Cơ Khí - Giáo trình Máy Phụ Tàu Thủy phần 8 doc

169
Hình 5.19. Bơm piston hớng kính điều chỉnh đợc có gối tựa của
piston lên stato kiểu áp lực thuỷ tĩnh.
Hình 5.20. Sơ đồ động
lực học của máy piston
hớng kính.


170
Dẫn động blốc xi lanh 4 đợc thực hiện nhờ trục 17 qua khớp nối kiểu vấu 16, nó có tác
dụng giải phóng blốc khỏi tác dụng của các lực hớng kính từ đầu ngoài của trục.
Trên hình 5.19 là bơm piston hớng kính áp suất cao, áp suất cho phép ở chế độ khai thác
lâu dài khoảng p
B
2530 Mpa và quá tải ngắn tới p
B
=50 MPa. Điểm khác biệt của nó là có các
kết cấu giải toả tải trọng thuỷ tĩnh ở tất cả các cặp ma sát, chúng nhận các lực hớng kính chủ
yếu. Những cặp nh vậy gồm có các gối tựa của piston 9 đợc làm có dạng guốc trợt kiểu
thuỷ tĩnh, ngõng trục phân phối 15 với các túi (rãnh) cân bằng áp lực thuỷ tĩnh 8.
Để tránh gián đoạn và lật guốc trợt khi khởi động bơm và khi có độ chân không trong
các xi lanh, trên mép guốc trợt có đặt vành hãm 1. Sơ đồ kết cấu giải toả áp lực thuỷ tĩnh của
piston và của ngõng trục đợc trình bày ở hình 5.21.
Chất lỏng từ khoang xi lanh 1 qua lỗ 2 (H. 5.21, a) ở trên piston và cột chống của guốc
trợt đợc đa đến khoang 3 ở đáy đế guốc, khoang 3 đợc làm kín nhờ vành khăn 4. Các kích
Hình 5.21. Kết cấu cân bằng lực thuỷ tĩnh của rô to và
gối tựa của piston trong các máy piston hớng kính.


171
thớc của khoang và vành khăn đợc xác định sao cho lực áp suất tác dụng lên các bề mặt của

chúng bằng với lực áp suất lên piston [1]:
)d/dln(2
)d/d(1
4
d
p
4
d
p
2
a
2
g
2
g
2
a
2
g
2
p



. (5.42)
Vế trái của phơng trình là lực áp suất chất lỏng lên piston, vế phải- lực áp suất phân bố
trên bề mặt giới hạn bởi rãnh thoát 5, nó thong với khoang trong vỏ và không có áp suất. Nh
vậy, lực áp suất lên piston đợc truyền cho vành 7 của stato không do tiếp xúc vật liệu của hai
chi tiết mà bằng lực áp suất chất lỏng, nên thực tế không có tiếp xúc các bề mặt ở áp suất bất
kì. Để cân bằng các lực li tâm của piston, không phụ thuộc áp suất, gối tựa thuỷ tĩnh đợc bao

bởi bề mặt tựa 6, đó là gối đỡ thuỷ động lực có khả năng nâng phụ tỉ lệ với các lực li tâm và
vòng quay.
Trên hình 5.21, b biểu diễn trục phân phối kết cấu tơng tự nh mô tả ở hình 5.19. Để cân
bằng thuỷ tĩnh blốc 8 trên cổ trục 10 có bố trí các túi cân bằng 11. Chúng đợc thông với các
cửa sổ nằm đối diện áp suất cao 9 và áp suất thấp 12 nhờ các lỗ thông 13. Từ sơ đồ thấy, khi
xác định đúng kích thớc các túi và các dải làm kín đợc giới hạn bằng các rãnh thoát 14, lực
hớng kính tác dụng lên blốc và có xu hớng dịch nó về phía áp suất cao có thể đợc cân bằng
bằng các lực áp suất chất lỏng không cần có sự tiếp xúc của các bề mặt ma sát giống nh đối
với guốc trợt.
Để các cặp cân bằng thuỷ tĩnh làm việc bình thờng, các ngoại lực tác dụng lên chúng mà
không phải xuất phát do áp lực thuỷ tĩnh phải nhỏ. Để nh vậy, blốc 13 (hình 5.19) đợc dẫn
động bằng trục 2 có ổ đỡ riêng 3 thông qua khớp vấu kép 4.
Sử dụng cơ cấu cân bằng thuỷ tĩnh là cách cơ bản để nâng áp suất làm việc của máy thuỷ
lực thể tích.
Tải trọng lên các chi tiết trong các máy thuỷ lực hớng kính do lực áp suất chất lỏng
F
p
=Sp,
tác dụng lên piston quyết định (S- diện tích đỉnh piston).
Các lực tác dụng lên piston thể hiện trên các hình 5.19 và 5.20. Lực F
p
từ phía chất lỏng
trong xi lanh ép piston vào stato. Phản lực stato F có hớng vuông góc với bề mặt của nó tới
tâm O. Thành phần theo đờng tâm xi lanh cân bằng với lực áp suất F
p
, thành phần ngang F
T
cân bằng với phản lực thành xi lanh và tạo ra mô men M
T.xl
đối với trục O. Trong bơm, mômen

động cơ tạo ra dùng để khắc phục tổng M
T.xl
của các xi lanh, còn trong mô tơ thuỷ lực tổng các
mômen này do chất lỏng tạo ra để khắc phục mômen cản trên máy đợc dẫn động.
Trị số mômen tức thời của một xi lanh
M
T.xl
=F
T
(r+x)=pStg(x+r).
Vì nh đã nói ở trên, x=e(1-cos), e<<R và do đó tgsin=(e/R)sin,
M
T.xl
pSesin(1-e/Rcos)pSesin. (5.43)
Mômen tác dụng lên blốc từ tất cả các xi lanh là tổng của các M
T.xl
:






0
2
12xl.TT
sinSepsinSepMM
.
Giá trị trung bình của tổng côsin các góc, khác nhau một số nguyên lần bớc góc 2/z
giữa các xi lanh liên tiếp, trong giới hạn 0<< bằng z/. Do đó

M=(p
2
-p
1
)2eSz/(2)=p
B
V
0
/(2). (5.44)
Phụ thuộc (5.44) là gần đúng và có dạng tơng tự
nh (5.41) thu đợc bằng phơng pháp cân bằng năng
lợng. Trong thực tế, khi so sánh (5.43) với công thức tính


172
sản lợng (5.19), có thể thấy, mômen do các piston tác
dụng lên blốc xi lanh cũng có cùng độ không đồng đều
nh lu lợng, nó phụ thuộc vào số xi lanh. Ngoài thành
phần không đều thuần tuý về hình học, là tổng của các
hàm điều hoà, độ không đều thực tế của mômen, cũng nh
sản lợng, nghiêm trọng hơn do tính chịu nén của chất
lỏng, trễ của hệ thống phân phối và xung áp suất trong các
đờng ống. Do đó độ không đều thực tế của mômen, cũng
nh đối với lu lợng, có thể vợt giá trị lí thuyết nh xác
định ở 5.2.4. Điều này đặc biệt không mong muốn ở các
mô tơ thuỷ lực, chúng phải tạo đợc mômen có độ không
đều nhỏ để đảm bảo độ đều hành trình cơ cấu đợc dẫn
động.
Các lực áp suất F
p

ở các xi lanh tổng hợp lại và tạo thành vec tơ lực chính F
R
tác dụng
trong mặt phẳng vuông góc trục quay. Xây dựng véc tơ chính thể hiện trên hình 5.22. Từ hình
vẽ thấy
z2
sin2
1
)pp(SFFF
121R2RR


. (5.45)
Lực F
R
tác dụng lên cổ trục 15 (hình 5.19) và qua guốc 14, vành stato 11 lên vỏ 12 mà
trên đó gắn trục 15.
Do các số xi lanh thông với vùng áp suất cao và áp suất thấp thay đổi, lực F
R
, với độ lớn
không đổi, thay đổi hớng tác dụng. Những thay đổi này diễn ra với tốc độ lớn và là nguồn gốc
dao động, gây tiếng động và đôi khi cả xâm thực kim loại trong các khe làm kín. Để giảm nhẹ
quá trình thay đổi áp suất và đồng thời giảm tốc độ thay đổi lực chính, các xi lanh thông với
các khoang 5 và 7 (hình 5.19) tại các thời điểm ban đầu qua các rãnh tiết lu 6. Nhờ vậy mà các
quá trình thay đổi áp suất và xung lực F
R
bị chậm lại.
Các tính chất chung nói trên cho các máy thuỷ lực piston về tính không đều của lợng
cấp, mômen và lực có ở tất cả các máy thuỷ lực thể tích làm việc theo nguyên tắc nạp và xả
theo định lợng. Đó là các nhợc điểm của các máy loại này.

5.4.2. Mô tơ thuỷ lực piston hớng kính mômen lớn
Một trong các dạng quan trọng và phổ biến của máy thuỷ lực hớng kính là mô tơ thuỷ
lực mômen lớn. Chúng đợc sử dụng trong các bộ truyền động thuỷ lực thể tích mà phải đảm
bảo vòng quay cơ cấu đợc dẫn động chậm, đều và điều chỉnh đợc không phụ thuộc vào
mômen cản của nó.
Để có đợc mômen lớn mà không tăng kích thớc của môtơ một cách đáng kể, tức là
hành trình h và đờng kính piston d
p
, không tăng nhiều áp suất cũng nh số piston thì phải tính
đến số lần tác dụng k của piston. Khi đó
ezk.2.S
2
)pp(
2
V)pp(
M
12012






. (5.46)


173
Thờng k=68. Những mô tơ nh vậy cho phép có vòng quay từ gần một cho đến vài trục
vòng phút.
Trên hình 5.22 đa ra kết cấu mô tơ thuỷ lực sáu lần tác dụng với mời một piston. Các

lực áp suất hớng kính của blốc xi lanh 4 tác dụng lên các ổ 7 và 12. Các piston tì lên stato 1
bằng các con lăn với ổ chao 2 còn các lực ngang truyền cho blốc xi lanh bằng các con trợt 6.
Để tránh tách rời các con lăn 3 khỏi stato 1 khi vòng quay nhỏ ở khu vực áp suất thấp và
va đập với stato ngời ta sử dụng vấu dẫn hớng đối lại 9 ở bên dới con lăn 3.
Trong mô tơ có hệ thống phân phối đầu mặt phẳng tự chỉnh để bảo đảm làm kín với blốc
xi lanh. Trên vòng phân phối đầu mặt 10 có 2z cửa sổ vòng cung 5 lần lợt thông với các
khoang B và A. Trong nửa chu kì góc 2/(2k), khi mà piston đi vào thì lỗ 8 của xi lanh thông
với cửa sổ khoang A, còn nửa chu kì kia khi piston đi ra- với cửa sổ khoang B. Tơng tác lực
của piston với stato xét ở hình 5.20. Để vòng phân phối 10 có thể tự chỉnh theo bề mặt blốc xi
lanh, nó đợc đặt và ép vào blốc nhờ các cốc 11 có các đệm cầu bảo đảm kín khi vòng phân
phối bị xiên theo mặt blốc. Đồng thời các cốc nối các cửa 5 với các khoang dẫn chất lỏng đến
B và đi A.
5.4.3. Máy thuỷ lực piston hớng trục
Máy thuỷ lực piston hớng trục khi truyền cùng một công suất có kích thớc nhỏ gọn
nhất so với các loại máy thuỷ lực piston khác và, do đó có khối lợng nhỏ nhất. Có các bộ phận
công tác với kích thớc hớng kính bé nên mômen quán tính nhỏ, chúng có khả năng thay đổi
vòng quay nhanh. Nhờ những tính chất đặc biệt này mà chúng đợc sử dụng rộng rãi làm các
bơm điều chỉnh và không điều chỉnh đợc, các mô tơ thuỷ lực cho các bộ truyền động trên các
phơng tiện di động nói chung và trên tàu thuỷ nói riêng tàu.
Theo sơ đồ động học- yếu tố cơ sơ của kết cấu, các máy rô to piston hớng trục đợc phân
thành máy có blốc xi lanh nghiêng (hình 5.23, 5.24) và kiểu có đĩa nghiêng (hình 5.25).
Hình 5.22. Mô tơ thuỷ lực piston hớng kính nhiều tác dụng.


174
Trong các máy blốc nghiêng (hình 5.23) tâm trục quay 4 của blốc xi lanh 24 nghiêng so
với tâm trục 1. Trong đĩa dẫn động 2 có lắp các đầu hình cầu 12 của biên 10, biên cũng liên kết
với piston 8 nhờ khớp cầu 9.
Khi blốc và trục quay quanh tâm của chúng, piston chuyển động tịnh tiến tơng đối so với
xi lanh. Sự quay đồng bộ của trục và blốc là do các tay biên, chúng lần lợt đi qua vị trí lệch

cực đại so với đờng tâm piston (xem hình 5.26), ép lên váy 1 và truyền chuyển động quay cho
blốc xi lanh. Để nhận lực, váy piston đợc làm dài và thân biên 2 đợc làm côn chính xác.
Trong máy thuỷ lực trình bày ở hình 5.24, để quay blốc xi lanh 12 có trục phụ trợ 13 với
hai cầu của các khớp các đăng cho nên piston đợc làm ngắn còn các biên đợc làm có dạng
đơn giản.
Cả hai hệ thống quay blốc này đều không phải các hệ động lực vì chúng không truyền
mômen chính của các lực áp suất lên piston. Chúng chỉ có tác dụng khắc phục các mômen ma
sát đặt vào blốc và mômen quán tính của blốc khi thay đổi vòng quay của máy.
Khác với các trờng hợp trên, trong các máy với đĩa nghiêng (hình 5.25), blốc xi lanh 1
với các piston 9 quay cùng trục 4. Các piston tựa lên đĩa nghiêng 11 và nhờ đó mà chuyển động
tịnh tiến. Mômen để quay blốc xi lanh ở đây còn phải khắc phục đợc mômen của các lực áp
suất.
Các quan hệ động lực học trong các máy hớng trục. Từ việc xét sơ đồ động học của
hai loại máy (hình 5.28 và 5.29) có thể thấy cơ cấu của chúng là dạng đảo không gian của cơ
cấu biên khuỷu.
Trên hình 5.28 chuyển dịch của piston tính từ điểm chết trong B
xx=h/2-Oa=
)cos1(sinD
2
1
sincosD
2
1
sinD
2
1
ddd

. (5.47)
Biểu thức trên đúng nếu góc nghiêng của biên (so với đờng tâm piston) do có chênh

lệch của D
r
và D
d
nhỏ, điều này phù hợp với kết cấu các máy đã đợc chế tạo. Tỉ lệ
D
d
/D
r
=2/(1+cos) (5.48)
phụ thuộc vào góc . Khi đảm bảo s-s=t-t thì các hình chiếu của các vòng tròn đờng kính D
r
và D
d
lên mặt phẳng m-m bằng nhau, góc lệch của các biên khi l
b
D
r
nhỏ và đều nhau.
Chuyển dịch của piston tính từ B (hình 5.29)
x=h/2-Oc=(D
r
/2)tg-(D
r
/2)costg=(D
r
/2)tg(1-cos). (5.49)
Từ các biểu thức (5.47) và (5.49) thấy rằng, các máy piston hớng trục về động học tơng
đơng với cơ cấu biên khuỷu. Tốc độ và gia tốc piston sẽ có dạng nh (5.17) và (5.18) nếu thay
h=D

r
tg đối với máy có đĩa nghiêng, hoặc h=D
d
sin đối với máy blốc nghiêng. Các máy này có
thể tích công tác tơng ứng bằng
V
0
=SD
r
tg.z; (5.50)
V
0
=SD
d
sin.z. (5.51)


175
H×nh 5.23, a. M¸y piston híng trôc cã blèc xi lanh
nghiªng kh«ng ®iÒu chØnh ®îc.


176
Do giống nhau về động học nên tất cả các tính chất về độ không đều lu lợng của các
máy rô to piston hớng trục cũng tơng tự nh bơm piston với cơ cấu biên khuỷu. Trong các bộ
truyền động thuỷ lực đều đòi hỏi độ đều của sản lợng cao, do đó số xi lanh thờng từ 79.
Xét các sơ đồ động học trên các hình (5.28) và (5.29) kết hợp với các hình (5.26) và
(5.27) mà trên đó có biểu diễn các lực tác dụng lên piston, có thể thành lập biểu thức tính
mômen do lực tác dụng của một piston đối với tâm quay:
đối với máy có blốc nghiêng

M
T.xl
=F
T
Oc=pS(D
d
/2)sinsin;
đối với máy có đĩa nghiêng
M
T.xl
=F
T
Oc=pS(D
r
/2)tgsin.
Các công thức này, nếu thay hành trình h của piston vào, tơng tự nh (5.43). Mômen
tổng trung bình, tơng tự nh (5.41): M
T
=p
b
V
0
/(2). (5.52)
Nh vậy, các kết luận về các xung của mômen quanh giá trị trung bình nêu ở 5.4.1 vẫn
giữ nguyên đối với các máy hớng trục. Xét cơ chế biến đổi của mômen đặt trên trục bơm
thành lực dọc tâm piston để nén chất lỏng hoặc cơ chế chuyển lực áp suất thành mômen trên
trục của mô tơ thuỷ lực, có thể thấy các quá trình này trong hai kiểu máy piston hớng trục
không giống nhau.
Hình 5.23, b. Máy piston hớng trục blốc xi lanh nghiêng điều chỉnh đợc.

177
Hình 5.24. Bơm piston hớng trục với các đăng kép phụ trợ và bộ điều
chỉnh- hạn chế áp suất.


178
H×nh 5.25. B¬m piston híng trôc ®iÒu chØnh ®îc víi ®Üa nghiªng.


179
Hình 5.26. Piston máy piston hớng trục có tay biên.
Hình 5.27. Piston máy piston hớng trục có đế trợt.
Hình 5.28. Sơ đồ động học của máy thuỷ lực blốc nghiêng.


180
Trong các máy với blốc nghiêng lực F
p
(hình 5.26) có phơng gần nh dọc theo đờng
tâm biên với các khớp cầu ở hai đầu, nó nghiêng so với đờng tâm xi lanh một góc nhỏ nên
tạo ra thành phần lực ngang và, do đó, lực ma sát piston với thành xi lanh rất nhỏ (chú ý rằng
mômen để quay blốc xi lanh ở đây không phải là chủ yếu nh đã nói ở trên, và chỉ một số biên
thay nhau ở trạng thái tì lên váy piston ở những góc quay nhất định).
Trong các máy có đĩa nghiêng (mômen quay blốc bao gồm cả mômen của các lực áp
suất) các piston tựa lên đĩa nghiêng qua các khớp cầu (hình 5.27), phản lực F tạo ra thành phần
dọc tâm piston F
p
cân bằng với lực áp suất và thành phần ngang F
T

tạo thành mômen M
T.xl
nh
đã trình bày ở trên. Trạng thái đặt công xon của F
T
dẫn đến xuất hiện các vùng lực tiếp xúc của
piston với thành xi lanh. Các lực tiếp xúc p
k
tạo thành mômen trong kẹp di động của piston
trong xi lanh, cân bằng với mômen ngoại lực F
T
. Các lực tiếp xúc p
k
lớn tạo ra ma sát đáng kể,
do đó hiệu suất cơ giới các máy có blốc nghiêng lớn hơn so với kiểu đĩa nghiêng. Điều này thể
hiện càng rõ ở những máy có vòng quay phải thay đổi trong phạm vi rộng. Khi vòng quay n
nhỏ, tốc độ piston nhỏ, giữa chúng và thành xi lanh xuất hiện ma sát tới hạn. Mômen ma sát
tăng gây ra vòng quay không đều trong các môtơ thuỷ lực đĩa nghiêng thậm chí ở các vòng
quay khá cao n2550 v/ph.
Sự tăng tải trọng tiếp xúc hạn chế góc nghiêng của đĩa ở giới hạn =1518
0
. ở các máy
blốc nghiêng góc bị hạn chế chỉ bởi các điều kiện về kết cấu và thờng đạt =2530
0
(giới
hạn tới 40
0
). Nh vậy, theo các biểu thức (5.50) và (5.51) để thu đợc cùng thể tích công tác
cho trớc, ở các máy có blốc nghiêng có thể sử dụng piston đờng kính nhỏ hơn và đờng kính
D

r
nhỏ hơn, dẫn đến giảm một cách tơng đối kích thớc của các bộ phận làm việc.
Tuy nhiên bộ truyền động của máy blốc nghiêng cũng có nhợc điểm đáng kể (xem các
hình 5.23 và 5.26). Các chỏm cầu 12 của biên 10 tựa lên đĩa chủ động 2 là đầu công xon của
trục 1. Các lực dọc F
N
và ngang F
T
đặt lên đĩa 2 làm tải trọng lên các ổ 13 rất lớn. Điều này làm
cho kích thớc cụm này rất lớn (vị trí 13 hình 5.23 và vị trí 14 hình 5.24), chúng bằng với kích
thớc cụm bơm của máy.
Trong máy có đĩa nghiêng (hình 5.25), các ổ chịu tải của tổng các lực F
T
, tơng đơng với
lực đặt ở điểm O giữa các ổ 14 và 3 nên tải trọng của chúng tơng đối nhỏ. Các lực áp suất dọc
trục đợc truyền trực tiếp cho các chi tiết của vỏ- qua nôi 12 tới vỏ 21, và cho nắp vỏ 2- thông
qua các guốc trợt 10 và bộ phận phân phối 18 là những ổ đỡ thuỷ tĩnh có khả năng làm việc
tốt ở áp suất và tốc độ trợt cao. Guốc trợt thuỷ tĩnh G (xem hình 27) có kết cấu tơng tự nh
ở máy hớng kính đã xét ở trớc (hình 5.21). Lực nâng do áp suất thuỷ tĩnh của nó đợc xác
định theo biểu thức (5.42). Do không có các lực li tâm nên các guốc ở máy hớng trục làm việc
ở điều kiện thuận lợi hơn và không cần đến các dải tựa lớn. Nhờ giảm nhẹ tải cho các ổ đỡ và
đồng tâm của trục với các piston, các máy có đĩa nghiêng có kích thớc nhỏ hơn và dễ bố trí
hơn so với các máy blốc nghiêng. Trong các máy đĩa nghiêng nhỏ, đợc tính toán sử dụng ở
vòng quay không lớn và áp suất p
b
<20 Mpa, ngời ta sử dụng các piston tiếp xúc đIểm với đĩa
nghiêng, tơng tự nh các piston 6 hình 5.18.
Hình 5.29. Sơ đồ động học máy thuỷ lực có đĩa nghiêng.

181
Bỏ các ổ tựa thuỷ tĩnh cho phép giảm một phần tổn thất thuỷ lực, đặc biệt khi làm việc với
chất lỏng có độ nhớt thấp, cho nên các mô tơ thuỷ lực kiểu có độ đều của vòng quay ở vòng
quay thấp tốt hơn so với các mô tơ thuỷ lực có guốc trợt kiểu thuỷ tĩnh.
Cũng nh ở các máy hớng kính, để cho đầu piston khỏi bị mòn nhanh do trợt, mặt tựa
của piston là đĩa nghiêng phải tự do quay giống nh stato quay 3 hình 5.18.
Bộ phận phân phối của các máy thuỷ lực piston hớng trục. Bộ phận quan trọng nhất
của các máy thuỷ lực piston hớng trục là hệ thống phân phối. Về nguyên tắc, các máy piston
hớng trục sử dụng hệ thống phân phối kiểu đầu mặt (xem các hình 5.23, 5.24 và 5.25) đợc
tạo bởi mặt mút (vị trí 6, hình 5.23; vị trí 10, hình 5.24; vị trí 8, hình 5.25) của blốc xi lanh, trên
đó có các cửa (vị trí 25, hình 5.23; vị trí 9, hình 5.24; vị trí 7, hình 5.25) của các xi lanh, và mặt
mút (vị trí 5, hình 5.23; vị trí 9, hình 5.24; vị trí 7, hình 5.25) của bộ phận phân phối (vị trí 7,
hình 5.29; vị trí 8, hình 5.24; vị trí 18, hình 5.25).
Nhiệm vụ của hệ thống phân phối đa dạng. Nó là ổ đỡ chặn, nhận tổng lực dọc do áp suất
từ tất cả các xi lanh; là bộ phận ngắt nối các xi lanh vơí các đờng ống áp suất p
1
và p
2
; làm kín
và cách li các đờng p
1
và p
2
với nhau và các khoang xung quanh.
Các bề mặt tạo thành hệ thống phân phối phải tự định tâm với nhau, một mặt trong đó
(thờng là bề mặt blốc xi lanh) phải có độ tự do nhỏ tự chỉnh để tạo lớp bôi trơn.
Trong sơ đồ ở hình 5.23 khả năng này có đợc nhờ khe hở của ống lót 11 với trục 4 của
blốc, dạng mặt cầu của các bề mặt 5 và 6 của hệ thống phân phối. Trong máy mô tả trên hình
5.24, chức năng này do ổ chao 6 đảm nhiệm, còn ở máy trên hình 5.25 là nhờ khớp nối không
cố định evolvent 13 giữa blốc và trục. Để tránh há rộng khe tiếp giáp hệ thống phân phối do tác

dụng của mômen các lực li tâm của các piston, trong tất cả các máy blôc xi lanh đợc ép dọc
tâm bằng các lò so (vị trí 3 hình 5.23, số 7 hình 5.24 và số 20 hình 5.25).
Hình 5.30. Hệ thống phân phối đầu mặt các máy thuỷ lực piston hớng trục.


182
Trên hình 5.30, a thể hiện mặt mút của blốc xi lanh 1 với các cửa 2 của các xi lanh, trên
hình 5.30, b, c- mặt mút 5 của bộ phận phân phối có hai khoang nửa vành tròn 3, một thông với
đờng p
1
còn nửa kia- với đờng p
2
(vị trí 19 trên hình 5.25). Các khoang 3 đợc ngăn cách
bằng vách ngăn 4 (hình 5.30, b là phơng án bơm với vách 4 không đối xứng, còn trên 5.30, c-
phơng án mô tơ với vách đối xứng). Khi quay blốc, cửa 2 di chuyển trên các khoang 3 và luân
phiên thông với đờng áp suất p
1
và p
2
. Chuyển qua vách ngăn ứng với các điểm chết A và B
(xem hình 5.23, 5.25 và 5.30), tại đó tốc độ piston bằng không. Đoạn bắt đầu, các cửa 2 thông
với các khoang 3 qua rãnh tiết lu 6 (hình 5.30). Chiều rộng của khoang 3 và các dải làm kín
7của chúng đợc xác định sao các lực áp suất thuỷ tĩnh của chất lỏng từ phía các khoang 3 và
các khe làm kín gần hầu nh cân bằng hoàn toàn với tổng các lực áp suất chất lỏng lên các đáy
5 của các xi lanh của blốc (hình 5.25). Cũng nh trên ngõng trục đối với máy hớng kính (hình
5.19 và 5.21, a), để làm việc tin cậy, phần lực cân bằng thuỷ tĩnh đợc tính toán chiếm 96-98%.
Phần lực không đợc cân bằng do các ổ thuỷ động lực nhận- các đế tựa 8 (hình 5.30).
5.4.4. Đồ thị chỉ thị và cân bằng năng lợng của các máy thuỷ lực rô to piston
Đồ thị chỉ thị bơm rô to piston đợc thể hiện trên hình 5.31. Về nguyên tắc nó không khác
đồ thị chỉ thị bơm piston dùng van phân phối (hình 5.9) khi không có các quá trình trễ của các

van. Dạng của đồ thị trên hình 5.31 chủ yếu do các quá trình thay đổi áp suất trong xi lanh khi
cửa 2 của chúng đi qua vách ngăn 4 của bộ phận phân phối quyết định (hình 5.30). Các quá
trình này ứng với thời điểm các piston qua khu vực điểm chết A và B, ở đó tốc độ của chúng
gần không.
Trong hệ thống phân phối đơn giản nhất có vách ngăn đối xứng qua điểm chết (hình 5.30,
d) và tơng ứng chính xác với góc mở
0
của cửa 2, sự ngắt nối cửa 2 với các khoang p
1
và p
2
xảy ra tức thì. Khi đó tốc độ thay đổi áp suất trong xi lanh phụ thuộc chủ yếu vào độ đàn hồi
của chất lỏng. Lúc xi lanh thông với khoang áp suất cao p
2
chất lỏng trong đó bị nén trong khi
piston hầu nh không chuyển động do chất lỏng cao áp chảy vào qua khe cửa đang mở. Khi
thông với vùng áp suất p
1
chất lỏng trong xi lanh giãn ra do đó có một thể tích giãn nở nhất
định chảy ra khoang áp suất thấp.
Nếu nh diện tích lu thông của cửa các xi lanh với các khoang của bộ phân phối tăng
nhanh thì quá trình thay đổi áp suất cũng diễn ra nhanh và đồ thị chỉ thị thu đợc có dạng gần
nh hình chữ nhật ACDB (đờng nét đứt trên hình 5.31) nhng có các đỉnh áp suất (C và B).
Các quá trình thay đổi áp suất nhanh kèm theo thay đổi các lực đột ngột, tác dụng lên các cơ
cấu của máy gây rung động và tiếng ồn. Do vậy hệ thống phân phối đơn giản chỉ đợc sử dụng
ở các máy áp suất thấp ở với vòng quay n nhỏ (p
b
<=10 Mpa; n<=1500 v/ph).
Hình 5.31. Đồ thị chỉ
thị p=f() bơm rô to

piston.


183
Trong các máy thuỷ lực cao tốc hiện đại, đợc dùng ở áp suất cao, ngời ta cố gắng làm
chậm quá trình thay đổi áp suất trong xi lanh. Ví dụ, vách 4 (hình 5.30, b) của bộ phân phối của
bơm đợc dịch về phía ngợc chiều quay của máy một góc đóng mở sớm
0
và trên đó có rãnh
tiết lu 6 để khống chế thay đổi diện tích lu thông cửa xi lanh với khoang 3. Nhờ vậy ở bơm,
áp suất trong xi lanh bắt đầu thay đổi khi cha tới các điểm chết, và bản thân quá trình thay đổi
bị chậm lại. Trong các mô tơ, chiều quay của nó có thể thay đổi nên bộ phân phối luôn đối
xứng, nhng nhờ có sự tiết lu nên cũng đảm bảo áp suất trong các xi lanh thay đổi chậm hơn.
Các biện pháp này giảm đợc các đỉnh áp suất cực đại, tiếng ồn và rung động, tuy nhiên
khi tăng áp suất và vòng quay chúng dẫn đến tăng độ không đều lu lợng và gây xung áp
trong các đờng ống quanh các giá trị trung bình p
1xl
và p
2xl
. Từ phân tích trên có thể kết luận,
sự tăng quá trình dao động khi tăng áp suất p và vòng quay n là nguyên nhân hạn chế áp suất và
vòng quay của các máy thuỷ lực và khả năng nâng cao công suất trên đơn vị thể tích máy. Điều
nói trên cũng đúng đối với các máy hớng kính, cho nên trên hình 5.19 có thể thấy, để cải thiện
quá trình thay đổi áp suất, vách ngăn của ngõng trục phân phối đợc dịch đi một góc
0
và có
rãnh tiết lu 6.
Tơng tự nh đối với các máy thuỷ lực piston, đồ thị chỉ thị cho phép xác định công một
chu trình A=A
nen

-A
hut
mà piston thực hiện trong xi lanh, tính đợc công suất chỉ thị N
i
=Azn và
hiệu suất quá trình làm việc của máy
i
=Qp
b
/N
i
, hiệu suất cơ giới
M
=N
i
/N
b
.
Hiệu suất chung =
M

i
của các máy thuỷ lực rô to piston lớn và ở các áp suất khai thác
trung bình từ 1630 Mpa đạt 0,92-0,93 đối với các máy blốc nghiêng và 0,89-0,91 ở các máy
đĩa nghiêng và piston hớng kính.
Hệ số sản lợng của các máy thuỷ chủ yếu phụ thuộc vào hiện tợng nén (q
x
) và rò lọt
ngoài (q
rl

) qua những chỗ không kín trong bộ phận công tác. Khi có góc đóng mở sớm
0
lu
lợng giảm một lợng q
0
nào đó, thờng không lớn, vì giảm phần hành trình có ích của piston.
Trên hình 5.25 có chỉ các vị trí rò ngoài, q
1
- qua chỏm cầu của piston, q
2
- qua khe giữa
piston và xi lanh, q
3
- qua hệ thống phân phối và q
4
- qua guốc trợt.
ở các áp suất khai thác trung bình, đối với các máy blốc nghiêng
=(Q
lt
-q
rl
-q
x
-q
0
)/Q
lt
=0,950,97
và đối với các máy đĩa nghiêng =0,930,95. Trị số nhỏ hơn và ứng với độ cứng của đặc tính
nhỏ hơn ở các máy đĩa nghiêng là do có rò lọt q

4
và thể tích chết thờng lớn.
Khó khăn điền các piston dài (vị trí 17 trên hình 5.25) của các máy thuỷ lực này bằng các
vật liệu nhẹ và cứng buộc thờng để rỗng. Điều đó làm tăng mạnh thể tích chết và hệ số sản
lợng.
Từ đồ thị chỉ thị (hình 5.31) có thể thấy, ở hành trình hút khi chất lỏng từ đờng ống hút
đang chảy vào qua cửa chuyển động của xi lanh, xảy ra tổn thất áp suất đáng kể p
h
. Tổn thất
tăng mạnh khi tăng vòng quay. Điều này dẫn đến giảm
i
và p
1
nhỏ là nguyên nhân phá hoại
xâm thực sự làm việc của bơm.
Sau khi xét các tính chất cơ bản của kiểu máy thuỷ lực rô to piston, có thể rút ra một số
kết luận về khả năng sử dụng của chúng.
Các bơm piston hớng kính có thể chế tạo không dùng ổ lăn cho các bộ phận công tác khi
cân bằng hoàn toàn bằng thuỷ tĩnh (hình 5.19), nên với chất lỏng sạch chúng có thể làm việc
lâu ở áp suất cực lớn. Có thể điều chỉnh độ lớn V
0
dễ dàng. Tuy nhiên vòng quay của các bơm
này bị hạn chế do lực li tâm, còn mômen quán tính của rô to và kích thớc hớng kính tơng
đối lớn. Cho nên các máy hớng kính ít đợc sử dụng làm mô tơ thuỷ lực cao tốc và nên sử
dụng làm các bơm điều chỉnh đợc có áp suất cao trong các hệ thống thuỷ lực tĩnh tại.


184
Các máy piston hớng trục với đĩa nghiêng chế tao đơn giản nhất, điều kiện tải trọng các
ổ thuận lợi, có kích thớc nhỏ và có hình dạng dễ bố trí, điều chỉnh dễ nhng thua các máy rô

to piston khác về hiệu suất. Lĩnh vực sử dụng của chúng- các bơm và mô tơ trong các hệ di
động.
Các máy blốc nghiêng có hiệu suất cao và độ cứng đặc tính tốt. Tuy vậy các bơm điều
chỉnh đợc dạng này (hình 5.23, b) có kích thớc lớn. Các mô tơ thuỷ lực không và có điều
chỉnh đợc kiểu này (hình 5.23, a và 5.32) vì có tổn thất cơ giới và rò lọt nhỏ nên có phạm vị
vòng quay ổn định rộng nhất và hiệu suất cao tuy kém tiện lợi về kết câu so với các máy đĩa
nghiêng. Do vậy, các máy blốc nghiêng nhờ độ cứng đặc tính tốt và hiệu suất cao đợc sử dụng
trong các hệ thống thuỷ lực tự động có độ chính xác cao. Những năm gần đây phổ biến sử dụng
bộ truyền động cho các tổ hợp di động gồm có bơm kiểu đĩa nghiêng và mô tơ blốc nghiêng, đó
là kết hợp tối u về mặt thiết kế, hiệu suất và phạm vi vòng quay trục ra.
5.4.5. Điều chỉnh máy thuỷ lực rô to piston
Bơm điều chỉnh đợc có chiều cấp thay đổi với đĩa nghiêng đợc giới thiệu trên hình 5.25.
Nôi 12 có đĩa nghiêng 11 khi quay trên các ổ 16 có khả năng thay đổi góc nghiêng và do đó
hành trình h=D
r
tg của piston. Xoay nôi 12 đợc thực hiện nhờ trục điều chỉnh bên ngoài 15.
Bơm điều chỉnh đợc có blốc nghiêng trên hình 5.23, b. Bộ phận dẫn động cũng tơng tự
nh ở máy không điều chỉnh đợc cùng kiểu (hình 5.23, a). Trên hình 5.23, b blốc xi lanh 24
có các piston 8 nằm trong nôi quay gồm có các tai 4 và nắp 4 mang bộ phân phối 7. Qua các
kênh 23 và 22 trong nắp 4 và 21 trong các tai 4 chất lỏng đợc dẫn đến blốc xi lanh và từ đó
đa ra qua các kênh 15 của ngõng trục 16 mà trên đó có mang các ổ 17 của nôi. Các vị trí xoay
đợc làm kín bằngbộ phận làm kín đầu mặt 14. Bơm trên hình 5.23, b thiết kế để làm việc
không có áp lực ở cửa vào (trong điều kiện tự hút) và dĩ nhiên không thay đổi chiều cấp. Kênh
23 của nôi thông trực tiếp ra vỏ có vai trò nh buồng hút.
Trong các máy có chiều cấp thay đổi ở các hệ thống kín các kênh 21 và 22 và cả hai cổ
trục 16 giống nh nhau và dùng để dẫn chất lỏng và và đa chất lỏng ra. Để thay đổi góc
nghiêng của nôi dùng chốt 20 trên tai 4. Piston 18 của xi lanh thuỷ lực trợ động đặt trên nắp vỏ
bơm quay nôi bằng chạc 19 kẹp lấy chốt 20 ở gần đờng tâm O-O, thay đổi độ lớn và chiều
cấp.
Mô tơ thuỷ lực điều chỉnh đợc mô tả trên hình 5.32 có bộ phân phối 2 trợt theo rãnh hình trụ

7 trong nắp vỏ 6. Thay đổi vị trí bộ phân phối và góc nghiêng blốc xi lanh 1 đợc thực hiện nhờ
piston 4 của xi lanh thuỷ lực điều khiển 3. Góc nghiêng giảm từ 25
0
cho đến 7
0
phụ thuộc vào
mức độ giảm áp suất trong khoang 5 đợc nối với đờng cao áp p
2
của bộ truyền thuỷ lực. Góc
nghiêng nhỏ nhất trong mô tơ thuỷ lực bị hạn chế do có khả năng tự hãm (kẹt các bộ phận công
tác) ở góc nhỏ. Vì áp suất p
2
giảm khi mô men cản trên trục mô tơ giảm cho nên khi điều
chỉnh nh vậy ở lu lợng Q không đổi, theo công thức (5.15) dẫn đến tăng vòng quay trục ra.
Nh vậy, mô tơ điều chỉnh đợc cho phép sử dụng công suất của động cơ một cách tốt nhất khi
mô men tải trọng thay đổi.


185
Hệ thống tự động đơn giản nhất để điều chỉnh góc nghiêng nôi bơm trình bày trên hình
5.24. Nôi 1 của bơm khi làm việc nghiêng tới giới hạn do lò xo 2 nằm trên xi lanh thuỷ lực di
động 3. Piston cố định 4 của xi lanh thuỷ lực thông với khoang p
y
của van điều khiển 16. Chất
lỏng dới áp suất p
2
đợc đa tới van. Khi áp suất p
2
đạt giá trị đã đặt, van 16 mở và cho một
lợng không lớn chất lỏng q

y
qua rãnh tiết lu 15 về buồng thoát. Khi đó trong buồng van thiết
lập áp suất p
y
tỉ lệ với p
2
. Dới ác dụng của p
y
xi lanh 3 dịch chuyển làm giảm góc nghiêng của
nôi và sản lợng bơm trong khi lò xo 2 bị nén lại. Bằng cách thay đổi đặc tính van 16 và tiết lu
15 có thể thay đổi phạm vi p
2
trong đó xảy ra thay đổi 0<=<=
max
. Nh vậy, nhờ bộ tự động
điều chỉnh- hạn chế áp suất- có thể tiết kiệm đợc công suất dẫn động bơm khi chuyển nó về
chế độ không tải. Bộ điều chỉnh tác dụng trực tiếp nh trên đợc sử dụng ở các bơm bé (V
0
<20
cm
3
), trong đó lực xoay nôi nhỏ.
Quay nôi ở các bơm rô to piston điều chỉnh đợc lớn (V
0
>30 cm
3
) đựơc thực hiện nhờ các
bộ truyền động thuỷ lực trợ động. Ví dụ hệ thống mô tả ở hình 5.32.
Các máy thuỷ lực piston hớng kính cũng đợc điều chỉnh giống nh máy piston hớng
trục. Ví dụ, vành stato 11 của bơm (hình 5.19) đợc di chuyển nhờ các xi lanh thuỷ lực qua trục

đẩy 16. Trong các hệ thống không cần điều chỉnh liên tục và nhanh phổ biến dùng cơ cấu đơn
giản nhất bằng ren và trục vít để thay đổi theo giai đoạn thể tích công tác của máy thuỷ lực
bằng tay. Cơ cấu ren để điều chỉnh thể tích công tác bơm piston hớng kính đợc thể hiện ở
hình 5.18, vị trí 20.
5.4.6. Xâm thực ở các bơm rô to piston
Quá trình phát triển xâm thực trong các bơm rô to piston và điều kiện giảm sản lợng do
xâm thực tơng tự nh đã trình bày ở 5.2.7. Cũng giống các bơm piston, liên quan giữa áp suất
ở cửa hút bơm p
1
và vòng quay n tuân theo phơng trình kiểu (5.34).
Sự khác nhau là ở chỗ, thay vì tổn thất áp suất p
k
ở van hút, trong các bơm rô to tồn tại tổn
thất áp suất p
h
(hình 5.31) của dòng chất lỏng chảy qua các cửa của các xi lanh chuyển động
quay. Những tổn thất này lớn và phụ thuộc vào lu lợng Q
xl
qua cửa và cả vận tốc vòng u
0
của
cửa xi lanh. Khác biệt có thể th hai là tác dụng của lực li tâm theo hớng dòng chảy vào,
chúng hỗ trợ quá trình nạp vào xi lanh nếu các cửa nằm nghiêng hoặc hớng kính (xem hình
5.26 và 5.19). Sơ đồ chảy vào của chất lỏng qua cửa xi lanh diện tích S
0
và quay với vận tốc
Hình 5.32. Mô tơ thuỷ lực piston hớng trục có blốc nghiêng điều chỉnh đợc.


186

vòng u
0
đợc biểu diễn trên hình 5.33. Trong đó diện tích dòng nhỏ hơn S
0
và sai lệch này đặc
trng bằng hệ số co hẹp , theo nghiên cứu của X. X. Rutnhev, nó phụ thuộc vào tỉ số u
0
/v
0
.
Lu lợng qua cửa diện tích S
0
của xi lanh ở các điều kiện tới hạn theo các biểu thức (5.35) và
(5.38) Q
xl
=(h/)S. Do đó
,
Sh2
SD
Q
S
2
D
v
u
00
xl
00
0
0

(5.53)
trong đó D
o
- đờng kính vị trí tâm cửa.
Đồ thị X. X. Rutnhev phụ thuộc =f(u
0
/v
0
) đợc dẫn ra trên hình 5.34. Tổn thất áp suất p
h
bằng toàn bộ động năng của dòng chảy vào xi lanh với vận tốc v
c
. Vì v
c
S
0
=v
p
S,
.
2
v
)
S
S

(
2
v
p
2
p
2
0
2
c
h



Đối với các điều kiện tới hạn, chú ý đến các biểu thức (5.35), (5.37) và (5.38), có
2
tb.p
2
0
2
maxh
v
2
)
S
S
(p

. (5.54)
Phụ thuộc của hệ số tốc độ tới hạn vào áp suất tuyệt đối trớc cửa vào bơm =f(p
1a
) đa ra
trên hình 5.34. Sự gia tăng áp suất, có tác dụng ngăn cản xâm thực, do trờng lực li tâm khi
chất lỏng đi từ đờng kính D
0
ở cửa vào cho đến đờng kính D
p
là vị trí của piston (xem hình
5.19), khi kể đến (5.35),
2
tb.p
2
0
2
p
2
v)2/(
4
)DD(
)
h
(p




.
Phơng trình Becnuli, tơng tự (5.34), viết cho thiết diện 1-1 có áp suất tuyệt đối p

1a
và
trong khoang xi lanh, khi ở trạng thái tới hạn có áp suất p
1xl
p
bh
(xem hình 5.11), có dạng



pppv
2
pp
1hmax.h
2
tb.p
2
bha1
, (5.55)
trong đó p
h1
- tổn thất áp suất trong đờng ống hút từ mặt cắt 1-1 đến cửa xi lanh:
2
tb.p1
2
1
1h
v
2
)

2
z
S
S
(p


,
S
1
- diện tích ống hút;
1
1,21,5.
Thay các biểu thức các số hạng của phơng trình Becnuli, thu đợc
.Cv
24
)DD(
)
h
()
2
z
S
S
(])
S
S
(1[v
2
pp

2
tb.p
2
0
2
p
2
1
2
1
2
0
22
tb.pbha1

(5.56)
Đại lợng C đặc trng cho sức cản đặc trng cho sức cản đờng ống từ cửa hút cho dến xi
lanh và đợc gọi là hệ số xâm thực của bơm rô to piston.
Sử dụng các biểu thức (5.56) và (5.35), có thể xác định đợc vận tốc góc tối đa cho phép ở
áp suất cửa hút của bơm đã cho:
Hình 5.33. Sơ đồ dòng vào cửa xi
lanh bơm rô to piston.
Hình 5.34. Thay đổi hệ số nén dòng khi
chảy vào lỗ quay.


187
)pp(
2h
C
1
bha1max



. (5.57)
Công thức này cho một đò thị tổng hợp các chế độ tới hạn (hình 5.10, c), là đặc tính xâm
thực đầy đủ nhất của bơm.
Đ 5.5. Máy thuỷ lực cánh gạt
Nhờ các kích thớc bé, tiện bố trí và hiệu suất cao nên các máy cánh gạt đợc sử dụng
rộng rãi trong các máy công cụ. Phổ biến nhất là các bơm cánh gạt hai tác dụng không đIều
chỉnh đợc làm việc ở áp suất 7-14 Mpa, chúng có độ tin cậy cao.

Các bộ phận cơ bản của bơm cánh gạt đơn giản nhất một tác dụng (hình 5.35) gồm có rô
to quay 1, nó đợc bố trí với độ lệch tâm e trong vành stato cố định 2. Trong các rãnh của rô to
có các tấm cánh 3, chúng có thể dịch chuyển theo hớng kính trong khi quay. Đầu ngoài các
cánh trợt theo vòng tròn R
s
của stato. Trong stato có cửa 4 và 5 thông với đờng ống hút và
đẩy. Các cung của các vách ngăn cửa 4 và 5 tơng ứng với bớc góc giữa hai cánh 2/z (trong
đó z là số cánh).
Thể tích công tác của các máy cánh gạt đợc xác định bởi bán kính stato R
c
và bán kính
hữu ích r
u
của rô to, chúng quan hệ với nhau bằng R
c
-r
u
=e. Bán kính r
u
lớn hơn bán kính r của
rôto một lợng bằng khe hở tối thiểu giữa rô to và stato đối diện với điểm chết B.
Khi thể tích giữa hai cánh cạnh nhau nằm đối diện điểm chết dới B, nó đạt giá trị nhỏ
nhất; khi đối diện điểm chết trên A- cực đại. Trong một vòng quay rô to có z lần thể tích, đặc
trng bằng chênh lệch diện tích cực đại abba và cực tiểu cddc, đợc chuyển từ vùng áp suất
p
1
tới vùng áp suất p
2
. Chênh lệch diện tích này có thể coi một cách gần đúng bằng diện tích
vành tròn fggf với bán kính trung bình R=R

tb
=r
u
+e và chiều rộng 2e trừ đi chiều dày cánh .
Khi đó thể tích công tác cực đại giữa hai cánh
V
k
=(fggf)b=[(2R/z-)2eb],
trong đó b- chiều rộng stato.
Khi đó thể tích công tác của máy
V
0
=V
k
z=(2R-z)2eb.
Để xác định chính xác thể tích V
0
cần phải xét các diện tích cực đại abba và cực tiểu
cddc thực tế, đặc trng cho thể tích đợc chuyển từ vùng p
1
tới vùng p
2
qua vách ngăn ở khu
vực A. Biểu thức thể tích công tác đợc hiệu chỉnh lại có dạng
V
0
=(2kR-z)2eb, (5.58)
trong đó k-hệ số hiệu chỉnh thu đợc tè việc xét chính xác qui luật chuyển dịch của cánh khi rô to quay:
z 3 5 7 9 11
k 0,827 0,936 0,968 0,980 0,986

Nếu các khoang dới các cánh 6 thông với khoang áp suất cao p
2
5 khi cánh chuyển động
vào và khoang 4- áp suất p
1
khi chúng chuyển động ra thì chúng tạo thành các xi lanh bơm
piston hớng kính và tạo ra sản lợng. Thể tích công tác của bơm nh vậy sẽ lớn hơn ở trờng
hợp xét trên một thể tích q
bs
=2ebz và đợc tính bằng
V
0
=4kebR. (5.59)
Xét tam giác OOT, nó xác định qui luật chuyển động của cánh x=f(), có thể thấy nó
giống nh tam giác sơ đồ cơ cấu máy piston hớng kính (hình 5.20). Nghĩa là sự phụ thuộc
x=f() trong trờng hợp này và qui luật đẩy chất lỏng qua các vách cũng diễn ra theo qui luật
(5.16) và (5.17). Cho nên đối với các máy cánh gạt hệ số không đồng đều sản lợng =f(z),
theo (5.24), cũng nh ở các bơm piston, và số cánh của các máy cánh gạt một lần tác dụng luôn
đợc lấy số lẻ.


188
Khi làm việc các cánh phải đợc ép vào thành stato. Lực ép ban đầu thờng là nhờ lực li
tâm hoặc đôi khi bằng lo xo, còn khi làm việc đợc thực hiện bằng lực áp suất thuỷ tĩnh chất
lỏng lên mặt trong của cánh từ khoang 6. Trong các bơm dùng để làm việc ở áp suất lớn hơn
(p
b
=14-16 Mpa), về nguyên tắc, các khoang này luân phiên thông với các cửa cao áp và thấp áp
sẽ đợc mô tả ở dới. Có thể thấy, làm nh vậy, ngoài tăng đợc thể tích công tác còn cân bằng
đợc một phần lực thuỷ tĩnh, do đó giảm đợc tải trọng tiếp xúc của cánh với stato và tăng hiệu

suất cơ giới. Những biện pháp này làm phức tạp kết cấu bơm. Trong các bơm áp suất thấp và
trung bình (p
b
<=7 Mpa) áp suất trong tất cả các khoang 6 bằng áp suất p
2
, khi đó kết cấu bơm
đơn giản hơn nhng tăng tổn thất thể tích và cơ giới ở vùng áp suất thấp.
Do cần lực li tâm để đẩy các cánh ra nên vòng quay tối thiểu của bơm bị hạn chế
n
min
>(0,4-0,6)n
max
. Điều này đặc biệt quan trọng ở giai đoạn đầu sau khởi động, khi chất lỏng
còn lạnh và độ nhớt lớn.
Dới tác dụng của chênh áp p=p
2
-p
1
lên bề mặt làm việc của cánh khi đang nén chất lỏng
và lực ma sát khi mép cánh trợt trên stato, cánh bị uốn cong. Khi đó sinh ra mô men làm kẹt
cánh trong rãnh của rô to. Để tránh cho cánh bị mòn nhanh và không bị kẹt trong rãnh độ chìa
ra của cánh lớn nhất 2e phải nhỏ hơn phần cánh nằm trong rãnh rô to. Điều này làm hạn chế
việc tăng thể tích V
0
bằng cách tăng e ứng với R
s
đã cho.
Ma sát với thành stato cũng nh khả năng giảm sản lợng do xâm thực cũng hạn chế vờn
quay tối đa, và do đó, sản lợng tối đa của bơm.
Sơ đồ cấu tạo bơm cánh gạt điều chỉnh đợc thể hiện trên hình (5.36). Cửa dẫn chất lỏng

đến và đa chất lỏng đi 10 và 5 nằm ở trên nắp bên cố định của vỏ. Vành stato 12 có thể di
chuyển đợc trong vở khi trợt trong các mặt dẫn hớng 11và 4. Khi đó độ lệch tâm e thay đổi
và theo biểu thức (5.59) thể tích công tác V
0
thay đổi. Khi chuyển tâm O của stato qua tâm
quay rô to O lệch tâm e đổi dấu và chiều cấp đợc thay đổi. Stao đợc dịch chuyển nhờ đùi đẩy
7 và 14.
Để giảm lực tiếp xúc giữa cánh và stato trong bơm ngời ta sử dụng kết cấu giảI toả thuỷ
tĩnh. Để nh vậy, trên các nắp bên của vỏ có các rãnh nửa tròn 8 và 2, đợc ngăn cách bằng
vách 6 và 13. Mỗi rãnh thông với cửa sổ (khoang hút hay đẩy) gần chúng nhất và thông với các
khoang 3 dới các cánh, do đó mà các khoang 3 đợc sử dụng để bơm chất lỏng. Khi các mép
15 nghiêng, lực hớng kính ép các cánh lên stato đợc giảm đi một phần vì một phần áp suất
phía mặt trong cánh đợc cân bằng nhờ áp suất phía mặt ngoài. Để giảm mômen uốn các cánh
đặt nghiêng về phía trớc theo chiều quay của cánh một góc . Để giảm ồn, quá trình lu thông
giữa khoang công tác ở các cánh với vùng áp suất p
2
và p
1
diễn ra từ từ nhờ các rãnh tiết lu 1
và 9.
Các bơm nh vậy đợc sử dụng ở áp suất từ 10-12 Mpa. Hạn chế áp suất là do tải tiếp xúc
của cánh với stato qui định, ngoài ra cũng còn do tải một phía của các lực áp suất lên rô to từ
khoang áp suất p
2
. Tải này trên các ổ ở áp suất p
b
lớn làm giảm tuổi thọ của chúng.
Cân bằng rô to hoàn toàn có thể đạt đợc ở các máy hai lần tác dụng (hình 5.37). Trong
các máy này, rô to 1 với các cánh 2 nằm trong stato 3 có prôfin đặc biệt. Số cánh z chẵn (không
dới 8)

189
Máy nén khí - quạt gió
A. Máy nén khí
Máy nén khí là một dạng bơm làm việc với chất khí cho hệ số tăng áp suất = p
2
/p
1
>
1,15 (khi 1,15 sẽ đợc gọi là quạt gió).
Căn cứ vào nguyên lý làm việc và đặc điểm kết cấu, các máy nén khí đợc chia thành 3
loại:
+ Máy nén khí kiểu Piston: là các máy nén khí sử dụng kết cấu dạng piston dịch chuyển
trong xi lanh để tạo thành quá trình nén và đẩy khí. Các máy nén khí piston có khả năng cho hệ
số tăng áp suất cao nên thích hợp với nhu cầu áp suất cao mà sản lợng bé. Trên tàu thủy, máy
nén khí piston 2 cấp thẳng đứng làm mát bằng nớc đợc sử dụng rộng rãi để cung cấp khí nén
cho việc khởi động động cơ.
+ Máy nén khí kiểu rôto: là các máy nén khí sử dụng kết cấu dạng rôto quay để dồn ép
chất khí mà tăng đợc áp suất và chuyển dần đợc chất khí đi. Các máy nén khí rôto thích hợp
cho trờng hợp áp suất vừa và sản lợng bé. Các máy nén khí kiểu rôto thờng đợc sử dụng
làm máy nén công chất làm lạnh.
+ Máy nén khí ly tâm: là các máy nén khí sử dụng kết cấu với chi tiết chủ yếu là bánh
cánh quay, nó sử dụng lực ly tâm để nén và đẩy chất khí. Các máy nén ly tâm thích hợp cho
trờng hợp sản lợng lớn và áp suất thấp. Trên tàu các máy nén ly tâm thờng đợc dùng làm
máy nén tăng áp khí nạp cho động cơ Diesel, chúng thờng đợc dẫn động bằng tua bin khí xả.


190
Ch¬ng I. M¸y nÐn khÝ Piston

1-1. §å thÞ chØ thÞ vµ nguyªn lý lµm viÖc cña M¸y nÐn Piston 1 cÊp


191
Đồ thị chỉ thị của máy nén khí piston là đờng biểu diễn mối quan hệ giữa áp suất và thể
tích khí trong xi lanh của máy nén khí trong 1 chu trình làm việc.
Xét Piston đi từ điểm chết dới (ĐCD) lên điểm chết trên (ĐCT), thể tích công tác (V
h
)
giảm, khí trong xy lanh bị nén, áp suất khí trong xi lanh tăng lên đến khi độ chênh áp suất giữa
xy lanh và bên ngoài van đẩy đủ lớn để thắng sức cản lò so van đẩy thì van đẩy mở ra (tơng
ứng điểm b trên đồ thị), thực hiện cấp khí ra đờng ống đẩy. Quá trình này kết thúc khi piston
đến ĐCT. Nh vậy hành trình này diễn ra 2 quá trình:
+ Quá trình nén khí đa biến p.V
n1
= const (n
1
là chỉ số nén đa biến), biểu diễn bằng
đờng a-b trên đồ thị,
+ Quá trình cấp khí, đợc coi là đẳng áp ở áp suất p
2
, biểu diễn bằng b-c trên đồ
thị, lợng khí cấp vào: (Vd).
Thực tế vì ảnh hởng của năng lợng quán tính khối khí, hoạt động trễ của van lò xo, do
quá trình trao đổi nhiệt mà áp suất trong quá trình cấp khí không phải là hằng số.
Khi Piston bắt đầu từ ĐCT đến ĐCD, lợng khí có áp suất p
2
trong không gian chết (do
có khe hở giữa đỉnh piston và nắp xylanh) giãn nở, áp suất trong xi lanh giảm, đến khi độ
chênh áp suất giữa bên ngoài van hút và xy lanh đủ lớn để thắng sức cản lò so van hút thì van

hút mở ra (tơng ứng điểm d trên đồ thị), thực hiện hút khí từ bên ngoài vào xi lanh. Quá trình
này kết thúc khi piston đến ĐCD, kết thúc chu trình làm việc của Máy nén.
Nh vậy ở hành trình này cũng gồm 2 quá trình:
+ Quá trình giãn nở khí trong không gian chết đa biến p.V
n2
= const (n
2
là chỉ số
giãn nở đa biến), biểu diễn bằng đờng c-d trên đồ thị,
+ Quá trình hút khí, đợc coi là đẳng áp ở áp suất p
1
, biểu diễn bằng d-a trên đồ
thị, lợng khí cấp vào: (Vd).
Nh vậy đồ thị chỉ thị của máy nén khí piston 1 cấp đợc biểu diễn bằng cong kín abcda.
Diện tích hình này cong này biểu thị công chỉ thị của máy nén trong một chu trình.
1-2. Khái niệm không gian chết - Lu lợng máy nén Piston
p
0
v
p
0
v


192
ở cuối quá trình cấp khí, một thể tích nhất định không khí có áp suất cao (bằng áp suất
đẩy p
2
) bị giữ lại trong xy lanh khi piston đi xuống bị giãn nở làm cho V hút thực tế của máy
nén (ký hiệu VS) nhỏ hơn V công tác của máy (Vn).

Vì vậy V khí còn sót trong xylanh cuối quá trình cấp khí đợc gọi là V không gian chết
trong máy nén Piston ký hiệu Vch, khối lợng này luôn tồn tại để tránh va đập giữa Piston và
xylanh.
Để định nghĩa mức độ có hại không gian chết ngời ta dùng 1 hệ số là h/s thể tích tơng
đối của không gian có hạn trong máy nén Piston, ký hiệu a
a= Vch/ Vn
Gọi là hệ số tơng đối không gian có hạn, trong các máy nén hiện đại 1 tầng có các van
nằm trong nắp xylanh thì a= 0,025 0,06, với các máy nhiều tầng van nằm trên bề mặt phía
xylanh và không thể làm khe hở nhỏ ở các tầng cao áp thì a lớn; a max = 0,2.
Vì có không gian chết nên Piston thực sự hút khí vào ở điểm 4 (không phải 3) làm v hút
t/s: Vs < Vn.
Để đánh giá mất mát này dùng tỷ số thể tích hút máy nén: o = Vs/Vn
Giá trị o cho ta thấy khả năng tận dụng V công tác của máy nén. Viết phơng trình giãn
nở đa biến 3.4
P3V3
n1 =
P4V4
n1
P2Vch
n1
= P1+Vgn
n1
Ta có Vch = a.Vh
Còn v giãn nở: Vgn = Vn + Vch Vs
= Vh + a.Vn - o. Vn
= Vn (a+1 -o)
Thay biểu thức trên
P2 = (a+1 -o) Vn
n1
P1 a.Vn

a+1(1-
1/n
) = (P2/P1)
1/n1
a
Đặt = P2/P1 gọi là hs tăng áp suất trong máy nén Piston
o = a+ 1 a.
1/n
= a(1-
1/n
) + 1
+ 1- a (
1/n
-1)
Suy ra V khí thực tế là Vs= Xo. Vn = o. D
2
S (1- a(
1/n
-1))
4
S là hành trình của Piston,
Lợng khối thực tế vào xylanh còn thấp hơn tính theo công thức trên vì 2 lý do sau: