НАСОСЫ С ШЕСТЕРНЯМИ ВНУТРЕННЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

В вспомогательных авиационных гидросистемах применяются также насосы с шестернями внутреннего зацепления, схема действия которого приведена на рис. 108, а. При вращении шестерен жидкость засасывает­ ся и вытесняется через серпообразные окна в боковых крышках корпуса или через радиальные сверления в донышках впадин внешней шестерни.

Шестеренные насосы с внутренним зацеплением более сложны в из­ готовлении, чем насосы с внешним зацеплением, однако они обладают более высокой производительностью при тех же габаритах. Преимуще­ ством этих насосов является также симметричное расположение при­ водного вала относительно корпуса, что позволяет уменьшить габариты насоса.

Рис. 108. Схемы насосов с шестернями внутреннего зацепления

Число зубьев внутренней шестерни (с внешними зубьями) обычно на 2—3 зуба меньше, чем кольцевой шестерни. Для разделения всасы­ вающей и нагнетательных полостей (камер) применяется серпообраз­ ный элемент (разделитель) а. Насосы пригодны для работы при давле­ ниях до 100 и реже 140 кГ/см2 и числах оборотов до 5000 об/мин.

Производительность шестеренного насоса с внутренним зацепле­ нием можно рассчитать по формуле (211), причем все входящие в нее параметры должны быть взяты по ведущей шестерне (с внутренними зубьями).

В последнее время появились подобные насосы со специальным профилем зуба (см. рис. 108,6), в которых отсутствует разделительный элемент. Внутренний ротор этих насосов имеет на один зуб меньше, чем внешний элемент (кольцевая шестерня). Межзубовые впадины сообща­ ются с всасывающими и нагнетательными каналами с помощью серпо­ образных окон или радиальных сверлений во впадине кольцевой шестерни.

Из-за небольшой разницы в диаметрах вращающихся элементов этого насоса скорость их относительного скольжения весьма мала, что обеспечивает высокий срок службы и плавную работу насоса.

Насосы пригодны для работы при давлениях до 140 кГ/см2. Число оборотов 1800 об/мин — для малых расходов и 1200 об/мин — для боль­ ших расходов (150 л/мин).

ВИНТОВЫЕ НАСОСЫ

Винтовые насосы и гидромоторы отличаются надежностью, ком­ пактностью и бесшумностью в работе, а также равномерной подачей жидкости и равномерным крутящим моментом. Они допускают высокие числа оборотов, доходящие до 18 000 об/мин и более.

Мощность подобных насосов, применяющихся в авиационной тех­ нике, обычно не превышает 50 л- с. Для других отраслей промышлен­ ности выпускаются насосы на расход до 15 000 л/мин с приводной мощ­ ностью до 2000 л. с.

Винтовые насосы выпускаются в многовинтовом исполнении.

Т р е х в и н г о в о й н а с о с

В практике распространены трехвинтовые насосы (рис. 109). Насос состоит из трех винтовых роторов, средний из которых является веду­ щим, а два боковых — ведомыми. Передаточное отношение между веду­ щим и ведомыми роторами равно единице. Нарезка винтов обычно двухзаходная, профиль — циклоидальный.

При вращении винтов их нарезки, взаимно замыкаясь, отсекают во впадинах некоторый объем жидкости, который перемещается вдоль оси вращения. Поскольку выступы нарезки винтов в этих насосах, вы-

Рис. 109. Трехвинтовой насос

полняющие роль поршней, движутся непрерывно в одном направлении, пульсация подачи в насосе практически отсутствует.

Рабочие органы рассматриваемых насосов в сечении, нормальном к оси, имеют профиль, очерченный эпициклоидами (см. рис. 109), кото­ рый дает возможность получить высокую герметичность зацепления рабочих органов. Ведущий винт имеет выпуклый профиль зуба с углом подъема винтовой линии, обычно равным 47°12'20". Ведомые винты — двухзаходные с вогнутым профилем, они служат лишь в качестве уплот­ нителей ведущего винта и вращаются вместе с ним. Благодаря этой осо­ бенности насосы отличаются малым износом винтов.

Винтовые насосы имеют высокий к. п. д. (0,8—0,85) в широком диа­ пазоне нагрузок. Они пригодны для работы при давлении до 200 кГ/см2. По сообщениям же иностранной печати, некоторые фирмы выпускают винтовые насосы на давление 350 кГ/см2.

П р о и з в о д и т е л ь н о с т ь т р е х в и н т о в о г о на с о с а . При вращении винтов жидкость, заполняющая их впадины, перемещается поступательно на величину одного шага за один оборот ведущего винта. В соответствии с этим производительность трехвинтового насоса за один оборот ведущего винта равна объему каналов, по которым жидкость движется вдоль винтов в пределах одного шага. Этот объем равен (F—f)t. Следовательно, расчетная производительность при числе оборо­

178

Фактическую производительность трехвинтового насоса с циклои­ дальным профилем в практике определяют из выражения

В качестве исходной величины при расчетах этих насосов прини­ мают диаметр d3 внешней окружности ведомых винтов, через который выражают все прочие размеры. Наиболее рациональными соотношения­ ми между отдельными размерами винтов можно принять:

dH— основной диаметр винтов или наружный диаметр ведомого винта;

t — шаг нарезки винтов.

Для обеспечения герметичности необходимо создать постоянное перекрытие между камерами всасывания и нагнетания; для этого мини­ мальная длина винтов должна быть равна L«l,25*. При этой длине обеспечивается одно перекрытие канала (впадины) винта. Для получе­ ния более высоких давлений предусматривают несколько перекрытий, в соответствии с чем длина винта увеличивается.

Практически длину винта L трехвинтового насоса выбирают в зави­ симости от давления:

Компенсация осевых сил винтового насоса

Для компенсации осевых сил, которые при высоких перепадах дав­ лений могут достигать больших значений, применяют гидравлическую разгрузку. Для этого у торцов винтов предусматривают разгрузочные

поршни, под которые подводят жидкость с рабочим давлением, что со* здает на винтах усилия, обратные по знаку основным.

Диаметры разгрузочных поршней а и Ь (см. рис. 109) в трехвинто­ вом насосе принимают равными

где Dv и dv — диаметры поршней ведущего и ведомого винтов.

Винтовой гидромотор

Рассмотренные винтовые гидронасосы широко используются в ка­ честве гидромоторов, при этом следует лишь изменить разгрузку под­ пятника.

Теоретический момент на валу гидромотора можно подсчитать по выражению [см. также формулу (131)]

Преимуществом насосов и моторов этого типа является их компакт­ ность, а также то, что они имеют минимальный из всех типов насосов и гидромоторов момент инерции ротора, что обеспечивает высокую при­ емистость (быстродействие). При габаритах 200x500 мм винтовой гид­ ромотор развивает мощность до 300 кет.

Двухвинтовой насос

В авиационной технике получили распространение двухвинтовые насосы (рис. 110), которые обычно выпускаются на относительно не­ большие расходы (20—40 л/мин) при давлении до 100 кГ/см2. Винты обычно однозаходные с прямоугольной резьбой и профилированной об­ разующей. Связь винтов осуществляется через пару шестерен внешнего зацепления. Винты гидростатически разгружены от осевых сил с по­ мощью каналов а и Ь.

Расчетную производительность двухвинтового насоса определяют

где t — шаг винта (рис. 111) в см; п — число оборотов в минуту;

F — площадь сечения канавки винта.

Значение F определяют по выражению (см. рис. 111)

180

ГЛАВА VIII

СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ РАСХОДА НАСОСОВ

Реверс и регулирование производительности насосов осуществляет­ ся обычно путем линейного или углового смещения элементов, с по­ мощью которых изменяется рабочий объем насоса. В частности, регули­ рование и реверс аксиально-поршневых насосов осуществляется путем изменения угла наклона блока цилиндров относительно ведущего диска [см. выражение (169)]. В радиально-поршневых и лопастных насосах регулирование осуществляется изменением величины эксцентриситета [см. выражения (144) и (186)].

Рис. 112. Схемы ручного и электромеханического регулирования производительностью насоса

Для регулирования производительности применяются различные устройства, с помощью которых осуществляется смещение и фиксация регулируемого элемента в требуемом положении. Наиболее простым является механизм ручного (рис. 112, а) или электромеханического (рис. 112, б) регулирования, осуществленного с помощью червячных или винтовых пар и иных механических устройств. Схема с электродвига­ телем позволяет обеспечить дистанционное управление. При применении этой схемы необходимо при помощи конечных выключателей предусмот­ реть безударную остановку электродвигателя в крайних положениях смещаемого элемента.

Принципиальная схема механизма ручного регулирования примени­

в положение максимальной производительности насоса. Усилию этой пружины противодействует сила давления жидкости на статор насоса, которая при некоторой величине давления преодолевает усилие пружи­ ны и смещает статор в положение нулевой производительности.

182

В том случае, когда требуется обеспечить лишь реверс насоса или обеспечить движение в одном направлении при двух скоростях, или движение в двух направлениях с одной скоростью перемещения в каж­ дом направлении, применяют устройства с двумя силовыми цилиндрами а и Ъ (рис. 114,а), которые в большинстве случаев размещаются в кор­ пусе насоса.

Регулирование хода поршней осуществляется с помощью механиче­ ского (винтового) ограничителя d. Для управления цилиндрами обычно применяют электромагнитные распределители.

Рис. 113. Схемы регулирования пластинчатого насоса

В случае необходимости установки и фиксации регулируемого эле­ мента в среднем или в каком-либо промежуточном положении приме­ няется схема, приведенная на рис. 114,6. Для установки в это положе­ ние жидкость подводится в оба внешних цилиндра.

Типовые конструкции подобных регуляторов применительно к ради­ ально-поршневому насосу приведены на рис. 115. Для установки регу­ лируемого элемента в среднем положении жидкость в регуляторе, представленном на рис. 115,6, подводится одновременно в оба цилиндра.

Площади поршней должны быть достаточными для перемещения регулируемого элемента в направлении, противоположном действию сил

Рис. 114. Схемы гидравлических механизмов регулирования производитель­ ности насоса

давления жидкости в насосе. Величина площади для схемы, представ­

В том случае, когда требуется обеспечить бесступенчатое регулиро­ вание, при больших усилиях для смещения регулируемого элемента b применяют сервомеханизмы (гидроусилители) с обратной связью, в ко­ торых контролируемой переменной величиной является положение

183

Статор ^ Ротор

Рис. 115. Конструкция механизмов гидравлического регулирования подачи насоса

Рис. 116. Регулирование производитель­ ности насоса с помощью сервомеханизма

184

поршня с механизма (рис. 116) (см. стр. 307). Последний регулятор по­ зволяет обеспечить любые требуемые усилия на выходе d при малых усилиях на входе а.

СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРО ВАНИЯ

Впрактике распространены системы автоматического регулирова­ ния, с помощью которых расход насоса автоматически изменяется в со­ ответствии с заранее заданными условиями.

Вгидросистемах летательных аппаратов распространены схемы ре­ гулирования по давлению, при котором давление, развиваемое насосом, используется для ограничения расхода жидкости или мощности, потреб­ ляемой насосом, до минимального значения. При применении этих си­ стем представляется возможным поддерживать заранее заданную величину давления при минимальной величине подачи насоса, необхо­

нии нейтрального положения. При этом регулятор обеспечивает мини­ мальную подачу, достаточную для поддержания в системе заданного давления.

Условие равновесия действующих сил имеет вид

Р„ !'-г*

пр"

где Р пр и d — усилие предварительной затяжки пружины и диаметр поршня.

На рис. 118 приведена одна из конструктивных схем пружинного регулятора, который поддерживает при заданном давлении, определяе­ мом предварительным сжатием пружины 1, постоянный расход (подачу) жидкости до достижения расчетного давления с последующим уменьше­ нием подачи, причем интенсивность давления зависит от характеристики пружины. Регулятор оборудован шариковым обратным клапаном 2 и дросселем 3, с помощью которого осуществляется регулирование скоро­ сти изменения подачи насоса.

Модификацией рассмотренного устройства является регулятор (рис. 119) с постоянным натяжением пружины 2 и регулируемым давлением в цилиндре 5, который при достижении в системе заданного максимального давления полностью прекращает подачу насоса. При достижении этого давления плунжер 4 перемещается вверх и соединяет полость цилиндра 5 с источником давления, в результате чего его пор­ шень 1 переместится влево, уменьшив при этом расход насоса. При понижении давления ниже номинальной величины плунжер 4 под дей­ ствием пружины 2 опустится вниз и соединит полость цилиндра 5 со сливом, в результате расход насоса увеличится.

185

При обеспечении нулевого перекрытия пояском плунжера 4 кана­ ла 3 любое малое нарушение равновесия сил давления жидкости и на­ тяжения пружины вызовет соответствующее изменение подачи.

На рис. 120, а изображена схема автоматического двухступенчатого регулирования насоса по давлению. В начале хода плунжера 1 сжи­ мается пружина 2, отрегулированная на низ­ кое давление (20 кГ/см2) ; в конце сжатия пру­

жины 2 (ход h\) давление повышается до 70 кГ/см2. Затем вступает в действие пружи-

на 3, при сжатии которой давление повышается с 70 до 250 кГ/см2.

На рис. 120,6 приведена разновидность схем механизмов регулиро­ вания по давлению. В отличие от схемы, представленной на рис. 120, а, рассматриваемая схема имеет дроссель 6, установленный в линии пита­ ния цилиндра 5, и клапан избыточного давления 7. При закрытом поло­ жении клапана 7 усилие давления жидкости на плунжер 1 преодоле-

250кГ/см2

Рис. 120. Схемы автоматического двухступенчатого регулирования производительности насоса по давлению (а и б — конструктивные варианты)

вается усилием пружины 3 и давления на плунжер 4 жидкости, поступа­ ющей в цилиндр 5 через дроссель 6, в результате узел 2 регулирования расхода насоса перемещается влево, устанавливая насос на макси­ мальный расход (Qmax) • При повышении давления выше заданной вели­ чины клапан 7 смещается влево и соединяет цилиндр 5 со сливом, в результате узел 2 переместится вправо, уменьшая расход насоса.

186