Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 45
Текст из файла (страница 45)
Коэффициент неравномерности (отношение амплитуды пульсации к среднему значению потока) потока тпестеренного насоса с цилиндрическим эвольвентным аацеплением можно определить по выражению ~ 1т — ттт 1 2 соэ' а а„= 5 (252) где х — число зубьев ведущей шестерни; а — 'угол зацепления. Приближенное соотношение для определения коэффициента б неравномерности (для шестерен с коэффициентом перекрытия е = 4) может быть получено также из выражений (244) и (245): (253) Разность ~1т — ()т характеризует максимальное значение амплитуды колебания подачи для этого случая. Для шестеренных насосов с е ) 4 неравномерность подачи может быть вычислена по эмпирическому выражению 2,2 т + 1,3' 9 т, м.
Башта Фактическая неравномерность подачи значительно превышает расчетную вследствие обратного потока рабочей жидкости в камеры насоса при переходе их из полости всасывания в полость нагнетания, причем эта дополнительная пульсация в зависимости от полноты заполнения этих камер жидкостью под давлением всасывания моятет значительно превышать расчетную. Опыт и подсчеты показывают, что неравномерность подачи шестеренных насосов аначительно превышает неравномерность насосов прочих типов.
На рис. 110, а показана кривая, характеризующая неравномерность подачи для е = 1. Заштрихованная площадь характериаует подачу по углу поворота шестерен. Степень неравномерности подачи жидкости увеличивается с увеличением коэффициента перекрытия и уменьшается с увеличением числа аубьев. Однако при большом числе зубьев затрудняется отвод жидкости, лз-Рзсмь~сы аапертой во впадинах. С увеличением угла за- л ! а цепления степень неравномерности уменьшается.
В качестве иллюстрации на рис. 110, б показана кривая колебания поцачк насоса, е ф В 4 ь з Л':Ф ~ а~ ф Рис. Г10. Графини пульсации потока шесте ренного насоса шестерни которого имеют высокий коэффициент перекрытия (е = = 1,36). Кривая отличается от рассмотренной выше тем, что в момент вступления в зацепление очередной пары зубьев она обрывается. Площадки, заштрихованные крестом, характеризу1от запиранис жидкости во впадине з момент прихода в зацепление очередной пары зубьев.
В том случае, если запертая нсидкость испольауется (отводится в камеру нагнетания), неравномерность подачи уменыпается, приближаясь к значению, показанному на рис. 110, а. Пульсация потока жидкости вызывает пульсацию давления, причем, так как жидкость обладает высоким модулем упругости, амплитуды пульсации давления могут значительно превысить при иавестных условиях амплитуды пульсации потока. Выбор параметров насоса Для предварительного выбора модуля зацепления т при Ь окружной скорости шестерни Р = 10 —: 20 м/сеи и отношении —, Рл' где 6 — ширина шестерни, в пределах 6 — 10 можно пользоваться выражением т=(0,24-+-0,44) Р'Щ (мм), (254) где ~„— фактическая проиаводительность насоса в л(мин. Для уменьшения габаритов насоса число зубьев желательно выбирать при всех прочих равных условиях воаможно малым. При уменьшении числа зубьев снижается также возможность аапирания жидкости во впадинах, однако при атом понижается прочность аубьев ив-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 специальную коррекцию (корригировапие) аацепления, путем увеличения угла зацепления. Ширина шестерни (длина зуба) обычно не превышает десяти модулей.
Практикой установлено, что отношение ширины Ь шестерни к ее диаметру Н в насосах высоких давлений составляет Ь для насосов с подшипниками качения — =0,5 —:0,6 и для насо- Ь сов с подшипниками скольжения — =0,4 —:0,5. При меньших значениях этого отношения объемный к. п. д. насоса понижается, а при больших возникают аатруднения в обеспечении герметичности в месте контакта сцепляющихся аубьев. Поскольку ошибки изготовления по ширине зуба могут вызвать значительные утечки и снижение объемного к.
п. д. за счет междузубовых перетечек, целесообразно применять, и в особенности при высоких требованиях к герметичности, шестерни небольшой ширины, которая в некоторых миниатюрных насосах доводится до 1,5 — 5 мм. При узких шестернях деформации в зоне контакта зубьев, обусловленные высокими удельными нагрузками, способствуют обеспечению герметичности по линии зацепления зубьев. Объемные потери мощности О б ъ е м н ы е и о т е р и 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. )Кидкость, протекающая по пути радиального зазора, последовательно проходит через все впадины зубьев, отделяющих полость нагнетания от полости всасывання, поэтому давление во впадинах изменяется в зависимости от удаленности их от полостей нагнетания и всасывания. Характер изменения давления для концентричного положения шестерен в колодцах будет примерно линейным (см. рис.
108, б) и для иного положения — степенным; для практических расчетов можно исходить иэ линейного закона изменения давления между полостями нагнетания и всасывания. 8* Основным каналом утечек в насосе с некомпенсированным торцовым зазором является утечка через этот зазор, которая составляет около 75 — 80% всех утечек в насосе. Потери на всасывании шестеренного насоса определяются в основном полнотой заполнения жидкостью его рабочих камер (впадин между зубьями). Частичное ааполнение камер жидкостью приводит к понижению объемного к.
п. д. насоса, а также к возникновению пульсаций давления в гидравлической магистрали, которые обусловлены тем, что при соединении такой камеры с полостью нагнетания возникает обратный поток жидкости из последней в камеру, вызывающий гидравлический удар. Опыты показывают, что давление жидкости.в рабочей камере насоса при этих ударах может значительно превышать рабочее давление в реаультате чего насос может выйти из строя. Для того чтобы смягчить гидравлический удар, необходимо обеспечить постепенное заполнение рабочих камер жидкостью и сясатие ее до величины рабочего давления до соединения камер с пагкетателькой полостью. Для этого ка цилиндрической поверхности колодцев под шестерни со стороны полости нагнетания прорезывают узкие (0,5 — 0,6 мм) щели, череа которые жидкость под давлением поступит в камеру, до того, как последняя соединится с полостью нагнетания.
Для надежного заполнения рабочих камер жидкостью при проходе их через полость всасывания необходимо обеспечить соответствующее давление в последней. Опыт показывает, что минимальное абсолютное давление в полости всасывания должно быть не ниже 300 — 400 мк рт. ст. Это достигается повышением давления в баке выше атмосферного путем заполнения его газом под давлением, а также применением насосов подпитки и прочих средств.
Площади каналов всасывання в корпусе насоса и подводящих труб должны быть такими, чтобы скорость движения жидкости в них не превышала 1,5 — 2 м1сек; длина труб должна быть возможно малой, Нагрузка подшипников Наиболее нагруженным узлом шестеренного насоса являются его подшипники, на которые действуют радиальные силы от давления жидкости на шестерни и механические силы, обусловленные реакцией от вращающего момента. При приближенных расчетах зачастую допускают, что статическая нагрузка Ь„на шестерни от давления жидкости представляет собой произведение проекции боковой площади / шестерни на величину перепада давления Лр: л„= улр = ылр, (255) где Ь и д — ширина и диаметр окружности головок шестерни; Лр = р — р, — перепад давления.
Подобное допущение дает некоторое завышение нагрузки по сравнению с действительной, поскольку ка поверхность шестерни действует не полное рабочее давленые, а некоторое среднее его аначение. Кроме того, это давление действует на дуге 270' по окружности, в результате чего нагрузка на шестерню частично уравновешивается. Нетрудно видеть (см. рис. 108, б), что некоторая часть цилиндрической поверхности шестерен, непосредственно омываемая жидкостью со стороны нагнетательной и всасывающей полостей, находится под давлением в этих полостях. На поверхности же впадин, отделенных от этих полостей аубьями, действует давление, снижающееся по некоторому закону от максимальной величины, равной давлению жидкости р, в полости нагнетания, до величины давления р, в полости всасывания.
При концентричном положении шестерен относительно колодцев корпуса эта зависимость будет степенчато-линейной и при эксцентричном— степенной. Испытания показали, что вследствие сужающейся по потону утечек конусностью раавертки радиальной щели распределение давления в закрытых впадинах не следует линейному закону, а будет более близким к выходному давлению насоса. Учитывая это, статическую нагрузку обычно рассчитывают по приближенному эмпирическому выражению (256) Ь„= 0,8ЛрЫ, Помимо указанной нагрузки, на шестерни будут действовать силы, обусловленные вращающим моментом, причем сила реакции от вращающего момента увеличивает радиальную нагрузку на подшипники ведомой шестерни и уменьшает ее на подшипники ведущей.
Величина равнодействующей радиальных сил, действующих на ведомую шестерню, с учетом сил реакции от вращающего момента вычисляется обычно по выражению Ля = 0,85йрЫ (257) Жесткость валов должна быть такой, чтобы деформация их (с учетом деформации подшипников) была меньше соответствующих радиальных зазоров между шестернями и корпусом насоса, так как прогиб валов может вызвать задиры корпуса, а также нарушить условия нормального зацепления. При расчете приводных валиков на скручивание следует иметь в виду, что из-за пульсации давления и возможных гидравлических ударов мгновенная действительная нагрузка может значительно превышать нагрузку, вычисленную по среднему крутящему ыоменту.
Поэтому при расчетах валиков насоса предусматривают запас (20 — 25%) прочности в сравнении с расчетом по среднему крутящему моменту. ВЛИЯНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ СИЛ Заполнению рабочих впадин шестеренного насоса будут препятствовать центробежные силы, действующие на жидкость во впадинах. Давление ре в точке на радиусе скруп<ности головок (выступов), раавиваемое центробежной силой жидкости, находят по выражению (см. также стр. 77) р =Т -у~ — ~ — тгг ч 2д '(ЗО~ я или р„=,— '(г: — .') юе, ч 2я (258) МЕТОДЫ УЛУЧШЕНИЯ ПИТАНИЯ НАСОСА Заполнение впадин шестеренного насоса можно улучшить путем выполнения входного канала в виде диффузора (рнс. 111, а), я! 4~ Ряс. Ш.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
