Принципиальные схемы гидроприводов

 

По характеру циркуляции РЖ насосные ГП разделяются на ГП с разомкнутой циркуляцией жидкости (РЖ из гидродвигателя поступает в гидробак – рис. 1.2) и ГП с замкнутой циркуляцией (РЖ от гидродвигателя поступает во всасывающую магистраль насоса – рис. 1.3).

На рис. 1.2 приведены три принципиальные схемы, соответствующие трем классам ОГП, которые отличаются характером движения выходного звена.

1. Поступательного движения (рис. 1.2,а) – с возвратно-поступательным движением выходного звена и гидродвигателями в виде гидроцилиндров (например, гидропривод тормозов).

2. Поворотного движения (рис. 1.2,б) – с возвратно-поворотным движением выходного звена на угол менее 360⁰ и с поворотными гидродвигателями.

3. Вращательного движения (рис. 1.2,в) – с вращательным движением выходного звена и с гидродвигателями в виде гидромоторов.

Рис. 1.2. Схемы гидропривода с разомкнутой

циркуляцией жидкости:

а – поступательного движения; б – поворотного движения;

в - вращательного движения

1. Регулируемый насос. Треугольники на выход из окружности указывают на насос, на вход в окружность – гидромотор. Стрелка по диагонали - регулируемая ГМ.

2. Гидродвигатель: а – гидроцилиндр двухстороннего действия возвратно-поступательного движения, б – поворотный (качающийся) гидродвигатель, в – гидромотор нерегулируемый (без стрелки).

3. Гидрораспределитель: а – 4-х линейный, двухпозиционный с управлением от кулачка и с пружинным возвратом, б – 4-х линейный, трехпозиционный с управлением от электромагнитов, в – 4-х линейный, трехпозиционный с ручным управлением.

4. Предохранительный клапан. 5. Бак. 5в – бак с наддувом.

 

Насос 1 засасывает жидкость из бака 5 и нагнетает ее в гидродвигатель 2 через гидрораспределитель 3. Из гидродвигателя жидкость движется через другой канал распределителя и сливается в бак. Предохранительный клапан 4 отрегулирован на предельно допустимое давление и предохраняет ГП с приводящим двигателем от перегрузок.

Для улучшения условий всасывания жидкости из бака и предотвращения кавитации в насосе в ГП вращательного движения (в) применен бак 5 с наддувом, т.е. с давлением газа над поверхностью жидкости выше атмосферного.

Изменение направления движения выходного звена гидродвигателя (реверсирование) осуществляется изменением позиции распределителя 3, а регулирование скорости этого движения – увеличением или уменьшением рабочего объема насоса.

На рис. 1.2 показаны принципиальные схемы ГП с разомкнутой циркуляцией жидкости, которая происходит в баке 5, при этом исключается возможность реверсирования гидродвигателей путем изменения направления подачи насоса (реверса подачи). Для этой цели обязательно применение распределителей 3.

На рис. 1.3 показана схема гидропривода с замкнутой циркуляцией жидкости.

Рис. 1.3. Схема гидропривода с замкнутой циркуляцией жидкости:

1 – регулируемый насос; 2 – регулируемый гидромотор; 3 - предохранительные клапаны; 4 – вспомогательный насос; 5 – переливной клапан; 6 – обратные клапаны

На схеме изображены регулируемый насос 1 с реверсом подачи; регулируемый гидромотор 2 с реверсом вращения; предохранительные клапаны 3, защищающие гидролинии «а» и «b» от чрезмерно высоких давлений (каждая из них может оказаться напорной); система подпитки, состоящая из вспомогательного насоса 4, переливного клапана 5 и двух обратных клапанов 6 и предохраняющая гидролинии «а» и «б» от чрезмерно низких давлений (в целях избежания кавитации в насосе).

 

ГИДРОМАШИНЫ

 

Основными элементами гидросистем являются ГМ (гидромашины). ГМ – это устройство, создающее или использующее поток РЖ.

ГМ -к ним относятся насосы и гидродвигатели, которых может быть несколько, они служат для преобразования механической энергии в энергию перемещаемой жидкости (насосы) или для преобразования гидравлической энергии потока в механическую энергию (гидравлические двигатели – гидромоторы).

Все ГМ по принципу действия делятся на два основных типа: динамические и объемные.

Динамическая ГМ – в ней взаимодействие ее рабочего органа с РЖ происходит в проточной полости, постоянно сообщенной с входом и выходом ГМ. Для рабочего процесса динамической ГМ характерны высокие скорости движения ее рабочих органов в РЖ.

 

Объемные гидромашины

 

Объемная ГМ - в ней взаимодействие ее рабочего органа с РЖ происходит в герметичной рабочей камере, попеременно сообщенной с входом и выходом ГМ. В объемной ГМ входная область всегда отсоединена от выходной.

К классу ОГМ относятся гидронасосы – генераторы энергии потока жидкости и гидродвигатели – потребители энергии.

 

В объемных насосах взаимодействие рабочего органа с РЖ происходит в замкнутых объемах (рабочих камерах), которые попеременно сообщаются с полостями всасывания и нагнетания.

Рабочий орган, обеспечивающий заполнение камеры РЖ, а затем ее вытеснение, называется вытеснителем. Рабочий процесс такой ГМ заключается в силовом взаимодействии РЖ и вытеснителя ГМ.

Важнейшим свойством ОГМ является герметичность. У всех объемных насосов рабочая камера в любой момент времени соединена или с полостью всасывания, или с полостью нагнетания – эти полости всегда изолированы друг от друга – всасывающий и напорный трубопроводы также разделены.

Герметичность позволяет обеспечить значительное разряжение во всасывающей полости насоса. Это обеспечивает самовсасывание - подъем РЖ во всасывающем трубопроводе перед началом нагнетания.

Объемные насосы отличаются жесткостью характеристики, т.е. увеличением давления насоса, вызванное сопротивлением в напорном трубопроводе, что приводит к небольшому уменьшению его подачи.

По сравнению с динамическими, объемные насосы имеют существенный недостаток – неравномерность подачи -нагнетание РЖ отдельными объемами (порциями).

По характеру движения рабочего органа все объемные насосы разделяются на две группы: возвратно-поступательные (поршневые) и роторные.

Роторные гидромашины

 

Роторные ГМ широко используются в ОГП. Роторными называют насосы вращательного движения, содержащие статор, ротор и замыкатели, герметично соприкасающиеся со статором и ротором и разделяющие приемную камеру от нагнетающей.

В роторных насосах взаимодействие рабочего органа с РЖ происходит в подвижных рабочих камерах, которые попеременно соединяются с полостями всасывания и нагнетания. Это позволяет исключить из конструкции насосов клапаны.

Отсутствие клапанов обеспечивает роторным насосам большую быстроходность, т.е. число рабочих циклов в единицу времени. Это создает и второе отличие от поршневых насосов – обратимость, т.е. практически любой роторный насос может быть использован в качестве гидромотора.

Важной конструктивной особенностью роторных насосов является многократность, что обеспечивает большую равномерность подачи по сравнению в возвратно-поступательными насосами, но пульсация подачи всегда имеет место. Эта пульсация меньше для насосов с нечетным числом рабочих камер.

Существенный недостаток роторных насосов – РЖ обеспечивает смазывание его поверхностей, поэтому она должна быть чистой и неагрессивной по отношению к материалу насоса, а также обладать смазывающими способностями.

Отсутствие клапанов значительно уменьшает гидравлические потери, что позволяет принимать гидравлический КПД равным единице. В этом случае полный КПД роторного насоса равен произведению объемного и механического КПД.

Роторные насосы имеют большое разнообразие конструкций. На рис. 2.1 приведена классификация роторных насосов. Все роторные насосы делят на две большие группы: роторно-вращательные и роторно-поступательные.

К группе роторно-вращательных ОГМ относятся те, у которых рабочие камеры совершают только вращательное движение. Эта группа объединяет шестеренные и винтовые ОГМ.

Шестеренные ГМ выполняют на базе двух или нескольких зубчатых колес с внешним либо внутренним зацеплением.

У винтовых ОГМ рабочие камеры образуются винтовыми поверхностями и корпусом. В зависимости от числа винтов различают одно-, двух- и многовинтовые ОГМ.

К группе роторно-поступательных ОГМ относятся те, у которых подвижные рабочие звенья совершают сложное движение: вращательное и возвратно-поступательное. Рабочие звенья могут иметь форму пластин или поршней (соответственно пластинчатые - шиберные или поршневые ОГМ).

Рис. 2.1.Классификация роторных насосов

 

Если оси поршней перпендикулярны к оси блока цилиндров, то ОГМ относят к классу радиально-поршневых. Если же оси поршней параллельны оси блока цилиндров или составляют с ней угол не более 45⁰, то такие ОГМ называют аксиально-поршневыми.

Аксиально-поршневые ОГМ выполняют по двум основным схемам: с наклонным диском (шайбой) или с наклонным блоком цилиндров. В первом случае оси блока цилиндров и вала насоса лежат на одной прямой, а во втором – образуют ломаную линию.

Обращенные роторные насосы являются гидромоторами вращательного действия. Так же как и насосы, они могут быть регулируемыми и нерегулируемыми, реверсивными и нереверсивными.

 

Шестеренные насосы

Шестеренные насосы относятся к роторно-вращательным ГМ, они могут быть с внешним или внутренним зацеплением. Шестеренные насосы с внешним (наружным) зацеплением получили широкое применение в машиностроении, так как они просты в изготовлении и надежны в эксплуатации. Эти насосы выпускаются для гидросистем как с высокими давлениями (до 15-20 МПа), так и с более низкими (1-10 МПа). Первые находят применение в гидросистемах тракторов, СДМ, сельскохозяйственных машин, а вторые используют в станочных ГП и гидросистемах поршневых двигателей. В системе смазки ДВС большегрузных автомобилей, как правило, устанавливают двухсекционные насосы.

Частоты вращения большинства шестеренных насосов с внешним зацеплением находятся в диапазоне 1 000-2500 об/мин. Полные КПД этихнасосов обычно составляют 0,75-0,85; а объемные КПД – 0,85-0,95.

Распространенный тип шестеренной ГМ с внешним (наружным) зацеплением (рис. 2.2) представляет собой пару, чаще всего одинаковых, шестерен 1 и 9, находящихся в зацеплении, помещенных в рабочую камеру, стенки которой охватывают их со всех сторон с малыми зазорами. Камеру образуют корпус 15 и боковые диски 2 и 14. По обе стороны области зацепления 6 в корпусе имеются полости А и Б, соединенные с линиями давлений Р₁ и Р₂.

При вращении шестерен 1 и 9 выходящие из зацепления зубья создают разряжение. Под действием атмосферного давления жидкость поступает в полость А насоса. Перекачиваемая по периферии во впадинах между зубьями жидкость из полости А переносится в полость Б и вытесняется в линию Р₂ (рис. 2.2, б).

Частота вращения ведущего (приводного) вала 3 может достигать до 4000 об/мин. Эти насосы отличаются большим сроком службы, который при качественном исполнении и правильной эксплуатации (чистота рабочей жидкости, ее своевременная замена и т.д.) достигает 5000 часов и более.

Наиболее распространены простейшие машины описанного ранее типа. Они имеют наименьшую стоимость среди всех объемных ГМ и применяются в менее ответственных случаях для работы при средних и малых давлениях (Р_н < 10 МПа).

Рис. 2.2. Шестеренный насос внешнего зацепления:

1 и 9 -шестерни; 2 и 14 -боковые диски: 3 - ведущий вал; 4 - подшипник качения; 5 - уплотнение; 6 -область зацепления; 7 и 11 - полости для отвода утечек; 8 и 13 - подшипники скольжения; 10 -камеры под дисками; 12 - пружины; 15 -корпус;

 

Процесс подачи шестеренной ГМ виден на рис. 2. 3, а.

Текущее значение подачи Q_т, вытесняемой в полость Р₂, представляет собой алгебраическую сумму объемов, вытесняемых и поглощаемых в результате перемещения ее условных подвижных стенок 1-2, 2-3 и 7-8-9: Q_т = Q_1-2 + Q_3-4 - Q_7-8 - Q_8-9.

Соответственно расход, поступающий в полость А, определяется перемещением стенок 5–6, 10–11 и 7–8–9.

Одному рабочему циклу машины соответствует поворот шестерен на угловой шаг 2p/i. При этом сечения 1 - 2 и 3 – 4 переходят в положение 1’- 2’ и 3’ – 4’, а точка 8 контакта зубьев перемещается по линии аа зацепления (рис. 2.3, б), благодаря чему длина отрезков 7–8 и 8–9 изменяется. Это вызывает переменность подачи Q_т на протяжении рабочего цикла. Поскольку крутящий момент на валу машины определяется действием сил давления на те же подвижные стенки, то его величина пульсирует так же, как и Q_т.

Рис. 2.3. Схемы рабочего процесса шестеренной гидромашины:

а – перемещение жидкости при вращении шестерен; б - зацепление шестерен с разгрузочными канавками; в – изменение идеальной подачи: г – неравномерность подачи в зависимости от числа зубьев;

2p/i - угловой шаг; i = z – число зубьев; М - запертый объем; S и Т -разгрузочные канавки; t = 2prcos a/i -основной шаг зацепления; r - средний радиус (радиус начальной окружности); a -угол зацепления; b - ширина шестерни; h = 2,2 m – высота зуба; m – модуль зацепления.

Величина Q_{и мин} зависит от конструктивных особенностей машины. Обычно для улучшения герметичности и плавности хода шестерни выполняют с перекрытием зацепления, т.е. так, что угол поворота, соответствующий контакту двух зубьев (1–2’ на рис. 2.3, в) превышает угловой шаг 2p/i.

Тогда на протяжении части цикла зацепления (1–2 и 1’-2’) в контакте находятся одновременно две пары зубьев. Объем жидкости М (рис. 2.3, а) между ними оказывается запертым.

Вступление в контакт каждой последующей пары зубьев вызывает скачкообразное изменение Q_т (4–1 на рис. 2.3, в) из-за внезапного изменения длины замыкающих отрезков 7–8–9 до 7’–8’–9’ (рис. 2.3, а). При этом пульсация подачи DQ’ будет максимальной. Велики и пульсации давления в объеме М, который при вращении сначала уменьшается, а затем увеличивается. На рис. 2.3, в процессу уменьшения запертого объема соответствует площадь 4-1-5, а процессу увеличения – площадь 2-3-5.

Запирание жидкости вызывает шум в машине и ударную нагрузку подшипников. В насосе это ведет к усилению пульсации крутящего момента на приводном валу, а в гидромоторе, нагруженном постоянным моментом сопротивления, - к усилению пульсаций давления в подводящей линии.

Для ослабления этих явлений, в зоне зацепления, на одном из торцов боковых дисков выполняют разгрузочные канавки S и Т (рис. 2.3, б).

Канавка S соединяет запертый объем М во время его уменьшения с областью Р₂ и пульсация подачи снижается до DQ. При этом график Q_ит следует линии 5-7-5’ вместо линии 4-1-5-7-4’ при запирании.

Во время возрастания запертого объема канавка Т соединяет его с полостью Р₁, из которой в него поступает объем жидкости 2-3-5. Для этого расстояние между канавками, равное t cos a, определяется основным шагом зацепления t = 2pr cos a/i (r - радиус начальной окружности) иуглом зацепления a (рис. 2.3, б).

Переключение соединения запертого объема с канавками будет происходить при его наименьшей величине, когда точки контакта 8 и 8’ равноудалены от полюса зацепления С (рис. 2.3, б). На графике подачи этому моменту соответствует точка 5.

В описываемом случае использования запертого объема минимальная подача при контакте в точках 8 и 8’, т.е. при максимальной длине отрезков 7-8-9,

 

Q_{и мин} = (r_r² – r² – t² /4w) b.

При квадратичном законе изменения Q_т значения Q_{и мах} и Q_{и мин} позволяют определить среднюю подачу Q_и . Для квадратичной параболы (рис. 2.3, в) площадь 5-6-7 составляет 1/3 площади 5-6-7-8. Поэтому

 

Q_и = Q_{и мах} - DQ /3 = (r_r² – r² – t² /12) wb.

Неравномерность подачи шестеренного насоса

 

s= ∆ Q = (t² /12) / (r_r² – r² – t² /12).

Для приближенной оценки подачи Q_и, применяя величины, обозначенные на рис. 2.2 и 2.3, а, чаще всего используют выражение

Q_и = q n = 2p2rhbn = pD (D_н – D_в) bn,

q = pDhb = 2prhb = 2,2pm²zb = 6,91Dmb.

 

Где: q - рабочий объем насоса; n – частота вращенияшестерен; D = 2r = m z – диаметр начальной окружности; r – радиус начальной окружности; m – модуль; z -число зубьев шестерни; h = 2,2 m = (Dн – Dв)/2 – высота зуба; Dн и Dв – наружный и внутренний диаметр шестерни; b – ширина шестерни.

Из формулы видно, что рабочий объем насоса q увеличивается пропорционально числу зубьев z = i в первой степени и квадрату модуля m². Для увеличения подачи насоса целесообразнее увеличивать модуль зацепления m за счет снижения числа зубьев z. На практике обычно применяют насосы с числом зубьев z = 8 – 18.

Рабочий объем насоса учитывается в его маркировке. Например, НШ 32 – насос шестеренный, рабочий объем насоса приблизительно 32 см³. Насос предназначен для работы на минеральных маслах с кинематической вязкостью (60-70) 10^-6 м²/с (60-70 сСт) – летом, (50-60) 10^-6 м²/с (50-60 сСт) – зимой.

Учитывая объем зуба равным объему впадины, рабочий объем ГМ q рассматривают как объем кольца со средним радиусом (радиусом начальной окружнлсти) r, шириной b и толщиной h. При некоррегированном зацеплении с модулем m размеры шестерен выражают через модуль и зависимости для Q_и и s приводят к более удобному виду

 

Q_и = 2pm²b[i + 1 – (p cos a)²/12] n;

s= ∆ Q = (p²/4) cos²a/[i + 1 - (p cos a)²/12]» 2,46 cos² a/i.

 

Даже при условии использования запертого объема неравномерность подачи шестеренных машин велика. Она значительно превышает неравномерность подачи других объемных машин. Это видно на рис. 2.3, г, где показана зависимость s= ∆ Q= f(i) для стандартного угла зацепления a = 20⁰, подсчитанная по последней зависимости. Снижение неравномерности требует увеличения числа зубьев i. Однако это ведет при заданном объеме V₀ к необходимости увеличения r или b, т.е. к увеличению габаритных размеров и массы машины.

Одностороннее действие на шестерни давления Р₂ порождает значительные нагрузки на подшипники 8 и 13 (см. рис. 2.2).

Неравномерность подачи вызывает пульсацию этих нагрузок. Увеличение числа i, вызывая увеличение размеров шестерен, ведет также к возрастанию нагрузок на подшипники. В любом случае неблагоприятные условия работы подшипников заставляют увеличивать их размеры, что также приводит к возрастанию размеров машины.

В шестеренных гидромоторах большие значения s вызывают неравномерность вращения и пульсации давления в гидропередаче. Поэтому шестеренные гидромоторы применяются сравнительно редко.

Потери энергии на трение в шестеренных машинах велики. Они обусловлены трением торцов шестерен о боковые диски 2 и 14, торцов II зубьев о корпус 15 и трением в подшипниках 8 и 13 и уплотнении 5 (см. рис. 2.2).

Утечки из области Р₂ в область Р₁ и связанные с ними потери энергии происходят через торцевые зазоры I, через радиальные зазоры II и через неплотности зацепления в области 6. В шестеренных ГМ, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры II трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определена только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников.

Износ подшипников нарушает герметичность машины. Для уменьшения утечек по торцевым зазорам часто применяют гидравлический поджим боковых дисков. Для этого в камеры 10 боковых дисков 14 подводят РЖ под давлением Р₂. Начальный поджим производится пружинами 12. Для самоориентации шестерен 1 и 9 между боковыми дисками, а также для отвода утечек области 11 и 7 за торцами осей шестерен соединяют с областью Р₁. Незначительная остаточная осевая сила, действующая на ведущий вал, воспринимается подшипником 4.

Из-за отсутствия самоуплотнения радиальных зазоров утечки в шестеренных машинах, при прочих равных условиях, больше, чем в пластинчатых. Большими являются и их габаритные размеры и масса. Шестеренный насос чрезвычайно сложно сделать с регулируемым объемом q. Устранение приведенных недостатков связано с существенным усложнением шестеренных машин.

Так, равномерность подачи можно увеличить путем применения косозубых и шевронных шестерен. Шестеренные машины более совершенных и компактных, но зато более сложных и дорогостоящих конструкций имеют достаточную выравненность подачи и способны работать при высоких давлениях (Р_н = 15-20 МПа = 150-200 бар).

Улучшить энергетические и массовые показатели можно путем использования ГМ с внутренним зацеплением (рис. 2.4).

Ведущая шестерня с наружными зубьями расположена внутри охватывающего ее ведомого зубчатого венца с внутренними зубьями и уплотняющего серповидного элемента. Подводящее В и отводящее Н окна размещаются в боковых крышках корпуса.

Охватывающая шестерня (венец) вращается в расточке корпуса, образуя с ним развитый подшипник скольжения, способный работать под большими нагрузками.

Такие насосы применяют в системе смазки переднеприводных автомобилей ВАЗ-2108 и др. Насос установлен на торце коленчатого вала двигателя.

По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при практически одинаковых рабочих объемах значительно превосходят насосы с наружным зацеплением, в том числе, за счет большего перекрытия зубьев.

Преимуществом насосов с внутренним зацеплением по сравнению с пластинчатыми является отсутствие контактного трения, возникающего между пластинами и статором и ограничивающего максимального давления пластинчатого насоса. В насосе с внутренним зацеплением шестерни ориентированы подшипниками и всюду, кроме места зацепления, могут быть гарантированы зазоры, определяемые точностью изготовления. Если точность изготовления позволяет получить малые зазоры, то такие насосы способны работать с малыми утечками при давлениях, превосходящих пределы, доступные для пластинчатых ГМ.

Рассмотрим несколько шестеренных насосов /1/.

Рабочие камеры шестеренного насоса НШ32У (рис. 2.5 - лист 63) ограничены ведущим 3, ведомым 2 зубчатыми колесами и втулками 1, 4, 6, 7. РЖ поступает во входное отверстие и заполняет объемы впадин между соседними зубьями шестерен. При вращении вала насоса эти объемы переносятся в зону нагнетания, где шестерни входят в зацепление и зубьями вытесняют РЖ в линию нагнетания. Втулки 1, 4, 6, 7 изготовлены из антифрикционного материала. Их боковые поверхности замыкают рабочие камеры по торцам зубчатых колес, а центральные расточки служат опорами скольжения.

Для уменьшения перетечек РЖ из полости высокого в полость низкого давления в насосе предусмотрено автоматическое регулирование осевых зазоров по торцам зубчатых колес. С этой целью правая пара втулок 6, 7 выполнена «плавающей».

РЖ из линии нагнетания поступает в полость «а» и создает на поверхности втулок силу гидростатического давления. Эффективная площадь полости «а» выбирается таким образом, чтобы прижимающая сила несколько превышала отжимающее усилие, действующее на втулки со стороны рабочих камер насоса. Уплотнение камеры «а» осуществляется манжетным уплотнением 5. Для предотвращения перетечек из полости «а» в зоне всасывания насоса установлено специальное уплотнение 8.

Рабочие чертежи качающего узла и оригинальных уплотнений насоса приведены на рис. 2.6 и 2.7 (листах 64,67).

На рис. 2.8 и 2.9 (листах 69 и 70) изображен внешний вид и разрезы шестеренного насоса типа НШ50-2.

При работе насоса осуществляется автоматическое регулирование осевого и радиального зазоров. Регулирование осевого зазора осуществляется за счет поджима платика 12 к боковым поверхностям зубчатых колес. С этой целью в глухую камеру, образованную деталями 11 и 12, подводится РЖ из зоны нагнетания насоса. Радиальный зазор компенсируется за счет поджима обоймы 5. Усилие поджима обусловлено давлением РЖ на поверхность манжеты 20, установленной в выходном отверстии корпуса 4 насоса.

 

Рис. 2.5. Насос типа НШ32У

 

 

Рис. 2.6. Колесо зубчатое ведущее

 

Рис. 2.7. Уплотнения

Рис. 2.8. Насос типа НШ 50-2

1 - вал-шестерня ведомая; 2 - втулка центрирующая; 3 - вал-шестерня ведущая; 4 - корпус; 5 - обойма поджимная; 6 - обойма подшипниковая; 7 - кольцо пружинное упорное; 8 - кольцо опорное; 9 - манжетное уплотнение; 10 - пластина; 11, 16 - манжеты торцевого уплотнения; 12 - платик; 13 - пробка транспортная; 14 - кольцо уплотнительное; 15 - крышка задняя; 17 - кольцо предохранительное; 18 - кольцо уплотнительное специальное; 19 - пластина опорная; 20 - манжета радиального уплотнения.

 

 

Рис. 2.9. Платик

Таблица

 

Технические характеристики насосов

типа НШ32 У и НШ46У

Тип насоса НШ32 У НШ46У

Рабочий объем, м³ 31,7х10^-6 45,7х10^-6

Максимальное давление, МПа:

для тракторов, работающих с

почвообрабатывающими орудиями 17,5 15,0

для СДМ и тракторов, работающих

с погрузочно-разгрузочными орудиями - 11,0

Номинальное давление 14,0 10,0

Частота вращения, с^-1:

минимальная 16 20

номинальная 32 25

максимальная 40 32

Объемный КПД (испытание при температуре

50⁰С и номинальном режиме при давлении

на входе в насос 0,08 МПа), не менее 0,92 0,92

Масса без присоединительной арматуры, кг,

не более: с втулками из сплава Бр05Ц5С5 6,6 7,0

с втулками из алюминиевого сплава АМ07-3 5,3 5,75