Шестеренные насосы с наружным зацеплением

 

Наиболее простым и самым распространенным является насос с внешним зацеплением (рис. 3.1).

Рис. 3.1. Шестеренный насос с внешним зацеплением:

1 – ведущая шестерня; 2, 5 – впадины между зубьями (рабочие камеры); 3 – ведомая шестерня; 4 – корпус; 6 – зуб

 

Он состоит из корпуса 4 и двух зубчатых колес с эвольвентным зацеплением. Ведущей является шестерня 1, а ведомой – 3.

РЖ (рабочая жидкость) во всасывающей полости заполняет впадины между зубьями 6 (в том числе затемненную впадину 2). Затем впадины с РЖ перемещаются по дугам окружности от полости всасывания в полость нагнетания (показано штрих-пунктирной линией). В полости нагнетания каждый зуб входит в соответствующую впадину и вытесняет из нее РЖ в полость нагнетания (в частности, зуб 6 входит в затемненную впадину 5). Впадина несколько больше зуба, поэтому часть РЖ возвращается обратно в полость всасывания.

Рабочей камерой шестеренного насоса является впадина между зубьями, точнее, та часть ее объема, которую занимает зуб при вытеснении РЖ. Для приближенного определения рабочего объема насоса объемы зубьев и впадин принимают равными. Можно считать, что рабочий объем насоса равен суммарному объему всех впадин и зубьев одной шестерни и может быть определен по формуле

q = V _о = p D h b,

где D – диаметр начальной окружности шестерни; b - ширина шестерни; h – рабочая высота зуба.

Для анализа параметров зубчатого зацепления на рабочий объем насоса целесообразно связать его с модулем зацепления m. Так как полная высота зуба равна h _п = 2,2 m (высота головки зуба один модуль и высота ножки зуба – 1,2 m), но 0,2 m ножки зуба не перекачивают РЖ, а диаметр начальной окружности шестерни – произведению модуля и числа зубьев  (D = mz), тополучим

q =2 p b z m ² » 6,3 b z m ².

Формула позволяет сделать вывод о том, что рабочий объем увеличивается пропорционально числу зубьев в первой степени и квадрату модуля. Таким образом, для увеличения подачи насоса целесообразнее увеличивать модуль зацепления за счет снижения числа зубьев.

Шестеренные насосы с внешним (наружным) зацеплением получили широкое применение в машиностроении, так как они просты в изготовлении и надежны в эксплуатации. Эти насосы выпускаются для гидросистем как с высокими давлениями (до 15-20 МПа), так и с более низкими (1-10 МПа). Первые находят применение в гидросистемах тракторов, СДМ, сельскохозяйственных машин, а вторые используют в станочных ГП и гидросистемах смазки поршневых двигателей. В системе смазки ДВС большегрузных автомобилей, как правило, устанавливают двухсекционные насосы.

Частоты вращения большинства шестеренных насосов с внешним зацеплением находятся в диапазоне 1000-2500 об/мин. Полные КПД этихнасосов обычно составляют 0,75-0,85; а    объемные КПД – 0,85-0,95 / 8/.

Распространенный тип шестеренной ГМ с внешним (наружным) зацеплением приведен на рис. 3.2.

Рис. 3.2. Шестеренный насос внешнего зацепления:

1 и 8 - шестерни; 2 и 13 - боковые диски: 3 - ведущий вал; 4 - подшипник качения; 5 - уплотнение; 6 и 10 - полости для отвода утечек;    7 и 12  - подшипники скольжения; 9 -  камера под дисками; 11 - пружины; 14 - корпус; 15 - область зацепления; В и Н – полости высокого р₂  и низкого р₁ давления соответственно; b – ширина шестерни; D, r – диаметр и радиус начальной окружности шестерни; D_r, r_r – диаметр и радиус наружной окружности шестерни; Q – подача

Он представляет собой пару, чаще всего одинаковых, шестерен 1 и 8, находящихся в зацеплении, помещенных в рабочую камеру, стенки которой охватывают их со всех сторон с малыми зазорами.

Камеру образуют корпус 14 и боковые диски 2 и 13. По обе стороны области зацепления 15 в корпусе имеются полости Н и В, соединенные с линиями низкого Р₁ и высокого Р₂ давлений.

При вращении шестерен 1 и 8 выходящие из зацепления зубья создают разряжение. Под действием атмосферного давления жидкость поступает в полость Н насоса. Перекачиваемая по периферии во впадинах между зубьями жидкость из полости Н переносится в полость Н и вытесняется в линию Р₂ (рис. 3.2, б).

На рис. 3.3 показана схема распределения давления жидкости по периметру шестерен.

Рис. 3.3. Распределение давления жидкости по окружности шестерен:

Р – равнодействующие силы давления, Р₁, Р₂ – соответственно низкое и высокое давление

 

Благодаря утечкам между корпусом и головками зубьев давление РЖ постепенно снижается от Р₂ до Р₁. Действие давления РЖ сводится к равнодействующим Р, которые приводят к значительным нагрузкам на подшипники 7 и 12 (см. рис. 3.2).       

Частота вращения ведущего (приводного) вала 3 может достигать до 4000 об/мин. Эти насосы отличаются большим сроком службы, который при качественном исполнении и правильной эксплуатации (чистота РЖ, ее своевременная замена и т.д.) достигает 5000 часов и более.

Наиболее распространены простейшие машины описанного ранее типа. Они имеют наименьшую стоимость среди всех объемных ГМ и применяются в менее ответственных случаях для работы при средних и малых давлениях (Р_н < 10 МПа).

Процесс подачи шестеренной ГМ виден на рис. 3. 4, а.

Текущее значение подачи Q_ит, вытесняемой в полость Р₂, представляет собой алгебраическую сумму объемов, вытесняемых и поглощаемых в результате перемещения ее условных подвижных стенок 1-2, 2-3 (вверху рис. 3.4) и 7-8-9 (в средней части): Q_ит = Q_1-2 + Q_3-4 - Q_7-8 - Q_8-9.

Соответственно расход, поступающий в полость А, определяется перемещением стенок 5–6, 10–11 и 7–8–9.

Одному рабочему циклу машины соответствует поворот шестерен на угловой шаг 2 p/ i (вверху). При этом сечения 1 - 2 и 3 – 4 переходят в положение 1’- 2’ и 3’ – 4’, а точка 8 контакта зубьев перемещается по линии «аа» зацепления (рис. 3.4, б), благодаря чему длина отрезков 7–8 и 8–9 изменяется. Это вызывает переменность подачи Q_ит на протяжении рабочего цикла. Поскольку крутящий момент на валу машины определяется действием сил давления на те же подвижные стенки, то его величина пульсирует так же, как и Q_ит.

Величина Q _{и min}  зависит от конструктивных особенностей машины. Обычно для улучшения герметичности и плавности хода шестерни выполняют с перекрытием зацепления, т.е. так, что угол поворота, соответствующий контакту двух зубьев (1–2’ на рис. 3.4, в) превышает угловой шаг 2 p / i.

Тогда на протяжении части цикла зацепления (1–2 и 1’ -2’) в контакте находятся одновременно две пары зубьев. Объем жидкости М (рис. 3.4, а) между ними оказывается запертым.

Рис. 3.4. Схемы рабочего процесса шестеренной гидромашины:

а – перемещение жидкости при вращении шестерен; б - зацепление шестерен с разгрузочными канавками; в – изменение идеальной подачи: г – неравномерность подачи в зависимости от числа зубьев;

2 p / i - угловой шаг; i = z – число зубьев; М - запертый объем;         S и Т - разгрузочные канавки; t = 2 p rcos a / i - основной шаг зацепления; r -  средний радиус (радиус начальной окружности); a - угол зацепления; b - ширина шестерни; h = 2,2 m – полнаявысота зуба;   m – модуль зацепления.

 

Вступление в контакт каждой последующей пары зубьев вызывает скачкообразное изменение Q _ит (4–1 на рис. 3.4, в) из-за внезапного изменения длины замыкающих отрезков 7–8–9 до 7’–8’–9’ (рис. 3.4, а). При этом пульсация подачи D Q ’ будет максимальной. Велики и пульсации давления в объеме М, который при вращении сначала уменьшается, а затем увеличивается. На рис. 3.4, в процессу уменьшения запертого объема соответствует площадь 4-1-5, а процессу увеличения – площадь 2-3-5.

Запирание жидкости вызывает шум в машине и ударную нагрузку подшипников. В насосе это ведет к усилению пульсации крутящего момента на приводном валу, а в гидромоторе, нагруженном постоянным моментом сопротивления, - к усилению пульсаций давления в подводящей линии.

Для ослабления этих явлений, в зоне зацепления, на одном из торцов боковых дисков выполняют разгрузочные канавки S и Т (рис. 3.4, б).

Канавка S соединяет запертый объем М во время его уменьшения с областью Р₂ и пульсация подачи снижается до D Q. При этом график Q _ит следует линии 5-7-5’ вместо линии      4-1-5-7-4’ при запирании.

Во время возрастания запертого объема канавка Т соединяет его с полостью Р₁, из которой в него поступает объем жидкости 2-3-5. Для этого расстояние между канавками, равное t cos a, определяется основным шагом зацепления t = 2 p r cos a / i        (r - радиус начальной окружности) иуглом зацепления a      (рис. 3.4, б).

Переключение соединения запертого объема с канавками будет происходить при его наименьшей величине, когда точки контакта 8 и 8’ равноудалены от полюса зацепления С          (рис. 3.4, б). На графике подачи этому моменту соответствует точка 5.

В описываемом случае использования запертого объема  минимальная подача при контакте в точках 8 и 8’, т.е. при максимальной длине отрезков 7-8-9,

 

Q _{и min}  = (r_r² – r² – t² /4) w b.

При квадратичном законе изменения Q _т значения Q _{и мах} и Q _{и мин}  позволяют определить среднюю подачу Q _и. Для квадратичной параболы (рис. 3.4, в) площадь 5-6-7 составляет 1/3 площади 5-6-7-8. Поэтому

 

Q _и =   Q _{и m ах} - D Q /3 = ( r_r ² – r ² – t ² /12) w b.

Для приближенной оценки подачи Q _и, применяя величины, обозначенные на рис. 3.2 и 3.4, а, чаще всего используют выражение 

Q _и = q w = 2 p 2 rhb w = p D (D _н – D _в) b w,

q = V₀ = p Dhb = 2 p rhb = 2 p m²zb» 6,3 D m b.

 

Где: q - рабочий объем насоса; w – угловая скоростьвращенияшестерен в 1/с; D = 2 r = m z – диаметр начальной окружности; r – радиус начальной окружности; m – модуль; z - число зубьев шестерни ; h = 2 m = (Dн – Dв)/2 – высота зуба; Dн и Dв – наружный и внутренний диаметр шестерни; b – ширина шестерни.

Как уже отмечалось, из формулы видно, что рабочий объем насоса q увеличивается пропорционально числу зубьев z = i в первой степени и квадрату модуля m ². Для увеличения подачи насоса целесообразнее увеличивать модуль зацепления m за счет снижения числа зубьев z. На практике обычно применяют насосы с числом зубьев z = 8 – 18.

Рабочий объем насоса учитывается в его маркировке.    Например, НШ 32 – насос шестеренный, рабочий объем насоса приблизительно 32 см³.

Насос предназначен для работы на     минеральных маслах с кинематической вязкостью (60-70) 10^-6 м²/с (60-70 сСт –сантиСтокс) – летом, (50-60) 10^-6 м²/с (50-60 сСт) – зимой.

Учитывая объем зуба равным объему впадины, рабочий объем ГМ q рассматривают как объем кольца со средним диаметром D _ср = (D н + D в)/2, шириной b и толщиной h. При некоррегированном зацеплении с модулем m размеры шестерен выражают через модуль и зависимости для Q _и и s приводят к более удобному виду

 

Q _и = 2 p m ² b [ i + 1 – (p cos a)²/12] w;

Неравномерность подачи шестеренного насоса

 

s = ∆ Q = (t ² /12) / (r_r ² – r ² – t ² /12).

s = ∆ Q = ( p ² /4) cos² a / [i + 1 - (p cos a)²/12]»

» 2,46 cos ² a / i.

Даже при условии использования запертого объема неравномерность подачи шестеренных машин велика. Она значительно превышает неравномерность подачи других объемных машин. Это видно на рис. 3.4, г, где показана зависимость s = ∆ Q = f (i) для стандартного угла зацепления a = 20⁰, подсчитанная по последней зависимости. Снижение неравномерности требует увеличения числа зубьев i = z. Однако это ведет при заданном объеме V ₀ к необходимости увеличения r или b, т.е. к увеличению габаритных размеров и массы машины.

Одностороннее действие на шестерни давления Р₂ порождает значительные нагрузки на подшипники 7 и 12 (см. рис. 3.2).

Неравномерность подачи вызывает пульсацию этих нагрузок. Увеличение числа i = z, вызывая увеличение размеров шестерен, ведет также к возрастанию нагрузок на подшипники. В любом случае неблагоприятные условия работы подшипников заставляют увеличивать их размеры, что также приводит к возрастанию размеров машины.

В шестеренных гидромоторах большие значения s вызывают неравномерность вращения и пульсации давления в гидропередаче. Поэтому шестеренные гидромоторы применяются сравнительно редко.

Потери энергии на трение в шестеренных машинах велики. Они обусловлены трением торцов шестерен о боковые диски 2 и 13, торцов II зубьев о корпус 14 и трением в подшипниках     7 и 12 и уплотнении 5 (см. рис. 3.2).

Утечки из области Р₂ в область Р₁ и связанные с ними потери энергии происходят через торцевые зазоры I (см. шестерню 1 справа), через радиальные зазоры II и через неплотности зацепления в области 15. В шестеренных ГМ, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры II трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определена только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников.

Износ подшипников нарушает герметичность машины. Для уменьшения утечек по торцевым зазорам часто применяют     гидравлический поджим боковых дисков. Для этого в камеры 9 боковых дисков 13 подводят РЖ под давлением Р₂. Начальный поджим производится пружинами 11.

Для самоориентации шестерен 1 и 8 между боковыми дисками, а также для отвода утечек области 10 и 6 за торцами осей шестерен соединяют с областью Р₁. Незначительная остаточная осевая сила, действующая на ведущий вал, воспринимается подшипником 4.

Из-за отсутствия самоуплотнения радиальных зазоров утечки в шестеренных машинах, при прочих равных условиях, больше, чем в пластинчатых. Большими являются и их габаритные размеры и масса.

Шестеренный насос чрезвычайно сложно сделать с регулируемым объемом q. Устранение приведенных недостатков связано с существенным усложнением шестеренных машин.

Так, равномерность подачи можно увеличить путем применения косозубых и шевронных шестерен.

Шестеренные машины более совершенных и компактных, но зато более сложных и дорогостоящих конструкций имеют достаточную выравненность подачи и способны работать при высоких давлениях (Р_н = 15-20 МПа = 150-200 бар) /4,7,8/.