Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 44
Текст из файла (страница 44)
Шестеренные насосы допускают относительно высокие числа оборотов, а также кратковременные перегрузки по давлению, величину и длительность которых определяют в основном размеры подшипников. Максимальные числа оборотов составляют 2200 и 4000 в минуту. Для насосов небольших расходов допускаются более высокие числа оборотов. Например, одна из иностранных фирм выпускает шестеренкые насосы на подшипниках скольжения с числом оборотов 12 000 и 18 000 в минуту. Весовая отдача авиационных шестеренкых 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 нсlл. с. при давлении 210 нГ)емх. Объемный к. и. д. втестеренных насосов современны образцов прп номинальнь х режимах работы доведен до 0,95 — 0,96, общий к. п. д, — до 0,87 — 0,9. В насосах с конструктивно улучшенными узлами радиальной н торцовой герметизации объемный к. п. д. достигает при номинальном давлении 100 нГ7елг значения 0,98, а механический к. и. д. — значения 0,94. Производительность шестеренного насоса При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев, переносится в камеру нагнетания е (отмечено точечной штриховкой), образованную корпусом насоса и аубьями а„Ь„Ь, и а, (рис. 108, б; см. также рис. 109).
Зубья а, и а, при вращении шестерен вытесняют больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, освобождаемом аубьями Ь, и Ьг, находящимися в аацеплении, в результате жидкость в количестве, равном разности объемов,. описываемых атимн двумя парами зубьев, вытесняется в нагнетательную камеру е. а/ Рнс. 109. Расчетные схемы шосторонного насоса Механизм подачи насоса может быть иллюстрирован схемами (рис. 109, а и б), на которых изображены лишь зубья, образующие в данный момент рабочую камеру насоса.
Принимаем также, что продолжительность зацепления шестерен (коэффициент перекрытия) равна единице (е = 1) и что шестерни имеют равные числа зубьев, а аацепление нормальное звольвентное. Мгновенная подача (расход) насоса будет зависеть от текущего положения точки зацепления О, которая при повороте шестерен 2н на угол р= —, где г — число зубьев, переместится из положения, соответствующего началу вступления очередной лары аубьев в зацепление, по профилю одного зуба от его основания до вершины, а второго — от вершины до основания, пройдя при атом с,) =д +а = Ь<вр Ь + Ьсвр Ь, (243) где 4<, и д, — мгновенные объемы, вытесняемые соответственно рабочими зубьями (вытеснителями) левой н правой шестерен; Ь, и Ь, — текущие рабочие высоты соответственно зубьев а, и а, (проекции расстояний от точки зацепления до вершин зубьев на оси симметрии последних); рс и рз — текущие расстояния от осей вращения шестерен до центров давления нескомпенсированных поверхностей аубьев а, и а„высоты которых равны Ь, и Ь;, ю и Ь вЂ” угловая скорость и ширина шестерен.
Если принять во внимание, что при полон<енин точки зацепле- ния на оси симметрии (см. рис. 109) значения р,=р,=г„+ — и Ь,=Ь,=т, где г„и т — радиус начальной (длительной) окружности и модуль зацейления, выражение (243) для этого случая (максимальный мгновенный расход) примет вид О, = 2т Ьсв (Г„+ — <'.
(244) При повороте шестерен иаменятся как положение точки зацш<лекия О, так и величины рабо <их (нескомпепсировапных) высот зубьев Ь, и Ь„а также параметров р, и р,. Например, при повороте шестерен в положение, соответствующее концу зацепления рассматриваемой пары вубьев Ь, и Ь, (рнс. 109, 6) мгновенные значения этих параметров будут равны Ь,.=О и р, = гв+ т; Ь,=2т и р, =- г„.
Следовательно, величина <(, в конце зацепления будет равна нулю, в соответствии с чем мгновенная подача в атом полон<енин зубьев (минимальное значение мгновенной подачи) Дз=-д, = 2Ь<вг„т. (245) Нетрудно видеть, что этому положению зацепляющихся аубьев соответствует минимальное значение мгновенной подачи.
Эта же подача соответствует для принятого условия е =- 1 началу зацепления очередной пары, с той лишь разницей, что Ь, =- 2т и р, =- г„+ и; Ь, = 2т и рз = г„. путь по высоте каждого зуба, равный 2т, где т — модуль зацепления. Из рис. 109, а следует, что текущая подача в общем случае будет равна При перемещении точки зацепления этой пары зубьев к оси симметрии подача вновь повысится до максимального значения [см. выражение (244)).
Таким образом, мгновенная подача для любого промежуточ- ного положения точки зацепления будет находиться в интервале Ч, и Дз, причем характер изменения подачи по углу поворота 2з в пределах угла р= — определится законом перемещения точки з зацепления О и соответственно с этим — законом изменения па- раметров р, и р,. Разность между максимальным значением мгновенной подачи ~„соответствующей положению точки зацепления на оси симмет- рии, и минимальной подачи, соответствующей концу зацепления пары зубьев или началу зацепления очередной пары, равна ам- плитуде колебания подачи: к=а-Ез= (246) Среднее значение подачи (расхода) насоса в единицу времени может быть приближенно вычислено по выражению '=-'-"-'= '-~ -" ( =.) + 2Ьыг„т) = 2япЬш (г(„+ т), нли, учитывая, что Й„= тз, получим Д,„= 2ялЬиР (з + 1), (247) где х — число аубьев; я= — — число оборотов шестерен' 2л о„= 2г„— диаметр начальной окружности.
Последнее выражение для распространенных насосов с числом зубьев з = Х . 1б к углом зацепления 20 с достаточкол точностью (2 — 3%) характеризует расчетную подачу. Если число зубьев ведомой шестерни не равно числу аубьев ведущей, то при расчетах следует исходить из данных ведущей шестерни. Из приведенного следует, что производительность шестерен- ного насоса определяется лишь параметрами зацепления и не за- висит от объемов впадины и зуба.
При сохранении условий зацеп- ления любое уменьшение толщины последнего будет сопровож- даться лишь увеличением вредного пространства без изменения расчетной производительности насоса. Для расчета производительности шестеренных насосов пред- ложен ряд иных теоретических формул, которые учитывают такие параметры, как угол зацепления, коррекцию и прочие факторы, однако все они, в отличие от приведенной выше формулы, мало пригодны для практического пользования и не обеспечивают тре- буемой точности расчета, (248) где Ȅ— диаметр начальной окружности ведущей шестерни; т и Ь вЂ” соответственно модуль зацепления и ширина шестерни; и — число оборотов.
Сравнение данных практических измерений с данными расчета по последнему выражению показывает, что данные намерений пре- вышают расчетные. Последнее свидетельствует о том, что приня- тое в приведенном выражении условие равенства объема жидко- сти, вытесняемой из впадин шестерен, объему рабочей части их зубьев не соответствует действительности. Данные измерений, проведенных с насосами, имеющими число зубьев г = 8 —; 16, оказались близкими к расчетным при условии замены в выраже- нии (248) значения 2п коэффициентом 6,5. В результате получена следующая формула, рекомендуемая для шестерен с числом зубьев з = 8 —: $6: ~~ = 6, Ы„тЬп. (249) Данные расчетов по этой формуле практически совпадают с ре- зультатами расчетов по приведенному выражению (247) и доста- точно точно с данными опытов. Применяется также эмпирическая формула Ч,„= 40 '2лт'Ьп (з + 2й+ 0,276) л(мин, где т — модуль зацепления в см; з и й — число зубьев и коэффициент корригированкя; для принятого метода корригирования и = 0,5.
Применяют также формулу 0=ью ~и„т1 т' — ~ ), (250) где ( — длина линии зацепления. Пульсация потока жидкости. Мгновенная подача жидкости шестеренным насосом является периодической функцией с периодом, 2п равным р= —. Форма периодической кривой зависит от ряда г факторов и в первую очередь от коэффициента перекрытия з. 224 В случае необходимости точного определения теоретической (геометрической) производительности пользуются измерением (прокачкой) при нулевом перепаде и малой скорости (см. стр. 301) Для приближенных расчетов производительности насоса с шестернями равных размеров применяют также упрощенную формулу, полученную прн допущении, что насос за каждый оборот подает количество жидкости, равное сумме объемов впадин (камер) обеих шестерен за вычетом объемов радиальных зазоров в зацеплении, причем принимается, что объемы впадин и зубьев равны между собой: Пульсация потова ткидкостн, подаваемой насосом при нулевом давлении в отсутствии компрессии жидкости во впадинах, за один оборот происходит с частотой, равной числу зубьев ведущей шестерни, т.
е. пульсация подачи повторяется прн повороте шестерни на угол, соответствующий одному шагу. Расчетное значение амплитуды колебания подачи, равное разности между наибольшим и наименыпим мгновенными ее значениями, можно определить для прямозубых шестерен по выраже- нию ят а = (т', — (~~ = — ею'г~тЪ, 2 тт (254) где Ъ вЂ” ширина шестерни; гэ — радиус основной окружности шестерни; е — коэффициент перекрытия; х и ш — число зубьев и угловая скорость ведущей шестерни.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
