17), (5.18)],
nếu thay h/2=e.
Thể tích công tác và lu lợng li tởng của máy đợc xác định theo các công thức (5.13)
và (5.15) nh sau:
V

0
=V
k
z=2eFz; Q
lt
=2eFzn,
trong đó F- diện tích đỉnh piston.
Trên hình 5.18 thể hiện máy rôto- piston hớng kính điều chỉnh đợc với tiếp xúc điểm
kim loại trên kim loại giữa chỏm cầu của piston 6 với vòng dẫn hớng 5 của stato. Tải trọng
tiếp xúc ở cặp này hạn chế hạn chế áp suất tối đa p
Bmax
16Mpa.
Thay đổi sản lợng trong lúc làm việc đợc thực hiện bằng cách thay đổi độ lệch tâm
ee
max
. Để nh vậy vỏ 2, bên trong có các ổ 1 giữ stato quay 3 cùng với vành 5, đợc làm có thể
trợt đợc trong dẫn hớng 19. Chuyển tâm stato O qua tâm rôto dẫn đến thay đổi chiều cấp
của bơm (hoặc chiều quay của môtơ). Do stato có thể quay tự do nên ma sát khi đầu piston
trợt chậm theo vành 5. Dạng côn của vành 5 bắt piston xoay quanh đờng tâm xi lanh cũng có
tác dụng giảm ma sát và mòn khi trợt trong xi lanh.


168
Phân phối chất lỏng đợc thực hiện nhờ chốt 12 mà rôto quay trên đó và đợc định tâm
nhờ các ổ 9, chốt 12 có các rãnh 15 và 8 cùng với các vách ngăn 18. Khi rôto quay, mỗi xi lanh
thông với rãnh 15 trong nửa vòng quay qua cửa sổ 7, còn ở nửa vòng quay khác (khi piston
chuyển động ra) nó thông với rãnh 8. Các lỗ thông dọc trục 14 và 10 nối các rãnh với ống dẫn
chất lỏng vào 11 và ra 13. Để tránh cho ngõng trục 12 khỏi bị cong do tác dụng của lực áp suất
về một phía và tránh làm há rộng khe hở giữa ngõng trục với blốc xi lanh 4 ngời ta sử dụng
kết cấu cân bằng lực thuỷ tĩnh trên ngõng trục sẽ đợc mô tả ở dới. Piston đi ra khỏi xi lanh

dới tác dụng của lực li tâm hoặc áp suất chất lỏng (đối với mô tơ). Để giảm ứng suất chỗ tiếp
xúc của piston 6 và vành 5, diện tích piston có xu hớng đợc làm giảm đi và số xi lanh z đợc
tăng lên. Điều này đồng thời có tác dụng làm đều sản lợng bơm và giảm các kích thớc hớng
kính nhờ giảm hành trình h ứng với V
0
đã cho.
Hình 5.18. Bơm piston hớng kính điều chỉnh đợc, piston tiếp xúc
điểm với stato.