насоса при переходе камеры насоса из полости всасывания в полость нагнетания. Последний процесс сопровождается акустическим эффек­ том— характерным щелчком, который повышается с повышением перепада давления в полостях насоса и с повышением скорости пере­ хода камеры из полости всасывания в полость нагнетания. При извест­ ных условиях чередование таких щелчков входит в частотный спектр насоса, характеризующий уровень его шума.

Выбор рабочих параметров насоса

Для обеспечения герметичности насоса расстояние (перемычка) между соседними всасывающим и нагнетательным окнами должно быть несколько больше, чем наибольшее возможное расстояние между кон­ цами двух соседних пластин в положении их на этой перемычке.

При выборе разности радиусов г2 и гх профильных участков статора, определяющей величину рабочей высоты лопастей h = r 2 — гь исходят из того, что увеличение высоты приводит к повышению момента от дав­ ления жидкости, защемляющего пластину в пазу ротора, а уменьше­ ние — к понижению производительности и объемного к. п. д. насоса. Для насосов небольшой производительности величина h может быть равной или меньше 0,4 полной высоты пластины. Число пластин равно 10—16 (обычно 12 пластин). Толщина пластин 2—2,5 мм; ширина статора и ротора (длина пластин) 20—40 мм. Средняя скорость течения жидкости во всасывающих окнах не превышает 1,5—2 м/сек.

В разгруженном насосе (насосе двухкратного действия) всасыва­ ние (и нагнетание) происходит на сравнительно небольшом участке кривой статора, что значительно ухудшает условия питания насоса. Для улучшения питания масло подводят через расположенные друг против друга окна, которые сообщены между собой каналами.

Применяемые материалы

Ротор 1 и статор 4 изготовляют из легированных сталей с цианиро­ ванием, боковые диски 2 — из кремнистой или марганцовистой бронзы, корпус и крышки — из чугуна (см. рис. 80). Подшипники скольжения изготовляются из медносвинцовистых или серебрянокадмиевых мате­ риалов, допускающих удельные давления до 100 кГ/см2. Хорошие результаты показали подшипники скольжения с вкладышами, покрыты­ ми серебром толщиной 0,5 мм. Такие подшипники допускают удельное давление (нагрузку) до 140—150 кГ/см2.

Пластины 3 изготовляют из вольфрамистых (быстрорежущих) ста­ лей и калят до HRC 63—65. Применение быстрорежущей стали необ­ ходимо, чтобы предотвратить отпуск конца пластины, контактирующей со статором, который ведет к быстрому ее износу. Последнее обуслов­ лено тем, что пластины прижимаются к статору в зоне всасывания значительным усилием, которое выдавливает жидкость, находящуюся между пластиной и статором, в результате чего возникает сухое трение и нагревание поверхностного слоя пластины по месту контакта ее со статором до температуры выше температуры отпуска стали.

ПЛАСТИНЧАТЫЙ НАСОС ТРЕХКРАТНОГО ДЕЙСТВИЯ

Выпускаются также пластинчатые насосы трехкратного действия (рис. 83). Расчет производительности подобного насоса с радиальным расположением пластин вычисляется по выражению [см. также фор­ мулу (197)]

151

РАЗГРУЗКА ПЛАСТИН

Для уменьшения радиальной силы давления пластин на статорное кольцо их разгружают путем комплектовки двух пластин (рис. 84, а) в общем пазу ротора. Каждая пластина свободно перемещается в пазу относительно другой, благодаря чему они плотно прилегают к их про­ фильному кольцу по двум кромкам.

Полости над и под пластинами соединяются между собой каналом, имеющим большое сопротивление, вследствие чего в полости над пла­ стиной давление будет меньше, чем в полости под ней.

На рис. 84, б показана пластина, в которой на трех из четырех тор­ цов выполнены канавки, благодаря чему она частично уравновеши­ вается в радиальном направлении от сил давления жидкости.

На рис. 84, в показана пластина, на верхнем торце которой, кон­ тактирующем со статорным кольцом, выполнена канавка, соединяю­ щаяся при помощи отверстия с полостью нижнего торца.

Схемы насосов с этими пластинами обычно выполняются так, что полости пазов под пластины сообщаются с всасыванием и нагнетанием лишь на рабочих участках, в промежутках же такое сообщение отсут­ ствует (рис. 85). При прохождении этих промежуточных участков, спрофилированных по радиусу из центра ротора, происходит автомати­ ческая разгрузка пластин, так как давление в пространстве (камере) между уплотнительными кромками пластин становится равным средне­ му арифметическому между давлениями всасывания и нагнетания.

Для большей надежности контакта пластин со статором при про­ ходе ими зоны всасывания в проточках в телах пластин обычно разме­ щают пружины (на схеме не показаны), прижимающие пластины к направляющему кольцу. Для плавного нагружения пластины ра­ диальной силой давления жидкости на разделительной перемычке со стороны нагнетательного окна выполнена щелевидная прорезь (рис. 85,6). Применяются также иные способы разгрузки пластин от ра­ диальных сил.

Нетрудно видеть, что в насосах этой схемы (см. рис. 85, а) пласти­ ны, работая одновременно по схеме радиально-поршневого насоса, вса­ сывают и нагнетают жидкость, что компенсирует объем, занимаемый пластинами, в соответствии с чем производительность подобных насосов можно рассчитать по выражению (195).

1 5 2

Срок службы рассматриваемых лопастных насосов двухкратного действия составляет несколько тысяч часов при работе на рабочем дав­ лении.

Рассматриваемые насосы удовлетворительно работают на маслах вязкостью V = 20-K30 с с т при высоте всасывания до 5 м.

На рис. 86 приведена характеристика мощного насоса этого типа (заимствованная из американской литературы). Вязкость масла 72 сст

полный к. п. д.

ПЛАСТИНЧАТЫ Е ГИДРОМОТОРЫ

Пластинчатые агрегаты описанных типов применяют также для работы в качестве роторных гидромоторов (гидродвигателей), для чего в насосах без принудительного механического ведения пластин необхо­ димо предусмотреть лишь механизм прижима пластин к статору при пуске.

Гидромоторы однократного действия выпускаются реверсивными как в регулируемом, так и в нерегулируемом исполнении, а моторы двух­ кратного действия — нерегулируемыми и преимущественно нереверсив­ ными.

Теоретический момент пластинчатого мотора однократного действия (см. рис. 77) рассчитывают приближенно без учета влияния объема пла­ стин по выражению [см. выражения (131) и (186)]:

максимальное значение

MnKt=2pbeR=Dpbe\

Для практических целей представляют интерес данные по неравно­ мерности крутящего момента гидромотора по углу поворота его вала. Неравномерность момента уменьшается с увеличением числа пластин, однако при увеличении их свыше 6—8 это снижение становится столь незначительным, что дальнейшее увеличение числа пластин нерацио­ нально.

153

Для приближенного определения степени неравномерности крутя­ щего момента пластинчатого гидромотора однократного действия с чет­ ным числом пластин можно пользоваться выражением.

при радиальном расположении пластин допускают при известном кон­ структивном исполнении реверсирование, но не допускают регулирова­ ния. Преимуществом гидромоторов двухкратного действия является практическое отсутствие радиальной нагрузки на вал от сил давления жидкости, который подвергается лишь нагрузке крутящего момента.

R-H

з *

На рис. 87 изображен типовой для гражданских самолетов гидромо­ тор двухкратного действия с радиальным расположением пластин, ко­ торый допускает реверсирование направления вращенияИзменение направления вращения вала 1 осуществляется изменением подачи жидкости в штуцер 4 или 9. Чтобы обеспечить при реверсировании постоянный прижим пластин 10 к статорному кольцу 3 и диска 6 к торцу ротора 8, применено клапанно-золотниковое устройство 5, с помощью которого жидкость независимо от направления вращения вала подво­

M = 2pfp,

где / и р — рабочая площадь пластин и плечо приложения к ней сил давления жидкости.

Подставив значения

f= b h = b(r2 —r1) и е = Г2 + г1 ,

154

ГЛАВА VII

ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ

Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внут­ реннего зацепления. Наиболее распространенным является насос пер­ вого типа, который состоит из пары сцепляющихся между собой шесте­ рен, помещенных в плотно обхватывающий их корпус, имеющий каналы в местах входа в зацепление и выхода из него (рис. 89).

Рабочее

Рис. 89. Схема шестеренного насоса

Эти насосы, в частности, насосы с цилиндрическими шестернями внешнего зацепления, являются наиболее простыми и отличаются на­ дежностью в эксплуатации, малыми габаритами и весом, долговечно­ стью, компактностью и прочими положительными качествами. Макси­

Шестеренные насосы допускают относительно высокие числа оборо­ тов, а также допускают кратковременные перегрузки по давлению, вели­ чину и длительность которых определяют в основном размерами под­ шипников. Насосы выпускаются на максимальные числа оборотов 2200 и 4000 об/мин.

Для насосов небольших расходов допускаются в некоторых конст­ рукциях более высокие обороты. Так, например, одна из иностранных

156

Весовая отдача авиационных шестеренных насосов, под которой понимается вес, приходящийся на единицу мощности, составляет 0,8—1,3 кГ/л.с. и в отдельных конструкциях доходит до 0,5—1 кГ/л.с. при давлении 210 кГ/см2. Объемный к. п.д. шестеренных насосов совре­ менных образцов доведен до 0,95—0,96, общий к. п.д. — до 0,87—0,9.

В насосах с конструктивно улучшенными узлами радиальной и тор­ цовой герметизации объемный к. п.д. достигает при номинальном дав­ лении 100 кГ/см2 значения 0,98, а механический к. п.д. — значения 0,94

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ Ш ЕСТЕРЕННОГО НАСОСА

Шестеренный насос состоит из пары сцепляющихся между собой шестерен, помещенных в плотно обхватывающий их корпус с каналами в местах начала зацепления и выхода из него (см. рис. 89).

При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубь­ ев, переносится в камеру нагнетания е, которая образована корпусом насоса и зубьями аи Ьи Ь2 и а2.

Рис. 90. Расчетные схемы шестеренного насоса

Зубья й\ и а2 при вращении шестерен вытесняют больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, освобождаемом зубьями Ьх и й2, находящимися в зацеплении. Жидкость в количестве, равном разности объемов, описываемых этими двумя парами зубьев, вытесняется в нагне­ тательную камеру е.

Механизм подачи насоса может быть иллюстрирован схемой, пред­ ставленной на рис. 90, а, здесь представлены лишь зубья, образующие в данный момент объем рабочей камеры насоса. Принимаем, что про­ должительность зацепления шестерен (коэффициент перекрытия) равна единице (е=1) и что шестерни имеют равные числа зубьев.

Мгновенная подача (расход) насоса будет зависеть от текущего положения точки зацепления О, которая при повороте шестерен на угол

р= — , где z — число зубьев, переместится с начала вступления очеред­ ной пары зубьев в зацепление по профилю одного зуба от его основания

где qx и ^ — мгновенные объемы, вытесняемые соответственно рабочими зубьями (вытеснителями) левой и правой шестерен;

157

hx и h2 —рабочие высоты соответственно зубьев аг и а2 (проекции расстояний от точки зацепления до вершин зубьев на оси симметрии последних);

Qi и Q2 —расстояния от осей вращения шестерен до центров давле­ ния некомпенсированных поверхностей зубьев аг и аъ высоты которых равны hx и h2,

(о и Ь —угловая скорость и ширина шестерен.

Принимая во внимание, что при положении точки зацепления на оси симметрии значения

Qi=ea = rH+ Y и hl = h2 = m,

где гн и т — радиус начальной (длительной) окружности и модуль за­ цепления, выражение (205) для этого случая (максимальный мгновен­ ный расход) примет вид

При повороте шестерен изменится как положение точки зацепле­ ния О, так и величины рабочих (некомпенсированных) высот зубьев hi и й2, а также параметров pi и р2. Так, например, при повороте шесте­ рен в положение, соответствующее концу зацепления рассматриваемой пары зубьев Ь\ и Ь2 (рис. 90,6), мгновенные значения этих параметров будут равны

h\ = 0 и pi = rH+m; h2 = 2m и р2 = гн.

Следовательно, величина qx в конце зацепления будет равна нулю, в соответствии с чем мгновенная подача в этом положении зубьев (мини­

Нетрудно видеть, что этому положению зацепляющихся зубьев соот­ ветствует минимальное значение мгновенной подачи.

Эта же подача соответствует для принятого условия е=1 началу за­ цепления очередной пары с той лишь разницей, что для этого случая

hi = 2m и Qi = rH+m; h2 = 2m и е2 = гн.

При перемещении точки зацепления этой пары зубьев к оси симмет­ рии подача вновь повысится до рассмотренного выше максимального значения [см. выражение (206)].

Таким образом, мгновенная подача для любого промежуточного по­ ложения точки зацепления будет находиться в интервале Q\ и Q2, при­ чем характер изменения подачи по углу поворота в пределах угла Р = 2я/г определится законом перемещения точки зацепления О и соот­ ветственно с этим — законом изменения параметров QI и Q 2.

Разность между максимальным значением мгновенной подачи Qи соответствующей положению точки зацепления на оси симметрии, и ми­ нимальной подачи, соответствующей концу зацепления пары зубьев или началу зацепления очередной пары, равна амплитуде колебания подачи

Среднее значение подачи (расхода) рассматриваемого насоса в еди­ ницу времени может быть приближенно вычислено по выражению

Сер Qi + О2 = -|-^2/я6а)^гн-]—^-j-f-26o)rHm =^2япЬт(с1п-]-т)

158

где z —число зубьев;

я —— — число оборотов шестерен;

dH= 2гн — диаметр начальной окружности.

Последнее выражение для распространенных насосов с числом зубьев г = 8-^ 15 и углом зацепления 20° с достаточной точностью (2—3%) характеризует расчетную подачу.

Если число зубьев ведомой шестерни не равно числу зубьев веду­ щей, то при расчетах следует исходить из данных ведущей шестерни.

Из приведенного следует, что производительность шестеренного на­ соса определяется лишь параметрами зацепления и не зависит от объ­ емов впадины и зуба. При сохранении условий зацепления любое умень­ шение толщины последнего будет сопровождаться лишь увеличением вредного пространства без изменения расчетной производительности на­ соса.

Для расчета производительности шестеренных насосов предложен ряд других теоретических формул, которые учитывают такие параметры, как угол зацепления, коррекцию зацепления и прочие факторы, однако все они, в отличие от приведенной выше формулы, малопригодны для практического пользования и не обеспечивают требуемой точности рас­ чета.

В случае необходимости точного определения теоретической (гео­ метрической) производительности пользуются измерением (прокачкой) при нулевом перепаде и малой скорости.

Для приближенных расчетов производительности насоса с шестер­ нями равных размеров применяют также эмпирическую формулу, по­ лученную при допущении, что насос за каждый оборот подает количест­ во жидкости, равное сумме объемов впадин (камер) обеих шестерен за вычетом объемов радиальных зазоров в зацеплении, причем принимает­ ся, что объемы впадин и зубьев равны между собой:

т и b — соответственно модуль зацепления и ширина шестерни; п — число оборотов ведущей шестерни.

Сравнение данных практических измерений с данными расчета по последнему выражению показывает, что данные измерения превышают расчетные. Последнее свидетельствует о том, что принятое в приведен­ ном выражении условие равенства объема жидкости, вытесняемой из впадин шестерен, объему рабочей части их зубьев не соответствует дей­ ствительности. Данные измерений, проведенных с насосами, имеющими число зубьев г = 8-М6, оказались близкими к расчетным при условии замены в выражении (210) значения 2я коэффициентом 6,5. В резуль­ тате получена следующая формула, рекомендуемая для шестерен с чис­ лом зубьев z = 8-М6:

Данные расчетов по этой формуле практически совпадают с резуль­ татами расчетов по приведенному выше выражению (209) и достаточно точно с данными опытов.

159