17. Шестеренные насосы и моторы
Конструкция шестеренного насоса
Шестерённые насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления. Наиболее распространённым является насос первого типа, который состоит из пары сцепляющихся между собой шестерён, помещённых в плотно обхватывающий их корпус, имеющий каналы в местах входа в зацепление и выхода из него (рис. 10.1).
Эти насосы, в частности, насосы с цилиндрическими шестернями внешнего зацепления, являются наиболее простыми и отличаются надёжностью в эксплуатации, малыми габаритами и весом, долговечностью, компактностью и прочими положительными качествами. Максимальное давление, развиваемое этими насосами равно 150…200 атм при производительности 1000 л/мин.
Шестерённые насосы допускают относительно высокие числа оборотов, а также допускают кратковременные перегрузки по давлению, величину и длительность которых определяют, в основном, размерами подшипников.
Объёмный КПД шестерённых насосов доведён до 0,95…0,96, общий КПД – до 0,87…0,9
2.6.2. Производительность шестерённого насоса
Шестерённый насос состоит из пары сцепляющихся между собой шестерён, помещённых в плотно обхватывающий их корпус с каналами в местах начала зацепления и выхода из него (рис. 10.1).
При вращении шестерён жидкость, заключённая во впадинах зубьев, переносится в камеру нагнетания 6, которая образована корпусом насоса и зубьями 1 - 4.
Зубья 1 и 4 при вращении шестерён вытесняют больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, освобождаемом зубьями 2 и 3, находящимися в зацеплении. Жидкость в количестве, равном разности объёмов, описываемых этими двумя парами зубьев, вытесняется в нагнетательную камеру 6.
Среднее значение подачи (расхода) рассматриваемого насоса в единицу времени может быть приближённо вычислено по выражению:
или с учётом
где z – число зубьев;
– число оборотов шестерён;
dн = 2·rн – диаметр начальной (делительной) окружности;
m и в – соответственно, модуль зацепления и ширина шестерен.
Для приближённых расчётов производительности насоса с шестернями равных размеров применяют эмпирическую формулу, полученную при допущении, что насос за каждый оборот подаёт количество жидкости, равное сумме объёмов впадин (камер) обеих шестерён за вычетом объёмов радиальных зазоров в зацеплении, причём принимается, что объёмы впадин и зубьев равны между собой:
где dн – диаметр начальной (делительной) окружности ведущей шестерни;
m и в – соответственно, модуль зацепления и ширина шестерни;
n – число оборотов ведущей шестерни.
Сравнение данных практических измерений с данными расчёта по последнему выражению показывает, что данные измерения превышают расчётные.
Последнее свидетельствует о том, что принятое в приведённом выражении условие равенства объёма жидкости, вытесняемой из впадин шестерён, объёму рабочей части их зубьев не соответствует действительности.
Данные измерений, проведённых с насосами, имеющими число зубьев z = 8…16, оказались близкими к расчётным при условии замены в последнем выражении значения 2·π коэффициентом 6,5. В результате получена следующая формула, рекомендуемая для шестерён с числом зубьев z = 8…16:
Потери мощности в шестеренном насосе (гидромоторе) складываются из потерь механического сопротивления и объемных потерь (утечек) жидкости.
Потери мощности в шестеренном насосе (гидромоторе) складываются из потерь механического сопротивления и объемных потерь (утечек) жидкости.
Механические потери в основном обусловлены радиальной неразгруженностью шестерен от радиальных сил давления жидкости на шестерни, которые прижимают шестерни к корпусу в сторону всасывания.
Объемные потери обусловлены в основном утечками жидкости через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью шестерни, а также через торцовый зазор между боковыми стенками корпуса и торцами шестерен. Кроме этого, при дефектах профиля зубьев и их монтажа утечки жидкости могут происходить по линии контакта зубьев, находящихся в зацеплении, а также по более сложным каналам.
2.6.3. Выбор параметров насоса
Для расчёта производительности (подачи) насоса в первую очередь приходится выбирать значение модуля m, числа зубьев z, ширины шестерён b и числа оборотов насоса n.
Для предварительного выбора модуля зацепления m при окружной скорости шестерни V = 10…20 м/с и отношении b/m в пределах 6…10 можно пользоваться выражением:
[мм]
где Qн – фактическая производительность насоса в л/мин.
Для уменьшения габаритов насоса число зубьев желательно выбирать при всех прочих равных условиях возможно малым. При уменьшении числа зубьев снижается также возможность запирания жидкости во впадинах, однако при этом понижается прочность зубьев из-за подрезания ножек, а также ухудшаются зацепление и режим работы насоса и, в частности, увеличивается амплитуда пульсации расхода.
Для устранения подрезания (ослабления) ножек зубьев и заострения вершины, а также исправления зацепления, наблюдающихся при малом числе зубьев, производят коррекцию (корригирование) зацепления, которая обычно осуществляется увеличением при нарезании зубьев расстояния между осями нормального инструмента и заготовки с соответствующим этому смещению увеличением диаметра заготовки.
Величину смещения инструмента выбирают равной:
где ξ – коэффициент коррекции (обычно ξ = 0,5).