Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 46
Текст из файла (страница 46)
Устройства для улучшения пвтавяя яа- сосов жадностью входная часть которого в поперечном направлении плавно расши- ряется до раамера ширины шестерен. где и, = сег, и и„= юг„— окружные скорости на окружностях головок и впадин (ножек); г, и г„— радиусы окружностей головок и впадин (ножек); со — угловая скорость шестерен; Т вЂ” объемный вес жидкости; л — ускорение силы тяжести. Под действием атой силы давление жидкости во впадинах, на- ходящихся в камере всасывания, может значительно понизиться, что приведет к выделению из жидкости воздуха и к нарушению полноты заполнения впадин жидкостью, С учетом последнего фактора окружную скорость и, ограничи- вают для распространенных вязкостей жидкостей (10 — 50 сст) величиной 5 — 6 м/сел. Для улучшения питания насоса жидкостью можно использовать энергию потока сливной магистрали, применив зжектор (рис. Ш, б). С помощью этого устройства можно повысить статическое давление на входе в насос, используя энергию скоростного напора жидкости, выходящей из сопла (см.
стр. 47). Спивная магистраль 1 системы соединена с зжекторным устройством 3, с помощью которого во всасывающий канал насоса поступает некоторое дополнительное количество жидкости через канал 8, соединенный с баком. Компрессия жидкости во впадинах шестерен При известных условиях часть жидкости может быть заперта (аащемлена) во впадинах между зацепляющимися зубьями, в результате чего в этих впадинах возникает при вращении шестерен высокое давление (компрессия) жидкости, которое вызовет дополнительную нагрузку подшипников, приведет к нагреванию жидкости и к повышению шума.
Ю г1 Рис. 112. Схемы, иллюстрирующие еапираиие жидкости ео епедииах шестерен Компрессия жидкости во впадинах может возникнуть при плотном замыкании одной или нескольких впадин зацепляющимися зубьями. В частности, если зуб, входящий во впадину при повороте шестерен, плотно контактирует с сопрягаемыми поверхностями впадины по двум точкам с и с1, произойдет запирание (блокирование) в ней некоторого объема жидкости (на рис. 142, а отмечено точечной штриховкой). Поскольку этот объем при повороте шестерен уменьшается, во впадине могут развиваться при известной плотности контакта в точке с и герметичности соединения по торцам шестерен большие давления.
На схеме, показанноп на рис. 112, а, видно, что замкнутый объем достигает наименьшего значения при положении зуба, симметричном относительно мехщентровой линии. Очевидно, если уменьшив толщину зуба, устранить контакт в точке с, обеспечив зазор г по нормали к профилю (рис, 112, б), блокирования жидкости в этой впадине не произойдет. Однако при большом значении коэффициента перекрытия (з > 1) и плотном контакте второй пары зацепляющихся аубьев компрессия будет наблюдаться (в меньшей степени) и в последнем случае.
Из рис. 112, в видно, что при плотном контакте двух пар сцепляющихся зубьев в точках е и ~ образуется замкнутая полость (отмечена точечной штриховкой), состоящая из двух соединенных завором г впадин зацепляющихся зубьев ведущей и ведомой шестерен. Нижняя часть этой полости при повороте шестерен в направлении, указанном стрелкой, будет уменыпаться, а верхняя— увеличиваться, в результате объем замкнутой полости изменяется, достигая минимального значения в положении, когда геометрический центр аамкпугой площади совпадает с осевой линией (рис.
112, г). Запертый объем обычно разгружается с помощью глухих канализационных канавок й небольшой глубины, выполненных на боковых крышках насоса, через одну иа которых запертый объем, уменьшающийся при вращении шестерен, соединяется с полостью нагнетания и увеличивающийся — с полостшо всасывания. Расположение этих канавок относительно оси симметрии должно быть таким, чтобы при любом положении шестерен полости всасывания и нагнетания не соединялись между собой и чтобы было обеспечено некоторое положительное перекрытие.
Для этого отсечка аамкнутой камеры с уменьшающимся при вращении шестерен объемом от полости нагнетания должна происходить в тот момент, когда этот объем близок к наименьшему значению, и соединение этой камеры с полостью всасывания — когда объем ее будет больше минимального значения. Канавки рекомендуется располагать так, чтобы отсеченное межзубовое пространство соединялось с зоной нагнетания лишь на время уменьшения своего объема, а в последующий период, когда объем увеличивается, связывалось для предотвращения кавитации с зоной всасывания.
Расстояние Ь между канавками определяется кратчайшим расстоянием между профилями двух соседних зубьев или шагом по основной окружности. Для нормального зацепления (а = 20*) это расстояние Ь= 2,8 — ', лн где τ— диаметр начальной окружности (расстояние между цент- рами шестерен с одинаковым числом аубьев). Длина канавки Ь=З и~/ 1 — 0,94 —,' Практически принимаем /г = 1,2 и. Ширина канавки при числе зубьев от 10 до 17 а (1,2 ' 1,5) и. Глубину канавки выполняют равной 1 згм при модуле зацепления т = 2 лгзг; при модуле зацепления т = 8 маг глубину канавки принимают равной 6 — 8 зглг.
При расчете сечения канализационных канавок, предназначенных одновременно и для подвода жидкости в межзубовое пространство из камеры всасывания, скорость течения жидкости следует принимать не более 4— 5 зг/сек. Разгрузку вала от действия одностороннего радиального давления жидкости, возникающего вследствие запирания жидкости, часто выполняют путем применения непересекающихся между собой радиальных сверлений в шестернях, которые обеспечивают равенство давлений в диаметрально противоположных менгзубовых впадинах шестерен (рис.
113). Насосы с автоматическим регулированием величины торцовых зазоров В современных насосах, преднааначенных для работы при высоких давлениях (более 100 к1/сзг'), применяют устройства для автоматического уплотнения шестерен по их торцам (рис. 114). Для атой цели служат две подвижные плавающие втулки е' и 7 из антифрикционного материала, которые давлением жидкости принсимаются к торцовым поверхностям шестерен б и а. При работе насоса с нулевым давлением втулки поджимаются к шестерням пружинами 1.
Втулки посажены в колодцы корпуса с минимальным радиальным аазором. Насосы с подобными устройствами отличаются большим сроком службы и имеют высокий объемный к. п, д., величина которого для насоса средней мощности ((г = 60 л/агин и р = 120 —: 150 кГ/сиз) достигает 0,94 — 0,96; механический к.
п. д. подобного насоса равен 85%. В отдельных случаях зти насосы удовлетворительно работают при давлениях 200 кГ/с/в' и выше. Некоторые иностранные фирмы выпускают подобные насосы на максимальное давление р = 280 кГ/ск'. 233 Рис. 114. Схема пасоса с плавающими торцовыми втулками Усилив, с которым втулки прижимаются к торцу шестерни, рас- считывают по выражению и (Ваа — На) пР+ Р~х = пР+ 4 Р (259) где В, и Ы вЂ” диаметры буртика (или диаметр головок шестерни) н внешней поверхности втулки; Й, в схеме, приведенной на рис.
114, равен диаметру плавающих втулок 8 и 7; Рав — усилие аатяжки пружины 1. Усилию Р противодействует усилие давления жидкости на плавающую втулку в торцовом аазоре шестерни, величину которого рассчитывают на основании экспериментальных данных. Отиошение условной площади )а, на которую действует жидкость и направлении отжима втулки, к площади )ы на которую действует прижимающее давление, должно быть не менее а= — '»12 —:1,3, 11 (260) Утечки жидкости отводятся по каналу Б во всасывающую полость насоса; клапан 2 создает незначительное противодавление н тем самым препятствует проникновению в насос вовдуха. Плавающие втулки 8 и 7 должны быть рассчитаны так, чтобы они поджимались к торцам шестерен с усилием, обеспечивающим надежное уплотнение; однако это усилие не должно быть излишне высоким, так как это увеличивает трение и понижает механический к. п.
д. насоса. где и (Х), '— ем) Лт = 4 к (ое т~а) Л= П, — диаметр окружности впадин шестерни; д — внешний диаметр шейки втулок у и 7. Усилие Р„р должно обеспечивать начальный контакт (прижим) плавающих втулок с шестернями при нулевом давлении. Зто усилие выбирают практически равным Р„р —— 5 —: 8 кГ. В описайной выше конструкции насоса (см. рис. 114) плавающие втулки одновременно служат подшипниками скольжения для цапф шестерен, однако при высоких давлениях я~идкости применяют игольчатые подшипники (рис.
115). Многоступенчатые и многошестеренные насосы Для повышения давления жидкости применяют многоступенчатые шестеренные насосы. Путем последовательного или параллельного сое- Рис. И5. Шеетереиимй насос с илв- динения в одном корпусе веющими втулками и игольчатыми иеднескольких пар шестерен шипвиками можно либо повысить давление, либо обеспечить несколько автономных ступеней расхода или увеличить расход.
На рис. 116, а показаны конструкция и схема трехступенчатого шестеренного насоса с последовательным соединением. Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет переливной клапан, отрегулированный на соответствующее давление. Применением двух- и трехступенчатого насоса можно практически удвоить и утроить давление, однако при атом понижается общий к. к. д. агрегата, так как первые ступени должны быть рассчитаны на превышение потребной производительности, необходимое для обеспечения надежного (с запасом) питания последующих ступеней.
Для повышения расхода или получения нескольких ступеней его применяют многошестеренные насосы с тремя (рис. 116, б) и более шестернями (до семи шестерен), раамещенными вокруг центральной ведущей шестерни. Вопросы кояструирования и изготовления. Шестерни насосов небольших размеров обычно выполняют аа одно целое с осями (см. рис. 115). Подобная конструкция обладает преимуществом для шестерен малого размера, в которых раамещение шпоночного или иного соединения шестерни с валином представляет иэвестные трудности. Заслу>кивает внимания насос со шлицевым соединением приводного валика с валом ведущей шестерни (рис. 117, а), благодаря е! ф Рис. 117.
Шестереннме насосы с шлипеемм и шпоночным соединением ше- стерен с еалнкемп которому последнян в вначительной мере раагружена от сил, обусловленных несоосностью установки насоса на приводной коробке. При достаточно большой разнице в диаметрах валов и шестерен последние выполншот отдельно и крепят на валах при помощи шпоночного (рис. 117, б) или шлицевого соединения. Числа аубьев ведомой и ведущей шестерен обычно равны; в некоторых случаях число еубьев одной иа шестерен выбирается на один ауб больше, чем парной шестерни, благодаря чему улучшаются условия наноса профилей аубьев. Насосы с косозубыми (спиральными) и шевронными шестернями Прямоаубое зацепление характериауется прямолинейным контактом рабочих поверхностей (профилей) аубьев по всей их ширине (длине зуба), при неточном изготовлении которых возникает толчкообрааное движение ведомой шестерни и шум, а также наблюдается быстрый износ рабочих поверхностей.
Эти недостатки устранены в косовубых (спиральных) и шевронных (рис. 118, а и б) шестернях, Вход в аацепление аубьев и выход га7 из него в этих шестернях происходит постепенно, благодаря чему уменьшается влияние погрешностей в профиле зуба и достигается плавная и относительно бесшумная работа. В насосах с косозубыми шестерннми (рис. 118, а) пульсация подачи и крутящего момента, а также аапирание жидкости во впадинах аначительно ниже, чем в насосах с цилиндрическими шестернями. Для снижения пульсации необходимо обеспечить условие, побы произведение Ь тя ~р равнялось 8, 2~, 38 и т. д., где Рис.
118. Схемы насосов с косозубыми и шеврон- ными шестернями у — угол наклона зубьев и Ь вЂ” ширина шестерни. Угол ш выбирают таким, чтобы сдвиг зубьев по окружности на торцах шестерен составлял половину шага. Практически этот угол обычно не превышает 7 — 10'. При работе косозубых шестерен воаникают осевые усилия, которые прижимают шестерни к торцам корпуса. Этот недостаток устранен в насосах с шевронвыми шестернями (рис. 118, б). Угол наклона аубьев ~р последних обычно равен 20 — 25'.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
