нового уплотнительного кольца 5; образованная этим кольцом фигурная камера 7 соединена с помощью канала 6 с камерой всасывания. Величи­ ну и расположение этой камеры подбирают, обеспечивая максимальную равномерность распределения удельной нагрузки.

С этой же целью поджим втулок часто осуществляют с помощью нагруженных рабочим давлением специальных поршней, расположен­ ных по окружности втулок (рис. 100). Дифференциальный поджим вту­ лок в этом случае достигается либо соответствующим выбором диамет­ ров поршней k (рис. 100, а), либо раздельным питанием каждого из них (рис. 100,6), которое обычно осуществляется отбором жидкости из со­ ответствующей зоны радиального зазора.

МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ И МНОГОШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ

Для повышения давления жидкости применяют многоступенчатые шестеренные насосы. Путем последовательного или параллельного со­ единения в одном агрегате нескольких пар шестерен можно либо повы­ сить давление, либо обеспечить несколько ступеней расхода или увели­ чить расход.

На рис. 101 представлена конструкция и схема трехступенчатого шестеренного насоса с последовательным соединением (канализацией).

Рис. 101. Конструкция и схем а трехступенчатого ш есте­ ренного насоса

Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет переливной кла­ пан, отрегулированный на соответствующее давление.

Применение двух- и трехступенчатого насоса может практически удвоить и утроить давление, однако при этом понижается общий к. п. д. агрегата, так как первые ступени должны быть рассчитаны на превы­

172

шение потребной производительности, необходимое для обеспечения на­ дежного питания последующих ступеней.

Для повышения расхода или получения нескольких ступеней его применяют многошестеренные насосы с тремя (рис. 102) и более шестер­ нями, размещенными вокруг центральной ведущей шестерни. Подшип-

Рис. 102. Трехш естеренный насос

ники ведущей шестерни такого насоса разгружены от усилий давления

жидкости на шестерню.

В о п р о с ы к о н с т р у и р о в а н и я и и з г о т о в л е н и я . Шестер­ ни насосов, применяющихся в самолетных гидросистемах, обычно вы­ полняются за одно целое с осями (см. рис. 98). Подобная конструкция обладает преимуществом для шестерен малого размера, в которых раз­

и вале обычно выполняют с учетом посадки с небольшим натягом (0,005—0,01 мм). Для улучшения условий сохранения масляной пленки

173

по торцам шестерен в некоторых насосах их сажают на вал на скользя­ щей посадке. Это позволяет торцовым поверхностям шестерен занять по отношению к торцам сопряженных деталей положение, которое наи­ более соответствует характеру распределения и величине давления в торцовом зазоре.

Рис. 104. Ш естеренный насос с шпоночным соединением ш естерен с валом

Герметизацию выходных валиков насосов осуществляют с помощью одного или двух уплотнительных колец, причем при применении двух колец одностороннего или двухстороннего действия (см. рис. 103) про­ странство между ними обычно соединяется через внутреннее сверление

вкорпусе с полостью всасывания насоса либо е дренажной трубкой.

Внекоторых конструкциях в корпусе насоса размещают также пре­ дохранительный клапан (рис. 105). Недостатком подобных насосов является то, что тепло, выделяющееся при работе клапана, вызывает перегрев насоса и жидкости.

Рис. 105. Ш естеренный насос с предохранительны м клапаном

Числа зубьев ведомой и ведущей шестерен обычно равны; в некото­ рых случаях для уменьшения износа профиля число зубьев одной из ше­ стерен увеличивают на один зуб.

174

Для упрощения изготовления и обеспечения требуемого торцового зазора применяют конструкции, в которых центральная часть корпуса

том рабочих поверхностей зубьев по всей их ширине (длине зуба), со­ храняющим неизменную величину в процессе зацепления. При неточном изготовлении профилей это приводит к толчкообразному движению ве­ домой шестерни, шуму и быстрому износу рабочих поверхностей.

Эти недостатки устранены в косозубых (рис. 106, а) и шевронных (рис. 106,6) шестернях. Вход в зацепление зубьев и выход из него в этих шестернях происходит постепенно, благодаря чему уменьшается влияние погрешностей в профиле зуба и достигается плавная и бесшум­ ная работа.

отсутствует пульсация подачи и момента и запирание жидкости во впа­ динах. Для устранения пульсации необходимо обеспечить условие, чтобы произведение b tgcp равнялось t, 21, 3/ и т. д., где ср — угол наклона зубь­ ев и b — ширина шестерни. Угол ср выбирают таким, чтобы сдвиг зубьев по окружности на торцах шестерен составлял половину шага. Практи­ чески этот угол обычно не превышает 7—10°.

При работе косозубых шестерен возникают осевые усилия, которые прижимают шестерни к торцам корпуса. Этот недостаток устранен в насосах с шевронными шестернями (рис. 106,6). В шевронных шестер­ нях угол наклона зубьев ср обычно равен 20—25°.

Зубья шевронных шестерен часто служат лишь для герметизации

ивытеснения жидкости, передача же крутящего момента происходит через пару прямозубых шестерен, размещаемых вне корпуса насоса.

Расчетная производительность шестеренных насосов с косозубыми

ишевронными шестернями может быть приближенно определена по выражению (211).

ШЕСТЕРЕННЫЕ ГИДРОМОТОРЫ

Шестеренные насосы в практике часто используют в качестве гидро­ моторов, для чего их обычно подвергают некоторым конструктивным доработкам.

Из схемы, представленной на рис. 107, видно, что жидкость, подво­ димая от источника давления в полость а шестеренного насоса, дей­ ствуя на зубья шестерен, образующие замкнутую камеру агрегата, раз­

175

вивает крутящий момент, величина которого равна произведению пло­ щади рабочей части профиля зуба на расстояние центра давления этой площади до оси шестерен и на рабочее давление жидкости.

Как и в ранее рассмотренном случае (см. рис. 90), мгновенными рабочими площадями будут служить части профилей зубьев, контакти­ рующих с корпусом, лежащие выше точки зацепления с. Так как точка зацепления при повороте шестерен изменяет свое положение на линии зацепления, будут также изменяться и размеры рабочих площадей, а следовательно, будет изменяться и развиваемый агрегатом мгновенный крутящий момент. Колебания момента будут подобны как по величине, так и по характеру колебаниям подачи насоса (см. рис. 91).

Величина эффективного крутящего момента Л4эф мотора равна

— Л4тТ]Мех.м,

где г]мех м — механический к. п.д. мотора.

При изготовлении шестеренных моторов следует максимально уменьшать зазоры в подшипниках и гарантировать радиальный зазор между корпусом и шестернями (особенно со стороны, противоположной рабочей полости мотора) при нагружении шестерен давлением. Целесо­ образно также применять разгрузку подшипников от радиальных усилий давления жидкости на шестерни, как это показано на рис. 96, что умень­ шает трение и облегчает пуск мотора под нагрузкой.

Шестеренные моторы удовлетворительно работают в диапазоне числа оборотов от 100 до 10 000 об/мин. Следует отметить, что при малых числах оборотов стабильность оборотов шестеренных моторов при изменении нагрузки будет меньше, чем поршневых. Кроме того, пуль­ сация момента вращения шестеренных моторов больше, чем поршневых.

ния в смъ\мин\ Чм— рабочий объем мотора в см?.

Фактическое число оборотов

Яф = — Чоб ОбIмин,

Ям

где г)об — объемный к. п. д. гидромотора.

176