Rozrząd czołowy

W pompach i silnikach wielotłoczkowych osiowych, zarówno z wychylną tarczą, jak też i z łamanym korpusem, od dziesięcioleci dominuje rozrząd czołowy. Przyczyną jest głównie prostota jego konstrukcji przy jednoczesnej dużej szczelności. Mechanizm ten pozwala też na łatwe konstruowanie jednostek o zmiennej wydajności.

Rys. 2.1. Budowa i wymiary charakterystyczne rozrządu czołowego

Typową konstrukcję i najważniejsze wymiary rozrządu czołowego pokazuje rys. 2.1.

Charakterystycznymi wymiarami „nerkowatych” okien w bębnie cylindrowym są szero-kość bo i długość okna lo. Długość okna jest zwykle zbliżona do średnicy tłoczka dtl. Stosu-nek szerokości okna do średnicy tłoczka opisany jest natomiast współczynnikiem szeroko-ści okna mo. Dla typowych, spotykanych w praktyce rozwiązań wartość współczynnika szerokości mieści się w przedziale od 0,25 do 0,6 dtl. Przy spotykanym najczęściej, zaokrą-glonym kształcie zakończeń okna jego powierzchnia całkowita Ao wynosi wtedy od 0,3 do 0,7 powierzchni tłoczka. Średnica podziałowa Do jest przy tym kształcie okien równa śred-nicy podziałowej tłoczków Dtl.

Rys. 2.2. Odmiany konstrukcyjne rozrządu czołowego: a) kolektor z rowkami odciążającymi, b) bęben z oknami okrągłymi

2.1. Rozrząd czołowy 21 Odmianą konstrukcyjną opisanego powyżej mechanizmu jest pokazany na rys. 2.2b bęben cylindrowy o oknach okrągłych. Okno ma średnicę równą 0,60,85 dtl, a jego po-wierzchnia jest równa 0,360,7 powierzchni tłoczka. Średnica podziałowa okien D_o wynosi dla tej wersji 0,70,9 średnicy podziałowej tłoczków D_tl. Konstrukcja kolektora czołowego jest w obu przypadkach taka sama: szerokość kanałów ssawnego i tłocznego bc oraz ich średnica podziałowa Dc są równe odpowiadającym im wymiarom bo i Do. Parametrem zmiennym jest natomiast szerokość mostka rozrządczego bm, czyli minimalna odległość pomiędzy kanałami S i T. Odległość ta nie może być mniejsza od długości lo (lub średnicy do) okna, gdyż powodowałoby to gwałtowne przecieki podczas przejścia okna przez mo-stek. Zastosowanie dodatniego przekrycia na mostku (bm > lo), najłatwiejsze z technolo-gicznego punktu widzenia, powoduje chwilowe odcięcie komory roboczej od obu kanałów kolektora. Okres tego odcięcia odpowiada obrotowi wału o kąt:

c

nazywany kątem zaślepienia komory. Zakładając symetrię rozrządu i położenie zwrotne tłoczków dla _w = 0, otrzymamy opóźnienie fazowe otwarcia okna względem ruchu tłoczka o kąt  = s/2. Celem uniknięcia zjawisk dynamicznych wywołanych przez zaślepienie komory, stosowane bywają rowki odciążające pokazane przykładowo na rys. 2.2a.

2.1.1. Kinematyka elementów roboczych jednostki z rozrządem czołowym Zależności opisujące kinematykę elementów roboczych pompy lub silnika analizować można w funkcji czasu t lub położenia kątowego wału napędowego w. Ze względu na cykliczny charakter ruchów wykonywanych przez wszystkie elementy maszyny i stały okres wynoszący zawsze 2, będą one rozpatrywane wyłącznie w funkcji kąta obrotu. Po-zwala to na ograniczenie wszelkich prowadzonych analiz do jednego pełnego obrotu wału.

Założenie to dotyczy zarówno jednostek z rozrządem czołowym, jak też i krzywkowym.

Analizując kinematykę tłoczków i bębna, należy rozróżnić dwa podstawowe typy maszyn wykorzystujących rozrząd czołowy. Są to jednostki (pompy lub silniki) z wychylną tarczą lub z wychylnym (łamanym) korpusem. Schemat kinematyczny jednostki z wychyl-ną tarczą pokazano na rys. 2.3. Bęben cylindrowy takiej jednostki wykonuje wraz z tłocz-kami jednostajny ruch obrotowy z prędkością kątową . Tłoczki opierają się za pośrednic-twem stopek hydrostatycznych o nieruchomą tarczę oporową nachyloną pod kątem . Stały kontakt stopek z tarczą w fazie wysuwania tłoczka z bębna cylindrowego zapewniony jest przez separator, sprężyny dociskowe lub nadciśnienie w kanale ssawnym. Wymusza to ruch posuwisto-zwrotny zespołów tłoczek-stopka hydrostatyczna. Zakładając, że w chwili t = 0 tłoczek znajduje się w wewnętrznym położeniu zwrotnym (xtl = 0), można zapisać równa-nie jego ruchu w postaci [56]:

)

Amplituda skoku tłoczka stl, równa połowie skoku ma wartość:

tg s_tl  D^tl

2 , (2.3)

gdzie: Dtl  średnica podziałowa otworów w bloku cylindrowym,

  kąt nachylenia tarczy oporowej.

Prędkość liniowa tłoczka vtl i działające nań przyspieszenie atl wynoszą odpowiednio:

Rys. 2.3. Schemat kinematyczny jednostki z wychylną tarczą

Ze względu na ruch obrotowy wykonywany przez zespół bęben cylindrowy-tłoczki, na te ostatnie działa dodatkowo przyspieszenie dośrodkowe artl wynoszące:

2

2 

 ^tl

rtl

a D . (2.6)

Zależności powyższe stosuje się wyłącznie w jednostkach, w których osie tłoczków są równoległe do osi wału napędowego. W chwili obecnej spotyka się też jednostki ze stoż-kowym rozmieszczeniem tłoczków w bębnie, dla których równania ruchu mają bardziej złożony charakter.

Bardziej skomplikowana sytuacja panuje też w przypadku jednostek z wychylnym korpusem, pokazanych na rys. 2.4. W maszynach tych wirnik nie jest napędzany bezpo-średnio przez wał pompy. Moment obrotowy przekazywany jest z wału przez korbowody tłoczków (rys. 2.4a), przez centralnie usytuowany przegub Cardana (rys. 2.4b) lub stożko-wą przekładnię zębatą (rys. 2.4c). Napęd za pośrednictwem korbowodów lub pojedynczego przegubu Cardana powoduje cykliczne wahania prędkości kątowej wirnika w. Dla najbar-dziej rozpowszechnionej wersji, przedstawionej na rys. 2.4a, równanie zmian prędkości kątowej wirnika, napędzanego przez dwa symetrycznie rozmieszczone tłoczki, ma postać [18]:

2.1. Rozrząd czołowy 23

Rys. 2.4. Schemat kinematyczny jednostek z wychylnym korpusem

W rzeczywistej pompie lub silniku ilość tłoczków ntl wynosi zwykle 7 lub 9. Oznacza to, że rolę napędu wirnika przejmują cyklicznie kolejne tłoczki. Przedział kąta obrotu wału, w którym dany tłoczek napędza wirnik, opisuje zależność [56]:

w tl

tl n

n    

 

2 4 3 2

4

3    

. (2.8) Przy często spotykanej w omawianych jednostkach wartości kąta wychylenia wirnika

 = 25 oraz liczbie tłoczków ntl = 9 oznacza to, że prędkość kątowa wirnika w będzie się cyklicznie zmieniać w przedziale (0,9631,03)  . Dla ntl = 7 zakres zmian prędkości wir-nika w wzrasta do (0,9541,039)  . Pulsacja prędkości wirnika sięga zatem od 7 do prawie 9% i rośnie w miarę zwiększania kąta . Trajektoria opisywana przez tłoczki ma także złożony charakter. Wynika to z faktu, że główki korbowodów związane są na stałe z wałem napędowym. Tor zakreślany przez główki ma kształt kołowy, podczas gdy tor zakreślany przez punkt przecięcia osi tłoczka z płaszczyznę czołową wału napędowego jest elipsą. Jeśli kąt wychylenia wirnika  jest różny od 0, kąt  pomiędzy osią tłoczka a osią korbowodu musi podlegać cyklicznym zmianom. Spowodowane tym odchyłki między rzeczywistym położeniem tłoczka a położeniem opisanym przez równanie 2.2 mają jednak w rzeczywistych maszynach pomijalnie małą wartość x_tl  0,0005  D_tl [18]. Dzięki temu bez popełniania istotnych błędów można w opisie kinematyki tłoczka stosować równanie 2.2. W przypadku równań 2.4 i 2.5 należałoby jednak dokonać korekty uwzględniającej pulsację prędkości kątowej wirnika. Zależności te przyjmują więc postać:

w tl

tl k s

v  _  sin , (2.9)

w tl

tl k s

a  _² ²cos , (2.10)

gdzie: k_  współczynnik korekcyjny zależny od liczby tłoczków ntl i kąta wychylenia .

Dla omówionego powyżej przypadku, gdy  = 25, wartość k wyniesie 1,03 dla ntl = 9 oraz 1,039 dla ntl = 7. Korekcie należy poddać też wartość przyspieszenia dośrodkowego artl, działającego na wirujące wraz z bębnem tłoczki: