/
Author: Рыбкин Е.А. Усов А.А.
Tags: машиностроение металлорежущие станки металлургия металлы насосы станкостроение насосные станции
Year: 1960
Text
u I * о о
E. А. РЫБКИН, А. А. УСОВ
ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ
ДЛЯ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ
‘ СТАНКОВ
; f
I
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
•UAi , Москва 1960 ч „
Книга содержит анализ теоретических и эксперимен-
тальных исследований методов расчета и конструирования
шестеренных гидравлических насосов, применяемых
в гидрофицированных металлорежущих станках
Работа базируется на современных исследованиях,
проведенных различными отечественными и зарубежными
специалистами в этой области и на опыте эксплуатации
различных конструкций шестеренных насосов в производ-
ственных условиях.
Книга содержит достаточное количество иллюстраций,
а также практических рекомендаций Предназначена для
инженеров, занятых конструированием и производством
станков, а также для инженеров, занятых эксплуатацией
гидрофицированного металлорежущего оборудования
1 научи;-.-’’ 1
• ИМ - - „
Рецензент канд техн наук В. В. Ермаков
Редактор издательства Г. И. Байдаков
Редакция литературы по металлообработке и станкостроению
Зав. редакцией инж. В. И Митин
1 ПРЕДИСЛОВИЕ
В осуществлении задач, поставленных XXI съездом Коммуни-
стической партии Советского Союза в деле дальнейшего развития
производительных сил страны, повышения производительности
и квалификации труда, выдающаяся роль принадлежит маши-
ностроению. Перед советскими машиностроителями поставлена
задача повышения степени автоматизации не только рабочих процес-
сов в машинах, но и процессов производства самих машин. Совер-
шенствование и автоматизация станков и машин-орудий сопровож-
дается непрерывным увеличением степени использования в них
гидравлических устройств СогласноданнымЭНИМС, более35 % выпу-
скаемых в настоящее время металлорежущих станков является гидро-
фицированными, а станки агрегатные и специальные в большинстве
случаев (60—70%) располагают гидрофицированными механизмами
главных и вспомогательных движений.
Основными узлами каждой объемной гидропередачи являются
насос, контрольно-регулирующая аппаратура, аппаратура управле-
ния и силовые исполнительные агрегаты. По сравнению с другими
узлами в надежности и долговечности работы гидросистемы надеж-
ность и долговечность работы насоса имеет решающее значение.
В станкостроении и многих иных областях машиностроения
наряду с другими типами гидравлических насосов широко приме-
няются шестереннные .расрсьц В значительной мере этому способ-
ствуют эксплуатационная надежность шестеренных насосов, невы-
сокая требовательность в отношении ухода за ними, простота ревер-
сирования, компактность, малый вес и небольшая стоимость, что
выгодно отличает их от других типов объемных гидронасосов.
В металлорежущих станках почти всех типов шестеренные насосы
используются в гидравлических приводах для осуществления рабо-
чих и холостых движений различных механизмов, а также в приво-
дах транспортирующих устройств и в системах смазки.
Следует подчеркнуть, что преимущественное применение шесте-
ренные насосы получили в гидросистемах станков с дроссельным
1* з
регулированием скорости движения рабочих органов и в гидроко-
пировальных системах станков и приспособлений.
Опыт эксплуатации этих гидросистем показывает, что использо-
вание шестеренного насоса с органически присущей ему пульсацией
масляного потока и давления позволяет добиться более чувствитель-
ной работы органов регулирования (дросселя и следящего золот-
ника). Это явление объясняется постоянством размеров проходных
сечений соответствующих гидравлических устройств, заращиванию
и засорению которых препятствует пульсирование потока и дав-
ления.
Наиболее часто в отечественном станкостроении шестеренные
насосы применяются в следующих станках и приспособлениях:
1) в гидросистемах плоскошлифовальных, круглошлифовальных
и внутришлифовальных станков с панелями управления типа Г31-1
или со специальными панелями управления, имеющими встроенные
дроссели для регулирования скорости хода рабочих органов;
2) в гидросистемах копировальных токарных и фрезерных стан-
ков, где для управления подачей копировальных суппортов и фрезер-
ных головок применяются золотники с небольшими проходными
сечениями;
3) в гидросистемах копировальных суппортов для токарных стан-
ков и в дубликаторах для токарных и фрезерных станков, где
в качестве управляющего органа служит дросселирующий золотник;
4) в гидросистемах агрегатных станков, агрегатных головок,
автоматизированных токарных, револьверно-токарных, фрезерных,
шлифовально-притирочных, заточных, резьбонакатных и расточ-
ных станков для осуществления вспомогательных движений, рабочих
подач, быстрых перемещений и др. ,
В иностранных конструкциях станков шестеренные насосы
применяются в гидросистемах зубофрезерных и зубошлифовальных
станков. Имеются гидросистемы, где путем регулирования скорости
вращения приводного вала насоса изменяется скорость перемещения
рабочего органа. Исследованы [30] и используются гидросистемы
с дифференциальным приводом, состоящим из двух шестеренных насо-
сов (фирма «Reishauer). Здесь один из насосов привода имеет ступен-
чатое либо бесступенчатое регулирование числа оборотов, которое
изменяется в зависимости от требуемого режима работы станка.
Величина объема жидкости, поступающего к рабочему органу, опре-
деляется разностью производительностей насосов привода. Исследо-
вания работы подобного привода, использованного в зубошлифоваль-
4
ном станке фирмы «Reishauer», показали возможность получения
малых и устойчивых значений подачи (до 50 см?1мин при рабочем
давлении 20 кПсм2).
Кроме указанных случаев применения шестеренных насосов в гид-
росистемах станков за рубежом, шестеренные насосы и гидродвига-
тели находят применение в гидросистемах продольнострогальных
станков с мощностью привода до 90 л. с. (фирма «Hydrel»), в гидро-
системах поперечно-строгальных станков, а также в системах охла-
ждения станков для глубокого сверления.
Однако в ряде случаев дальнейшее расширение области исполь-
зования шестеренных насосов встречает серьезные затруднения.
Не найдены еще достаточно удовлетворительные конструктивные
решения, отвечающие конкретным требованиям и условиям эксплуа-
тации в приводах металлорежущих станков, требующих применения
шестеренных насосов высокого давления. Трудная задача создания
насоса высокого давления осложняется необходимостью удовлетво-
рить всем обязательным и специфическим требованиям, предъявляе-
мым к насосам станочного гидропривода. Главные из них: надеж-
ность и долговечность работы в течение 3000—5000 час., сохранение
высокого и стабильного значения объемного и механического коэф-
фициентов полезного действия в течение гарантированного срока
службы; бесшумность при эксплуатации. Вместе с тем должны быть
сохранены все другие преимущества шестеренных насосов перед
насосами других типов. Можно утверждать, что удовлетворительного
решения этой задачи пока еще не получено. Применяемые в авиации
и некоторых других отраслях машиностроения шестеренные насосы
высокого давления не соответствуют в комплексе всем перечислен-
ным требованиям.
Главной причиной трудностей конструирования шестеренных
насосов вообще и насосов, отвечающих специфическим требованиям
станочных гидросистем в частности, следует считать серьезное отста-
вание теоретических и экспериментальных исследований в этой
области от требований и условий производства. Хотя вопросы теории,
конструирования и исследования эксплуатации шестеренных насосов
освещены в отечественной и зарубежной литературе в работах:
проф. Т. М. Башта [2], [31; проф. В. Н. Прокофьева [181: проф.
Е. М. Хаймовича [291; проф. В. В. Мишке [181; И. 3. Зайченко [91;
Е. М. Юдина [271; W. Е. Wilson [481; R. Pigott [44]; Т. Е. Fitzgi-
bbon [37 ] и некоторых других авторов, но они не охватывают мно-
гих, практически важных, достаточно сложных и узких специфиче-
а
5
ских вопросов, которые возникают при конструировании и эксплуа-
тации шестеренных насосов.
Опыт последнего времени показывает, что конструирование и экс-
плуатация даже таких конструктивно простых насосов, как шесте-
ренные, требует проведения значительных по объему, всесторонних
и тщательных по исполнению теоретических и экспериментальных
исследований. Систематическое отставание исследований qt требо-
ваний производства привело к отсутствию на сегодня обоснованных
данных по выбору рациональных соотношений между основными
эксплуатационными и конструктивными параметрами, и к отсутствию
материалов по расчету ряда ответственных элементов конструкций
гидросистем металлообрабатывающего оборудования. Для ликвида-
ции отставания требуется рассмотреть ряд вопросов, включающих
обязательный анализ эксплуатационных качеств шестеренной группы
насосов и изучение конкретных закономерностей рабочего процесса
и характерных особенностей каждого типа насосов.
Настоящая работа представляет собой попытку обобщить и про-
анализировать имеющийся теоретический материал и опыт конструи-
рования и эксплуатации шестеренных насосов и изложить методику
расчета основных конструктивных и эксплуатационных параметров
шестеренных насосов. Работа базируется на основе современных
теоретических и экспериментальных исследований, проведенных раз-
личными отечественными и зарубежными специалистами в этой об-
ласти и авторами. Главы III и IV написаны Е. А. Рыбкиным,
главы I и II § 1, 2 и 7 третьей главы написаны А. А. Усовым, введе-
ние и § 9 третьей главы написаны авторами совместно...
.. •------------------
, ...А-..., ' -г
*• Д .V-Л>;
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Ло — межцентровое расстояние роторов при неисправленном зацепле-
нии, мм;
Ак — межпентровое расстояние при исправленном зацеплении, мм;
b — ширина роторов, мм;
Сп — боковой зазор в зацеплении, мм;
1)е, (Re) — диаметр (радиус) окружности выступов зубьев ротора (шестерни).
мм;
Di, (Ri) — диаметр (радиус) окружности междузубовых впадии (ножек)
ротора, мм;
do, (го) — диаметр (радиус) основной окружности ротора (шестерни), мм;
с!н (гн) — Диаметр (радиус) делительной окружности ротора, мм;
Fen — площадь междузубовых впадин, мм2;
F36 — площадь зуба, мм2';
Рзщ — площадь поперечного сечения защемленного междузубового про-
странства (объема), J4J42;
Fam (Ч3) — текущее значение площади поперечного сечения защемленного
междузубового пространства (объема), мм2;
F/юдж — площадь поджатия уплотнительных пластин, мм2;
h — полная высота зуба, мм;
h'—высота головки зуба, мм; ' '
Л" — высота ножки зуба, мм;
Мви( — теоретический крутящий момент на ведущем роторое, кГсм;
Мей — теоретический крутящий момент на ведомом роторе, кГсм;
Мрез — суммарный теоретический крутящий момент на приводном валу,
кГсм;
Мср — среднее теоретическое значение крутящего момента на приводном
валу, кГсм;
Мсопр — суммарный момент сопротивления вращению, кГсм;
Мтж— суммарный момент сопротивления жидкостного трения, кГсм;
Мтм — суммарный момент сопротивления механического трения, завися'
щий от нагрузки, кГсм;
Мт*х — суммарный момент сопротивления механического трения, не завиея--
щий от нагрузки, кГсм;
Мтп (к) —момент сопротивления трения подшипников качения, кГсм;
Мрт (ск) — момент сопротивления трения подшипников скольжения, кГсм;
т — модуль зацепления стандартный для делительной окружности в нор-
мальном сечении или стандартный модуль исходного контура инстру-
, мента, мм;
7
ms — модуль зацепления в торцовом сечении, мм\
Nem — теоретическое значение мощности на ведущем роторе, квт\
Ned — теоретическое значение мощности на ведомом роторе, кет,
Npes — суммарная теоретическая мощность (амплитудная) на приводном
валу, кет\
Ncp — среднее теоретическое значение мощности на приводном валу, кет,
Nn — мощность потребляемая насосом, кет;
п — число оборотов в минуту приводного вала, ,
Рнг — давление нагнетания, кГ/см3,
рес — абсолютное давление на входе в камеру всасывания, кГ/см2,
Рмз — абсолютное давление в наиболее удаленной точке междузубового
пространства в камере всасывания, кГ/см2,
Ррез (вщ) — суммарное усилие на ведущем роторе, кГ,
Ррез — суммарное усилие на ведомом роторе, кГ\
Qa — геометрическая производительность иасоса за один оборот с исполь-
зованием избыточного объема, мм3/об,
—геометрическая производительность насоса за один оборот без
использования избыточного объема, мм3/об-,
О.ф — фактическая производительность насоса, мм3/мин,
^v(p) — Утечки жидкости через радиальный (периферийный) зазор, мм3/мин-,
Qy (т) '— Утечки жидкости через торцовый зазор, мм3/мин,
Qy — утечки жидкости через неплотности междузубового контакта,
мм3/мин\
Явш ~ скорость объемной подачи ведущего ротора, мм3/сек,
qeg — скорость объемной подачи ведомого ротора, мм3/сек\
Чизб — скорость изменения объема отсеченного междузубового простран-
ства, мм3/сек-,
Чрез — суммарное значение скорости объемной подачи (амплитудной произ-
водительности), мм3/сек-,
S — толщина зуба по дуге делительной окружности, мм,
So — толщина зуба по дуге основной окружности, мм\
Se — толщина зуба по дуге окружности выступов;
t0 — шаг зацепления зубьев по основной окружности в нормальном сече-
нии, мм\
t — шаг зацепления по делительной окружности, стандартный в нормаль-
ном сечении или шаг исходного контура инструмента, мм,
^изб — избыточный объем защемленного междузубового пространства, мм3-,
z — число зубьев ротора,
а0 — угол давления в точке профиля зуба на делительной окружности
или угол профиля зуба исходного контура реечного инструмента,
рад.; град.;
ак — угол давления в точке профиля на начальной окружности или угол
зацепления в нормальном сечении, рад.; град.,
ае — угол давления в точке профиля на окружности выступов, рад ; град ,
Ра — угол наклона зубьев, измеряемый на делительной окружности, град.;
е — коэффициент перекрытия;
др — радиальный зазор между цилиндрическими поверхностями корпуса
и поверхностями выступов зубьев роторов, мм,
> •
&т — зазор между торцами роторов и поверхностями уплотняющих дета-
лей, ММ',
— неплотность междузубового контакта, мм,
— коэффициент смещения исходного контура инструмента; коэффи-
циент исправления зацепления,
Xj — концентрация масляно-воздушной смеси в междузубовой впадине;
Х2 — концентрация масляно-воздушной смеси в камере нагнетания;
р — абсолютная вязкость жидкости, кГсек1м2',
ч — кинематическая вязкость жидкости, м2!сек\
со — угловая скорость вращения роторов, 1/рад. ’ ,
( 4 , ВВЕДЕНИЕ
/
1 ОСНОВЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ДЕЙСТВИЯ
И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ВОЗМОЖНОСТИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
Основы гидравлического действия и кинематика шестеренных
насосов всех конструктивных разновидностей определяют их при-
надлежность, как гидромашин, к группе коловратных ротор-
ных (либо тяготеющих к роторным) насосов объемного типа с плос-
костной кинематикой и внешней или внутренней связью между рабо-
чими органами
Характерными признаками этой группы насосов, согласно опреде-
лениям проф В В Мишке [18], являются
1) обязательное наличие в насосе трех родов рабочих органов
неподвижного статора и вращающихся относительно него ротора
и замыкателей,
2) герметичная изоляция всасывающей и нагнетательной камер
посредством одновременного замыкания статора, ротора и замыкателя,
3) осуществление подачи путем создания во всасывающей
камере объема, герметично отсекаемого замыкателем и прямоточным
движением перемещаемого в камеру нагнетания,
4) образование герметично замкнутого объема, переносимого
из камеры нагнетания в камеру всасывания и изменяющегося в про-
цессе переноса (защемленный объем),
5) щелевое распределение жидкости во всасывающей и нагнета-
тельной камерах вместо клапанного или золотникового,
6) наличие у замыкателей, образующих низшую кинематическую
пару, одной степени свободы,
7) неравномерность подачи жидкости, как следствие сложных
закономерностей перемещения рабочих органов,
8) независимость усилия на рабочих органах от скорости омываю-
щей их жидкости (Величина усилия определяется только давлением
в рабочей магистрали )
Перечисленными признаками исчерпывается кинематика и прин-
цип гидравлического действия любой разновидности этой группы
насосов 1.
1 Конструкции насосов, тяготеющих к роторным, к которым, как установлено
будет далее, относятся насосы с косозубым и шевронным задептезчями при углах
наклона зубьев более 7 град — не обеспечивают герметичной изоляции всасывающей
д нагнетательной камер.
Следует иметь в виду, что в большинстве конструкций шестерен-
ных насосов благодаря образованию между ротором и замыкателями
кинематической и силовой цепи отсутствует надобность в редукторе,
который является обычной принадлежностью коловратных насосов.
Профиль зубьев ротора и замыкателей, в силу известных преиму-
ществ, выполняется в шестеренных насосах по эвольвенте. (В неко-
торых конструкциях насосов с внутренним зацеплением исполь-
зуется профиль, отличный от эвольвентного.)
Хорошие эксплуатационные качества шестеренных насосов опре-
деляются сочетанием следующих наиболее важных свойств:
1) способностью самозасасывания и нагнетания жидкостей со зна-
чительным давлением упругих паров и высоким содержанием рас-
творенных в них газов и воздуха. Величина абсолютного давления
во всасывающей полости шестеренных насосов с наружным заце-
плением может доходить до 300 мм рт. ст., а в насосах с внутрен-
ним зацеплением до 650 мм рт. ст.
2) возможностью применения рабочих сред вязкостью в пределах
от 0,5 X 10~в до 250 х 10-s м2/сек-,
3) интервалом производительностей от долей литра до нескольких
тысяч литров в минуту, что является результатом отсутствия ограни-
чений, препятствующих увеличению размеров насоса и работе его
на высоких скоростях. (В шестеренных насосах отсутствуют рабочие
органы, подверженные действию центробежных сил, и органы, дви-
жущиеся с ускорением, что позволяет доводить число оборотов при-
водного вала до 6000—8000 в минуту);
4) интервалом рабочих давлений от 10 до 35 кГ/см2 в односту-
пенчатых двухроторных насосах неразгруженных конструкций
и от 200 до 300 кГ/см2 — в насосах многоступенчатых разгружен-
ных конструкций и автоматическим регулированием торцовых
зазоров.
Вместе с тем, шестеренные насосы достаточно чувствительны к засо-
рению рабочей жидкости, что является следствием очень малых кон-
тактных зазоров. (У шестеренных насосов чувствительность к засо-
рению проявляется в меньшей степени, чем в насосах шиберных
и поршеньковых.)
2. КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ
Шестеренные насосы можно классифицировать по следующим при-
знакам:
1) по характеру зацепления: а) насосы с внешним зацеплением,
6)jHacocbi с внутренним зацеплением;
2) по форме зуба зацепляющихся рабочих органов: а) насосы
с прямыми зубьями, б) насосы с винтовыми зубьями, в) насосы
с шевронными зубьями;
3) по числу одновременно сцепляющихся пар роторов: а) насосы
двухроторные, б) насосы многороторные;
4) по числу пар роторов в насосе: а) одноступенчатые насосы,
б) многоступенчатые насосы;
12 '
5) по возможности регулирования производительности: а) насосы
с регулируемой производительностью, б) насосы с нерегулируемой
производительностью;
6) по способам обеспечения работоспособности от давления:
а) насосы неразгруженные, б) насосы разгруженные, в) насосы
с автоматическим регулированием торцовых зазоров.
Указанная классификация является условной и не охватывает
всего многообразия конструктивных особенностей этого типа насо-
сов, принятых с целью улучшения их эксплуатационных параметров
либо для удовлетворения специфических требований, определяемых
условиями работы. Вместе с тем, каждый из перечисленных признаков
является отправным для характеристики эксплуатационных воз-
можностей и принципов конструктивного оформления соответствую-
щего типа насоса.
Основными признаками, определяющими тип насоса, следует
считать характер зацепления и форму зубьев. Сами по себе класси-
фикационные признаки не являются единственно определяющими
и могут характеризовать тот или иной тип насоса лишь в сочетании
с другими.
В плане настоящей книги интерес для рассмотрения представ-
ляют лишь типы шестеренных насосов, эксплуатационные характе-
ристики которых соответствуют требованиям и условиям работы
станочного гидропривода
Анализируя в связи с этим специфические особенности работы
насосов с винтовыми и шевронными зубьями роторов можно пока-
зать несоответствие их эксплуатационных характеристик основным
требованиям, предъявляемым к приводному элементу гидроси-
стем металлорежущих станков.
Насосы свинговыми зубьями (косозубые,
двухроторные). Основной целью при использовании косо-
зубых и шевронных шестерен в гидравлических насосах является
устранение недостатков, присущих зубчатой передаче с прямыми
зубьями, и улучшение гидравлических показателей насосов.
Как известно, прямозубое зацепление характеризуется прямо-
линейным контактом боковых поверхностей зубьев по всей их
ширине, сохраняющим неизменной свою величину в процессе зацеп-
ления.
Эту особенность зубчатых колес с прямыми зубьями следует расце-
нивать как их недостаток, приводящий при неточно изготовленных
профилях, к толчкообразному движению ведомого колеса, шуму
и быстрому износу рабочих поверхностей. К недостаткам прямозу-
бого зацепления следует также отнести ограниченную возможность
увеличения коэффициента перекрытия. Обычное значение этого
коэффициента е < 2. Поэтому нагрузка, передаваемая зубьями, рас-
пределяется не более, чем на две пары. Это обстоятельство приво-
1 Насосы с внутренним зацеплением зубьев в дальнейшем рассматриваться
не будут, так как случаи их использования в станочных гидросистемах чрезвычайно
редки
( л
13
дит при больших величинах передаваемых усилий к повышенным
значениям модуля и увеличению габаритных размеров.
Названные недостатки прямозубого зацепления устраняются
при использовании косозубых шестерен. В этом случае вступление
и выход зубьев из зацепления происходит не сразу по всей их ширине,
а постепенно, что позволяет устранить влияние некоторых погреш-
ностей в очертании профилей зубьев и добиться более плавной и менее
шумной работы.
Однако полное использование преимуществ косозубой передачи
в шестеренных насосах ограничивается выбором значений угла
наклона зубьев fJ. Предельные величины этого угла определяются
требованием сохранения уплотняющего контакта по всей ширине
зацепляющихся зубьев в течение всего периода их касания.
Чтобы выполнить это условие зацепления в шестеренных насосах
с ширинами роторов, числом зубьев и коэффициентом перекры-
тия, широко применяемых практически — угол наклона зубьев ₽
не может превышать пределов от 4 до 7 град. Но при столь малых
углах наклона косозубое зацепление не обладает сколько-нибудь
существенными преимуществами перед прямозубым зацеплением
и не целесообразно для применения в шестеренных насссах.
При плотном беззазорном косозубом зацеплении постоянная изо-
ляция полостей нагнетания и всасывания сохраняется при несколько
больших углах наклона зубьев, чем в зацеплении с боковым зазором.
Однако и в этом случае величины угла наклона зубьев не могут пре-
вышать 7—10°, при которых работа косозубого зацепления несу-
щественно отличается от работы прямозубого зацепления. Приме-
нение косозубых роторов в шестеренных насосах не обеспечивает
также и более равномерную подачу нагнетаемой жидкости. Зависи-
мости, которые мы рассмотрим ниже, позволяют утверждать, что
применение косозубых роторов не дает снижения пульсации подачи
жидкости в отличие от насосов, имеющих прямозубые роторы, так
как частота и амплитуда колебаний подачи остаются неизменными.
Недостатком передачи с винтовыми зубьями следует также считать
возникновение осевого усилия во время работы, что не имеет места
при прямозубом зацеплении.
Насосы с шевронными зубьями. Угол наклона
зубьев на шевронных роторах насосов достигает 20 град, и более,
что позволяет полностью использовать положительные свойства
косозубой передачи. У широких роторов при таких величинах угла
наклона зубьев заметно возрастает значение коэффициента пере-
крытия. Одновременное зацепление нескольких пар зубьев позво-
ляет получить при работе насосов с шевронными зубьями более
равномерную подачу жидкости. Соотношение между углами заце-
пления в торцовом и нормальном сечениях косозубых колес ука-
зывает на возможность нарезать косозубые шестерни без исправ-
ления с числом зубьев меньшим, чем наименьшее число зубьев
прямозубой передачи. Этим достигается значительно лучшее исполь-
зование рабочего объема тела роторов для целей нагнетания.
На фиг. 1 изображен шестеренный насос, на каждом из роторов
14
которого нарезано по два шевронных зуба. Роторы в этом случае
предназначены лишь для транспортирования рабочей жидкости
и не имеют непосредственного контакта между зубьями. Привод
каждого из роторов осуществляется с помощью специального наруж-
ного редуктора.
Вследствие большого угла наклона зубьев в насосах с шеврон-
ными роторами нет непрерывной изоляции камер нагнетания и вса-
сывания, и поэтому здесь имеет место постоянный переток жидкости
через пространство зацепления. Это обстоятельство затрудняет
использование их для нагнетания маловязких жидкостей даже
Фиг. 1. Шестеренный насос с шевронным зацеплением роторов.
в диапазоне средних давлений. По этой же причине затруднено точ-
ное аналитическое определение геометрической производительности
насоса, так как величина нагнетаемого объема жидкости является
неопределенной 1.
Характеристики зависимости расхода от давления насосов оди-
наковой (при отсутствии перепада давлений) геометрической произ-
водительностью с прямозубыми 1 и шевронными 2 роторами, при
работе на жидкостях с большой (90 сст) и малой (18 сст) вяз-
костями, изображены на фиг. 2.
Отсутствие непрерывной изоляции рабочих камер насоса с шев-
ронными роторами позволяет избежать органически присущего
1 Так же, как и насосы с винтовыми зубьями роторов при углах наклона, когда
tg Pg > (es — 1) —, насосы с шевронными роторами, строго говоря, не должны
относиться к классу роторных гидронасосов, так как они не удовлетворяют одному
из основных признаков насосов этого типа — образованию в процессе нагнетания
защемленного объема.
15
прямозубым шестеренным насосам заклинивания жидкости в отсе-
ченном междузубовом пространстве (весьма нежелательного у насо-
сов большой производительности при работе на жидкостях с высокой
вязкостью). Канализация жидкости (разгрузка отсеченного между-
зубового пространства) становится в этом случае затруднительной.
Защемление жидкости у насосов с прямозубыми роторами ограни-
чивает возможный предел скорости вращения роторов.
При прочих равных условиях насосы с шевронными роторами,
как показывают испытания, могут работать на скоростях больших,
чем насосы прямозубые, без заметного влияния на продолжитель-
ность службы шестерен,
опор и уплотнений. Обла-
стью наиболее рациональ-
ного применения насосов
с ьшевронными и односто-
ронними косозубыми рото-
рами (с углом наклона
зубьев более 7 град.) сле-
дует считать работу по
перекачке больших объе-
мов (3000—5000 л!мин)
высоко вязких жидкостей
(до 300° Е). Как показала
практика, весьма целесо-
образно использование
этого типа насосов при на-
гнетании жидкостей с боль-
шим содержанием растворенных в них газов и воздуха и со значи-
тельными давлениями упругих паров, так как благодаря отсутствию
защемления жидкости обратно в зону всасывания переносится очень
малое количество сжатых в полости нагнетания газов и паров.
В результате невелика и доля объема рабочих камер, заполненных
расширившимися в полости всасывания парами газами и воздухом,
а следовательно, невелика и потеря производительности от недо-
заполнения междузубовых впадин жидкостью.
Вместе с тем изготовление шестеренных насосов с шевронным
зубом является значительно более сложным и трудоемким процес-
сом, чем изготовление насосов с прямозубыми роторами. Для
сокращения утечек жидкости зацепление должно выполняться плот-
ным (беззазорным). Должен быть сведен к минимуму и радиальный
зазор между головкой и дном впадины сопряженных зубьев (фиг. 3).
(Для этого используется инструмент с укороченным зубом, напри-
мер в насосе фирмы «Brown and Sharpe» мод. 537 боковой зазор
в зацеплении составляет около 0,03 мм при т = 5,5, а радиальный
0,02 мм.)
Эксплуатационные требования к приводным элементам станочных
гидросистем предполагают «жесткость» характеристики р — Q
и определенности значений геометрического расхода насоса, что
позволяет обеспечить рациональные режимы резания и равномер-
16 „
кость скоростей рабочих движений. Этим требованиям шестеренные
насосы с косозубым и шевронным зацеплением роторов (относя-
щиеся к группе «тяготеющих к роторным») не удовлетворяют, что
в большинстве случаев ограничивает их применение в гидроприво-
дах металлорежущих станков.
Двухроторные одноступенчатые насосы
с прямыми зубьями. Самую обширную группу шесте-
ренных насосов составляют насосы с наружным зацеплением прямо-
зубых роторов. Этот конструктивный принцип представляет основу
для большого числа исполнений насосов различных эксплуатацион-
ных возможностей. Насосы
с прямозубыми роторами
характеризуются рядом
специфических особенно-
стей, вытекающих из их
принадлежности к группе
роторных гидронасосов.
Они обладают опреде-
ленностью значений геомет-
рической производитель-
ности, постоянством рас-
хода тгри неизменной тжи-
< рости вращения в широком
диапазоне давлений и ста-
I бильностью рабочей харак-
----------- ---------, ис-
качестве
Фнг. 3. Зацепление роторов с шевронными
зубьями в осевом сечении.
у, теристики агрегатов,
пользуемых в кач(
(^-гидродвигателей.
Наибольшей конструктивной простотой отличаются одноступен-
чатые двухроторные насосы с прямыми зубьями, предназначенные
для работы на низких и средних давлениях. Этот тип шестеренных
насосов широко применяется в гидравлических приводах металло-
режущих станков потому, что он обеспечивает получение наивыгод-
нейших условий резания при требуемой равномерности скоростей.
В различных конструктивных вариантах они используются для
сообщения возвратно-поступательных движений столам в шлифо-
вальных и некоторых других станках, а также для осуществления
быстрых ходов в станках токарных, фрезерных, алмазно-расточных
и агрегатных. Широко используются эти насосы в системах смазки
и охлаждения металлорежущих станков.
Одноступенчатые двухроторные насосы с прямыми зубьями отли-
чаются друг от друга исполнением опор ведущего и ведомого роторов,
способом уплотнения торцов роторов, способом разгрузки защемлен-
ного междузубового пространства, конфигурацией камер нагнетания
и всасывания, конструкцией уплотняющих элементов приводного
вала и внешним оформлением в зависимости от назначения данного
насоса и технологии его изготовления.
Конструктивная простота и надежность работы прямозубых одно-
ступенчатых двухроторных насосов среднего давления позволили
2 Рыбкин и Усов 88
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКАЯ
БИБЛИОТЕКА З-ДА
им в. А.Дегтярева ।
17
18
Ф,.г, 6. Многоступенчатый многороторный насос (вид с торца).
О,
ВС
Фиг. 7. Схема многоступенчатого многороторного насоса.
2*
19
создать на базе этих насосов насосы высокого давления (многоступен-
чатые и многороторные) с широким интервалом производительностей
путем последовательного и последовательно-параллельного соеди-
нения нескольких групп роторов.
Последовательно-параллельное соединение в одном агрегате
нескольких групп роторов позволяет получить насос высокого дав-
ления с большим числом различных ступеней расхода. Схема работы,
общий вид и элементы конструкций упомянутых насосов изобра-
жены на фиг. 4—7.
Двухроторные одноступенчатые шестеренные насосы высокого
давления, кроме перечисленных выше различий насосов низкого
и среднего давления, отличаются также методом разгрузки шесте-
рен и опор от радиальных усилий и способами регулирования тор-
цового зазора.
Вместе с тем следует отметить, что известные конструкции шесте-
ренных двухроторных одноступенчатых насосов высокого давления
(разгруженных с регулированием торцовых зазоров) являются доро-
гостоящими и относительно недолговечными.
, ГЛАВА I
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЗНАЧЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ,
КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
И МОЩНОСТИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
1. ГЕОМЕТРИЧЕСКАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ
* । Общие положения
Для расчета геометрической производительности шестеренных
насосов применяется большое число, отличных по структуре и точ-
ности формул. Это не только осложняет, но и делает часто невоз-
можным правильную оценку и сравнение отдельных показате-
телей работы насоса, полученных при использовании различных
формул. Например, детальный анализ объемных потерь (утечки
жидкости и недозаполнение) и механических потерь невозможен без
знания точной величины рабочего объема. Применение различных
неточных формул, характеризующих геометрические возможности
данного насоса, может привести к ошибочным заключениям. Ниже
приведено несколько известных теоретических и эмпирических фор-
мул геометрической производительности:
Qs(1) = 3,5 (R2- R-) b мм3; : ; ’ (a)
- Qe<i) = 2Fa6zb мм3; - . ,(6)
Qz(i) = 2Fenzb мм3; ; '-Р У (в)
Qa(i) = лАк (De — AK) b мм3; ; (r)
Qzd) = 2л I -------------3- \b MM3; . ! ’ (д)
.. 2z^Fen- - rf )b мм3; \ 7 Де)
Qa(i) — 2ndHa4 4-
Qs(l) — 2л Де
0,0J3989/тг-cos a \ _
—---------------- ) b мм3;
z /
A2 t2 " * 1
----(3e3 — 6es + 4) мм3.
(ж)
(3)
21
дины сцепляющихся зубьев,
Фиг. 8.
т — 1мм, b — I мм, (о = —— ; £ = 0,5.
Результаты расчета геометрической производительности по этим
формулам изображены на фиг. 8.
Согласно формуле а (формула Фальца), количество подаваемой
насосом жидкости возрастает с уменьшением радиуса окружности
ножек зубьев R{, что не соответствует действительности потому,
что объем жидкости, заключенный между вершиной и дном впа-
переносится обратно в камеру всасы-
вания и не определяет производи-
тельности насоса. Приближенными
являются и формулы б, в и г, исхо-
дящие из допущения, что площади
зубьев и впадин равны. Сопоставляя
изображенные на фиг. 8 кривые гео-
метрической производительности,
построенные по формулам бив, не-
трудно заметить их различия. Хоро-
шо известная формула Д. Тома д
может быть использована лишь для
расчета производительности насосов
с равным числом зубьев роторов
и коэффициентом перекрытия е=1.
Формула е не отражает особенности
изменения отсеченного пространства
в ходе зацепления и при пользовании
предполагает планиметрирование
необходимых площадей, что нельзя
признать удобным. Эмпирическая
зависимость ж (проф. Т. М. Башта)
[3] * 1 рекомендована автором только
для насосов с разгрузкой защемлен-
ного пространства в сторону нагне-
тания. Формула требует определе-
ния угла зацепления и удобна только в случаях углового исправ-
ления профиля. Использовав метод Д. Тома (через силовые зависи-
мости), проф. Е. М. Хаимович (1936 г.) получил формулу геометриче-
ской производительности для насосов с коэффициентом перекрытия
большим единицы (е > 1). Аналогичную зависимость, применив
этот же метод установил в 1940 г., А. М. Мишарин. Сомневаясь,
видимо, в достоверности и точности этой формулы, проф. Т. М. Башта
рассматривает в своей книге [3] графический метод расчета произво-
дительности. Проф. Е. М. Хаймович для получения «точной фор-
мулы» (136) рекомендует планиметрирование площади, ограничен-
ной кривыми линиями [29]. Расчетная формула (25), предложен-
ная Е. М. Юдиным [27], для случая разгрузки защемленного про-
странства в сторону нагнетания, является ошибочной, так как
автором (это будет в дальнейшем показано) неправильно взяты
пределы интегрирования исходной величины.
’л- л
1 См. также «Product Engineering», 1946, v. 52, Ks 2.
22 ‘ '
Следовательно, задача получения точного аналитического урав-
нения (формулы) для расчета геометрической производительности
шестеренных насосов является весьма актуальной. Кроме того,
большой практический интерес представляет установление размеров
отсеченного междузубового пространства, являющегося у шесте-
ренных насосов «вредным пространством». Наличие вредного про-
странства при нагнетании жидкостей, содержащих растворенные
газы и воздух, оказывает заметное влияние на величину производи-
тельности и шумовую характеристику насосов.
В последующих разделах этой книги изложены выводы формулы
геометрической производительности на основании только геометри-
ческих представлений и определены величины возможных потерь
производительности в результате защемления жидкости в отсечен-
ном междузубовом пространстве. Для выяснения особенностей
работы насосов рассмотрены случаи зацепления прямозубых рото-
ров с боковым зазором, беззазорное зацепление прямозубых рото-
ров и зацепление косозубых роторов. Опытная проверка зависимостей,
полученных теоретическим путем, произведена на специально скон-
струированной для этой цели установке, схема работы которой
изображена на фиг. 18.
Для нахождения аналитического значения геометрической произ-
водительности шестеренного насоса с равными шестернями рассма-
тривается случай работы при отсутствии утечек, возникающих
в результате разности давлений между камерами нагнетания и вса-
сывания и при отсутствии объемных потерь в результате кавитации
(недозаполнения). В этом случае количество переносимой в зону
нагнетания жидкости будет определяться лишь геометрическими
размерами рабочих органов и кинематическими закономерностями
зацепления.
Как известно, органическим свойством роторных насосов является
защемление объема в междузубовом пространстве, что приводит
к неизбежным потерям производительности. «Защемленный объем»
возникает в момент начала одновременного контактирования двух
пар зубьев. С этого мгновения жидкость, заключенная в отсеченном
междузубовом пространстве, перемещается в направлении к зоне
всасывания. При этом величина потерь производительности, обуслов-
ленная попаданием жидкости обратно в полость всасывания насоса,
как это будет в дальнейшем показано, зависит от того, насколько
в конструкции насоса учтены все закономерности изменения вели-
чины объема отсеченого междузубового пространства. Разность
между суммарным значением объема междузубовых впадин шесте-
рен и объемом жидкости, переносимой в камеру всасывания в резуль-
тате образования отсеченного междузубового пространства, харак-
теризует геометрическую производительность насоса. Следовательно,
определение геометрической производительности насоса связано
с исследованием закономерностей изменения величины объема отсе-
ченного междузубового пространства.
При исследовании нами приняты некоторые допущения, позво-
ляющие облегчить математические выкладки и упростить структуру
23
формул. Предполагается, что галтель у основания зуба отсутствует
и ножка зуба от основной окружности до окружности выступов очер-
чена по радиальной прямой. Погрешности подсчетов промежуточных
величин являются при этих допущениях постоянными и исклю-
чаются при окончательном определении величины геометрической
производительности. Вычисленный при этих допущениях объем
отсеченного междузубового пространства — несколько больше дей-
ствительного. Это позволяет иметь известный «запас надежности»
в расчетах объемных потерь, обусловленных наличием в жидкости
растворенных воздуха и газов. При расчете объемов междузубовых
впадин и отсеченного междузубового пространства используются
обычные соотношения элементарной и эвольвентной геометрии.
Определение зависимостей для расчета насосов с боковым зазором
в зацеплении прямозубых роторов
Для определения величины объема отсеченного междузубового
пространства рассмотрим его на фиг. 9 в некотором промежуточном
положении от начала контактирования двух зубьев. Площадь сече-
ния защемленного пространства (сечение перпендикулярно осям
роторов), характеризующая величину искомого объема для произ-
вольного момента зацепления при наличии на линии зацепления
контакта в двух точках (X и У), может быть найдена подстановкой
значений соответствующих слагаемых в выражение:
Езл (ф) = пл- xDxH±H2D2STуМ 2L2L1M1GEx == F1-\- F2 —
-Fs-Ft-F^-Fe-Fi-Fs-Fs-F^-Fn-F^. (1)
Здесь F± = пл. xOYy\ F2 = пл. xO2y;
F3 = пл. xOJ\x\ Fi ~ пл. НЛОУН2, ' •'
F5 ~ пл. OJ^SO^ F6 == пл. OiSTO^,
, F7 = пл. OjTyOj) FB = пл. yO2M2y;
Fs = пл. L2O2L±L2, Fl0 = пл.
F., = пл. EO2GE; F12 = пл. EO2xE.
J.1 A A
Далее необходимо определить значения каждого из слагаемых
формулы (1). Отсчет угла поворота ведущего ротора будем вести
от прямой, проходящей через ось Oj ротора и точку касания
линии зацепления с основной окружностью.
Площади треугольников Ft и F2 равны между собой и равны
2 те
V-
Площади эвольвентных секторов Fs, F5, F7, Fs, Fl0 и Fl2 опре-
деляются по известной формуле для криволинейного сектора
^кр.сект ~~2 §
24
25
в которую вместо 6, df) и Q должны быть в нашем случае подставлены
их значения
О = Ф —arctgq),
е2 = г2(Ц-ф2).
Фиг 10 Геометрические параметры зубчатого колеса
Подставим теперь в формулу (2) значения пределов угла <р:
для F5 = F10 q>! = 0, 4’2 = tgac,
ДЛЯ F7 ф! = Ч)+-^-, Ф2 = ^8ае’
для F8 <р1 = 0, ф2 = 2(tgaK — — ф;
, для F12 ф2 = 2 tg ак — ф, ф2 = tga,.
В результате получим
г2 J
^3—С-Ф’3. Fs = FI0 = -Atg3ae,
2
Л-^[1гЧ-(” + 2тУЬ ’ ‘
2 '
Fe= - [2(tgaK-^)-V]3;
г2
Л2=-г [tg3ae-(2tgaK-V)3J.
Пользуясь соотношениями фиг 10
^—2 Sn j 'ТГ/Тг 1 о A v- i
2/o = 2^- 4 mv a0 = -g- + 2 tg a0|m 4- inva0,
:±^T = ^ + mvde' Se-2^e (4 + + inv a° ~ inv “Ф
DJ\ = 4r0 g - mv a0) ;
Н1Нг = DJ)Z) = 27?, (4 - 2 I - mv a0) ,
определим
F4 = F9 = /?? (4 — 2-|-tga0 — mva0) ,
Fe= FXi =- Z?e + 2-J- tga0+ inva0 — invae).
Суммируя найденные значения слагаемых, определяющих пло-
щадь сечения отсеченного пространства [F3U( (ср)], получим после необ-
ходимых алгебраических преобразований, формулу для определения
площади сечения защемленного междузубового пространства в функ-
ции угла поворота ведущего ротора в следующем виде
f3ut (ф) = 2f2{v (р2~ 2 Т (tga« — т) ф ,
+ 4 [1 + 2 tgaH - (tgaK - -J) + А (4)2] - ItgX) -
— 2^(4 + 2~rtga<’ + InVa<’ — InVQe) —
—2^2 (-J- —24 tga0~ lnvao) • . (3)
Найденная зависимость выражается квадратным трехчленом вида
у — ах2 4 Ьх + С (а > 0), что свидетельствует о параболическом
характере изменения площади сечения отсеченного пространства
в процессе зацепления (фиг 11) Своего минимального значения
функция достигает в момент, когда ф/?„ацЛ — tg ак — 4 ’ что соот"
ветствует симметричному расположению точек контакта зубьев отно-
сительно полюса зацепления (точки Вг и В 2 линии зацепления,
фиг 9) Подставляя в формулу (3) наименьшее значение аргу-
мента 4>рнаим , найдем наименьшее значение площади сечения отсе-
ченного междузубового пространства.
FJUi(HaUM ) = 2r2{-J- [tgaft + 4(4/ + 1 ] -
— ^tg3ae — 2/?е (4 +2'?tga0 + mV “о —1IWae) —
~27?/2 (4— 2Ttgao-invao) *
(4)
27
Наибольших значений площадь сечения защемленного простран-
ства достигает в начале и в конце периода одновременного контак-
тирования двух смежных зубьев 1 и 2 ведущего и Г и 2' ведомого
роторов (точки контакта зубьев на линии зацепления А х, А 2 и Сп С 2)
при соответствующих значениях аргумента (фиг. 9)
<Pi = tg«K — и <p2 = tgae — 2^-.
Следовательно,
(1 + tg2aK) + (-J)3(E - I)2 +
+4 (4) + 4tg3 a4 ~27?* G4+2 4tg ao+invao—inv a4—
— 2/^ 2y tga0— inva0) .
(5)
Количество жидкости, названное нами «избыточным объемом»,
составляющее разность между наибольшим (первоначальным) объе-
1 ^зщ (наиб)< 2 (найм). 3— °е 2 х
хЛг)- 4~(1еае~т)-
6 ~ q ~
изо (наиб)
на угол в пределах от срг = tg ак
мом отсеченного между-
зубового пространства и
его наименьшей величи-
ной, определится по фор-
муле
[Кзщ (наиб) Рзщ (найм)] Ь —
= J^(g-l)26W (6)
Вследствие практиче-
ской несжимаемости это ко-
личество жидкости должно
быть вытеснено из между-
зубового пространства че-
рез систему разгрузоч-
ных каналов за время по-
ворота ведущего ротора
г тс
- ДО q>2 = tg aK----.
При дальнейшем вращении шестерен от значения <p2 = tgah— —
до ф3 = tg ае — 2 — для предотвращения кавитации, возникаю-
щей в отсеченном междузубовом пространстве вследствие увеличе-
ния его объема, система канализации насоса должна обеспечивать
подвод в это пространство жидкости, в объеме равном вытесненному
объему. Количество жидкости в объеме FSUi {наим) Ъ переносится
28 t
обратно в камеру всасывания. г)то уменьшает производительность
насоса, и поэтому объем F3Ui (Наим) b является в шестеренных насо-
сах «вредным пространством», определяющим дополнительные объем-
ные потери, обусловленные содержанием в жидкости растворенных
воздуха и газов.
На основании выводов о характере изменения площади сечения
отсеченного междузубового пространства, объем жидкости, посту-
пившей в камеру всасывания насоса при повороте ведущего ротора
на один оборот, определится по формулам
Qe(1) — zb {2Fen F3ly (наиб) “Ь (наиб) FЗщ (найм)!)
с использованием избыточного объема и
(7)
Qz(l) — Zb {2Fen Рзщ (найм) [Рзщ (наиб) FЗщ (наил)]}
без использования избыточного объема.
Пользуясь зависимостями для площади эвольвентного сектора
и площади сектора, соответствующего толщине зуба по окружности
головок (Fe), определим площадь междузубовой впадины.
Fen = Ц-2-ytg а0-}-inv а0 — invaj —
— 2< tg«o — inv а0) — -^-tg3ae.
(8)
Подставляя в формулу (7) найденные нами значения Fen, Faui(Hau6)
и F3Ui (Наим), получим (после надлежащих алгебраических упрощений)
выражение геометрической производительности шестеренного насоса
за один оборот при зацеплении прямозубых роторов с боковым
зазором:
Qe (1) = 2лТ-2
(е2—2е
b (9)
об ' ’
(для случая работы насоса без использования «избыточного объема»
защемленного пространства для нагнетания),
Qa(i) — 2лгр [tg2 — tg2 ак — у Ь^- (10)
(с использованием «избыточного объема»).
Скорость объемной подачи (амплитудная
производительность) определится дифференцированием
по времени величины, характеризующей изменение объема камеры
нагнетания за время поворота шестерен на некоторый угол q>. С этой
целью рассмотрим криволинейный четырехугольник A VEKG (фиг. 12).
Площадь этого четырехугольника может быть определена из выраже-
ния, идентичного множителю при Ь, в формуле (9), отнесенному к числу
зубьев z, и характеризует величину объема жидкости, вытесненного
в камеру нагнетания насоса одной парой зацепляющихся зубьев
за один оборот шестерен, в том случае, когда вытесненный объем
жидкости не попадает в камеру нагнетания. Площадь криволиней-
ного четырехугольника FDLM характеризует объем, вытесненный
29
одной парой зацепляющихся зубьев при использовании избыточного
объема. Действительно, разность между величинами площадей
FDLM и A^EKG, равная разности площадей KLGM и ArEDF
(фиг. 12) составляет 2 г20 (е— I)2 и характеризует величину
«избыточного объема» отсеченного междузубового пространства (6).
Сама величина площади FDLM идентична множителю при Ь фор-
мулы (10), отнесенному к числу зубьев z.
Следовательно, при ведущем нижнем роторе части площадей
четырехугольников AtEKG и FDLM, расположенные выше линии
зацепления, характеризуют изменение объема камеры нагнетания,
вызываемого перемещением боковой поверхности ведущей шестерни
из положения, соответствующего точке контакта зубьев А, (фиг. 12)
в положение контакта с точкой А г- Изменение объема рабочей
камеры, обусловленное поворотом в тех же пределах ведомой ше-
стерни, характеризуется частью площадей четырехугольников A rEK G
и FDLM, расположенных ниже линии зацепления.
За время перемещения точки контакта зубьев из положе-
ния А, в положение х (поворот на угол <р), объем жидкости,
30
подаваемой в камеру нагнетания зубом ведущей шестерни, состав-
ляет
, пл. EA,Xa(F3ul)b = 6 {(tg3 ае — Ф3)-| +
< + (1+tg2ae) [<р —(tgae —2-^-)] —
— (2tgaK — tgcQ3] — 1ф — (2tgdK —tgae)]L (11)
° J
а зубом ведомой шестерни
пл. A.XKFedb = f И(1 +tg2O [<p — (tgae-2^)j -
— у lfg3 ae — (2 tg ~ ф)31 — [<P — (2 tg aK — tg ae)]} . (12)
Дифференцируя полученные выражения по <р и подставляя
затем вместо dtp равное ему a>dt, получим формулы для определе-
ния скорости объемной подачи
= у ®^(tg4 — ф2^ — ' '' (13)
и
> <hd =4 “ro[tg2a*~(2tSa«~^)2]67^- О4)
Значения qe^ и qed представляют собой произведения: длин рабочих
участков эвольвент профилей зубьев ведущего {yr0(tg2ae— <p2)j
и ведомого foltg2{te — (2tga^— <р)2]} роторов, линейной скоро-
сти по основной окружности <ог0, и ширину роторов Ь, т. е.
подача ротора характеризуется (в каждый момент зацепления) дли-
ной участка эвольвенты от окружности выступов до точки контакта
зубьев
Суммарное значение скорости объемной подачи (амплитудной
производительности) ведущего и ведомого роторов определяется
по формуле
4pes= «r2[tg2ae — tg2aK — (tgaK — <p)2]6 . (15)
В процессе зацепления в момент контактирования зубьев 1 и Г
в точке Л 2 (фиг. 12), в точке Д, вступает в зацепление следующая
пара зубьев 2 и 2', в результате чего начинается новая подача.
Следовательно, в некотором промежуточном положении, которое
характеризуется наличием контакта зубьев в двух точках, имеют
место две различных подачи: одна от пары зацепляющихся зубьев,
а другая от вновь вступившей в зацепление пары зубьев 2 и 2'.
Ввиду того, что в рассматриваемом положении пара зубьев 1 и Г
изолируется от камеры нагнетания насоса, значение скорости
объемной подачи, начиная с момента образования пространства
31
защемления До момента вступления в зацепление следующей пары
зубьев 3 и 3', будет определяться величиной подачи от вновь
вступившей в контакт пары зубьев (2 и 2').
Фиг. 13.
а) зацепление с боковым зазором, б) беззазор-
ное зацепление
Г р афическая зависимость
суммарной амплитудной пода-
чи Чрез от угла поворота веду-
щего ротора изображена на
фиг. 13, а. Наибольшей вели-
чины суммарная подача до-
стигает при <р = tg ак, т. е.
в момент расположения точки
контакта профилей зубьев 1 и Г
или 2 и 2' в полюсе зацепле-
ния. При этом
Црез (наиб} “
= «r2^ae-tg4)6^.(16)
Наименьшая величина пода-
чи имеет место каждый раз
в момент появления на линии
зацепления следующей точки
контакта профилей при <р =
= tgaK- —.
Отсюда,
Чрез (найм) = ИГ2 (tg2Q(J
(17)
Скорость изменения объема
отсеченного междузубового про-
странства определяется раз-
ностью между величинами по-
дач от пары зацепляющихся
зубьев 1 и Г и, вновь всту-
пившей в зацепление, пары2 и 2'
Чизб —Чрез (1—Г} Чрез (2—2') — 4 г ИГ26 (tgaK
T-f)- (IS)
Аналогичное выражение может быть получено дифференцирова-
нием разности между наибольшим и текущим значениями объема
отсеченного междузубового пространства УЭ1Ц. В этом случае
----~d^ dt ~ d<? И3«ч<««“6) Л
= 4~ (tgaL----------J — <p) ' ,
(при равномерном вращении co = = constj .
32
В процессе зацепления на участке одновременного контактиро-
вания двух пар зубьев подача от начавшегося зацепления зубьев 2
и 2' постепенно возрастает, в то время как подача от зацепления
зубьев 1 и Г уменьшается. В момент, соответствующий повороту
ведущего ротора на угол <р = tg ак------(симметричное располо-
жение точек контакта зубьев на линии зацепления относительно
линии центров шестерен) qu36, равно нулю. При дальнейшем вра-
щении роторов 9цэб становится отрицательным и в отсеченном
пространстве возникает разрежение, которое заканчивается в момент
выхода из зацепления зубьев 1 и Г.
Криволинейные площадки badb, b'a'd'b' и т. д. (фиг. 13, а) опре-
деляют собой величину вытесненного из отсеченного пространства
объема жидкости, а площадки defd, d'e'f'd' и т. д. характеризуют
недостаточность объема жидкости в этом пространстве. Наиболь-
шего значения qU36 достигает в начальный момент контактирования
зубьев 2 и 2', когда подача жидкости от этих зубьев имеет макси-
мальную величину. Этому положению соответствует точка A х налинии
зацепления (фиг. 12) при <р = tg ак — —. Следовательно,
1
9«зб (на«б) = 4-^-О Ьг2 (8— 1). (19)
При 8=1 равно нулю, что характеризует отсутствие за-
щемления жидкости. На фиг. 11 изображены кривые изменения
величины ЕЭщ и qu3(l в функции угла поворота <р ведущей шестерни.
В том случае, когда «избыточный объем» защемленного пространства
используется для нагнетания, скорость объемной подачи при
<р = tg ак — ----наименьшая и определяется по формуле.
%ез = “>rob [fg2 ае - tg2aK -(-г/] • (20)
Анализируя график изменения подачи насоса, приведенный
на фиг. 13, а, можно увидеть, что при работе насоса с использова-
нием «избыточного объема» отсеченного междузубового пространства
криволинейная площадь dkld’b’ced характеризует величину объема
жидкости (отнесенного к единице ширины роторов), вытесненного
в напорную камеру одной парой зацепляющихся зубьев за один обо-
рот ведущего ротора. Величина этой площади (равная площади
FDLM, фиг. 12) может быть определена интегрированием по <р
значения амплитудной подачи (при b = 1) в пределах от
<Pi = tg ак — -у до ф2 = tg ак + В результате интегрирования
получается формула, идентичная формуле (10).
Это является свидетельством ошибочности формулы (25), поме-
щенной на стр. 28 книги Е. М. Юдина [27], в которой пределы
интегрирования амплитудной подачи не соответствуют условиям
работы насоса.
3 Рыбкин и Усов 88 33
Определение зависимостей
для расчета насосов с беззазорным зацеплением
прямозубых роторов 1
В условиях беззазорного зацепления зубьев предполагается,
что уплотнение в точке у контакта профилей зубьев является
абсолютным. При этом отсеченное междузубовое пространство
разбивается на две изолированные камеры, которые характе-
ризуются в поперечном сечении площадями xD^H^HzD^yFEx
и ySTZM^G^GyM^y (фиг 14). Площадь первой изолированной
камеры (FLJ определяется следующей алгебраической суммой пло-
щадей:
F(<р) = пл. xD1H1H2D2yFEx = пл хО,Р -|- пл хО2Р —
— пл. уОуР — пл уО2Р — пл xOyDyX — пл. НуОуН2—
— пл. 0уО2у0у — пл yO2Fy — пл. FO2EF — пл ЕхО2Е. (21)
Значения слагаемых этой суммы можно найти, пользуясь теми же
зависимостями, которые определены при рассмотрении насосов с боко-
вым зазором. После соответствующих преобразований и упрощений
уравнение для площади отсеченного междузубового пространства
р\щ (<р) в промежуточной фазе зацепления, может быть записано
в следующем виде.
— 2R] + 2-|- tg а0 + inv а0 — inv ае) —
- 2Я? - 21 tg а0 - inv а0) (22}
Угол поворота <р ведущего ротора отсчитывается от прямой, про-
ходящей через ось ротора и точку касания N у линии зацепле-
ния «прямого вращения» с основной окружностью. Так же, как
и полученная ранее формула (3), формула (22) свидетельствует
о параболическом характере изменения площади отсеченного между-
зубового пространства р\щ (ср) в процессе вращения. Своего мини-
мального значения функция Р13щ (<р) достигает в момент, когда
1 Примечание Для удобства сравнения беззазорное зацепление рас-
сматривается при условно утолщенных зубьях роторов, но неизменных параметрах
зацепления.
34 1 ' А
3*
35
Это соответствует симметричному расположению междузубовой
впадины зубьев J и 2 ведущего ротора относительно линии центров
или, что тоже, симметричному расположению точек контакта
зубьев 1 и 2 ведущего ротора с зубом 2' ведомого ротора на линиях
зацепления прямого (Л\А2) и обратного (М, N2} вращения (фиг. 14).
В соответствии со значением <р j минимальное значение
tзщ {найм)
функции Р (<р) определяется по формуле
2
Р\щ м = r2~ [(tg2aK +l)_Ig,]_^.tg3ae-
— Яе (7-+ 2-|-tg a0inv a0 — iiw cQ—
— ("S' ~~ 2^tga0 —inva0) . (23)
Наибольших значений функция Fldlli (<р) достигает в начальный
момент контактирования зубьев 2 и 2' и окончания контакта между
зубьями 2 и /. Этому моменту соответствуют на линии зацепления
прямого вращения точки At и С и на линии зацепления обратного
вращения точки L и К (фиг. 14). Значения аргумента исследуе-
« . 1 £ЗТ
мои функции при этом соответственно равны: ~ tg aK---— \
<р2 = tg as — — . Подставляя значения аргументов в формулу (22),
можно определить величину гзщ (иаибу
Рзщ (тиб) = г о е2 — 6 + у) + V (tg2 aK + 1) +
+ у tg3 ае — Re — 2 7 tg «о + inv a0 — inv ae) —
' ~ d ~ 2ytga0 — inva0)]. ‘ (24)
Аналогичным способом (для любого момента зацепления) может
быть определена и площадь отсеченного пространства F1^ (<р).
Наибольших и наименьших значений, равных по абсолютной вели-
чине наибольшим и наименьшим значениям отсеченной площади
FdUl (ф), площадь р'зщ (ф) достигает ранее первой. При этом, как
видно на фиг. 14, фазовый угол ф^оЭ = -у-
При рассмотрении графика, изображенного на фиг. 13, б, видно,
что в течение времени поворота ведущего ротора на угол
2 —(е— 1) рад. одновременно существуют два отсеченных между-
зубовых пространства. При этом объем одного из них уменьшается,
а другого возрастает. Это обстоятельство учитывается при конструи-
ровании системы канализации насоса с целью устранения компрес-
сии нагнетаемой жидкости. Анализ особенностей беззазорного зацеп-
ления роторов насоса свидетельствует о тождественности качествен-
них процессов защемления жидкости в случае зацепления роторов
с боковым зазором и в случае беззазорного зацепления. Различие
заключается в количестве вытесняемой из отсеченного пространства
жидкости («избыточный объем») для насосов с беззазорным зацепле-
нием (при двух отсеченных камерах) и определяется следующей фор-
мулой:
2b - Р^наим}] ^2^-гЦе-^Ь. (25)
«Избыточный объем» жидкости за один оборот в этом случае равен:
2л± (е— Ь / (26)
, 4 \ 2 / об / ' '
Кроме того, при беззазорном зацеплении роторов моменты дости-
жения отсеченным пространством наибольших и наименьших зна-
чений по времени не совпадают с соответствующими моментами,
имеющими место при зацеплении роторов с боковым зазором.
Воспользовавшись уравнениями (7), можно определить геометри-
ческую производительность шестеренных насосов при беззазорном
зацеплении. Для этого случая геометрическая производительность
(при двух отсеченных камерах) определяется по формулам
Q? (1) бз = 2л6г2 [tg2 ае — tg2 ак — ( е2 — е + 4) | мм3/об- (27)
(при неиспользовании «избыточного объема» отсеченного междузубо-
вого пространства для нагнетания);
Q? (О бз = 2лЬг* (tg2 ае — tg ак — -J) мм3/об, (28)
. I
(когда «избыточный объем» используется).
Скорость объемной подачи (амплитудная производительность)
при беззазорном зацеплении определяется исходя из следующих
соображений. Нагнетание в этом случае производится обеими сто-
ронами контактирующихся зубьев — рабочими и нерабочими.
В точке At на линии зацепления «прямого вращения» (фиг. 14)
начинают контактировать рабочие боковые поверхности зубьев
ведущего и ведомого роторов. С этого момента, в течение поворота
на половину углового шага, нагнетание производится рабочими
сторонами зубьев. В конце периода в точке z на линии зацепления
«обратного вращения» N\N2 вступают в контакт нерабочие сто-
роны профилей зубьев. При этом ранее нагнетающие участки рабо-
чих сторон отсекаются от зоны нагнетания. В течение последующего
поворота на вторую половину углового шага изменение объема
камеры нагнетания вызывается перемещением нерабочих боковых
поверхностей. Затем в точке А1 начинается контактирование рабо-
чих сторон следующей пары зубьев 2 и 2'. Если производить отсчет
Угла поворота, как и в случае зацепления с боковым зазором, по отно-
шению к рабочей стороне зуба ведущего ротора, то значение скорости
37
объемной подачи (амплитудной производительности) насоса (при
нагнетании этой стороной зубьев) определяется уже известным
уравнением:
Ярез (1) = ьзг2оЬ [tg2 ае — tg2aE — (tg ак — q>)2] , (29)
а для нерабочей стороны
Чрез (2) = <ОГ26 {tg2 ае — tg2 ак — [tg ак — (<р + . (30)
Как нам уже известно, qpe3(V) (29) достигает максимального
значения при <р = tg ак + . Соответственно, ?pe3(2) (2) дости-
гает максимальных значений при <р = tg ак— —. При беззазор-
ном зацеплении рабочие и нерабочие стороны зубьев отсекаются
от камеры нагнетания раньше, чем подачи, производимые этими
сторонами, достигают своих максимальных величин. Следовательно,
наибольшее значение скорости объемной подачи для каждой пары
нагнетающих зубьев, достигается в момент их поворота на угол
от начала контактирования.
Для рабочих сторон зубьев этот угол определяется величиной
Л 1 * Унаиб (1) = tg <ХЬ — (б 1),
а для нерабочих сторон i - ,
<P«fl«6(2) = tgdK —— .
При этих значениях аргумента <р наибольшая скорость объемной
подачи определяется по формуле
?р£3(яа«б)= <0^6 [tg2de —tg2aK —-J(e —I)2] (31)
В процессе зацепления с момента начала контактирования про-
филей зубьев 2 и 2' в точке Аг (на линии зацепления прямого вра-
щения) образуется отсеченное пространство (фиг. 14).
Разность между значениями подач от ранее нагнетающих нера-
бочих профилей и начавшегося в точке Д! нагнетания рабочими
сторонами характеризует скорость изменения объема отсеченного
междузубового пространства и определяется из уравнения:
Яизб (бз) = Ярез (2) Ярез (1) -
Следовательно, избыточную подачу можно определить по формуле
<зб(бз} = ^Ь^^-Ч-^)^- (32)
Так же как и при зацеплении с боковым зазором, значения объем-
ной подачи каждого из роторов здесь представляют собой произве-
дения: длин участков эвольвент (от окружности головок, до точек
контактирования профилей на величину ыгоЬ). Поэтому величину
<7изб Для каждой из отсеченных полостей определяет разность подач
одновременно нагнетающих профилей. Для первой отсеченной камеры
(фиг. 14)
(бз) = 4syF — qaxE = ^rob (LSyF — LaxE).
Разность
^Tzb ^SyF
для второй отсеченной камеры в рассматриваемом положении
является отрицательной. Это указывает на возможность возникно-
вения в этой камере разрежения. В ходе зацепления подача, опре-
деляемая уравнением (29), постепенно возрастает, а подача, харак-
теризуемая уравнением (30), уменьшается. В момент при
<р„оиЛ( = tg«K--когда впадины между зубьями 1 и 2 отно-
сительно линии центров расположены симметрично q1^ (бз) равно
нулю. При дальнейшем вращении роторов q1^^ получает отри-
цательное значение, что означает возникновение разрежения в отсе-
ченном пространстве, которое заканчивается в момент выхода из
зацепления зубьев / и 2' в точке К на линии зацепления обратного
вращения jVJIV'. Криволинейные площадки abc, а'Ь'с' и т. д.,
изображенные на фиг. 13, б, определяют собой величину вытеснен-
ного из отсеченного пространства объема жидкости, а площадки ced,
c'e'd' и т. д. характеризуют соответственно недозаполненность
жидкостью этой же отсеченной камеры. Наибольшей величины
?J/36(63) Достигает в момент вступления в точке Aj в зацепление
новой пары контактирующих профилей при значении ср = tg ак ——.
Следовательно, наибольшее значение
О * 9 t \ МлА . /о Ох
qus6 (бз) наиб = 2<£>Ьго ( е > (33)
Из уравнения (33) следует, что при беззазорном зацеплении явле-
ние защемления жидкости в отсеченном междузубовом пространстве
будет иметь место и в том случае, когда коэффициент перекрытия
равен единице (е = 1).
В этом случае - ’
, 9 ТС2 Z0 . -MJW® ..
qti36 бз (наиб) е=1 — «>% — — ШО "сёкГ' (34)
При использовании «избыточного объема» отсеченного междузубо-
вого пространства суммарный расход насоса имеет наименьшую
величину в момент, когда подача от изолированных нерабочих
профилей становится равной подаче, производимой рабочими боко-
выми поверхностями зубьев 2 и 2', т. е. когда «избыточный объем»
?и3б(бз) равен нулю. При этих условиях <р = tgaK — и, сле-
довательно,
?рез (найм) бз = ~ ~ (Й1 ' (35)
л 39
Максимальное значение скорости объемной подачи при работе
насоса с использованием «избыточного объема» находится из урав-
нения
<7рез М 6з = “6г0 (^2 - tg2 ««)
(36)
Геометрическая производительность шестеренных насосов
с косозубыми роторами
Предельные величины угла наклона р зубьев роторов опреде-
ляются, как мы выяснили ранее, требованием сохранения полной
изоляции рабочих камер насоса. ~
Фиг 15
Для зацепления зубьев роторов
с боковым зазором изоляция
зоны нагнетания и всасыва-
ния возможна лишь при
условии, когда
t^&<2^-(es-l) (37)
или, что то же самое, когда
tg₽6<2^r6(ei-l), (38)
гдеJ— b — угол поворота
заднего торца зуба относи-
тельно переднего, измерен-
ный на делительном цилинд-
ре; es — коэффициент пере-
крытия в торцовом сечении.
Нафиг 15,п изображена
ведущая шестерня насоса
с углом наклона зубьев,
обеспечивающим непрерыв-
ную изоляцию камер нагне-
тания и всасывания. В мо-
мент окончания контакти-
рования зуба 2 с зубом ве-
домой шестерни в точке В
линии зацепления на задней
торцовой плоскости, в точ-
ке А передней торцовой пло-
ведомой шестерни последняя
скости вступает в контакт с зубом
точка зуба 1. Случай зацепления с боковым зазором, когда величина
угла наклона больше значений, обусловленных неравенством (38),
изображен на фиг. 15, б. Здесь видно, что изоляция рабочих камер
насоса нарушается с момента поворота контактирующей пары зубьев
на угол, бдльший угла 2 — — Ь. При этом ни первый, ни вто-
40
рой зуб ротора не имеют полного контактирования с сопряженными
зубьями по всей ширине от переднего до заднего торца
В условиях плотного беззазорного зацепления зубьев роторов
постоянная изоляция камер нагнетания и всасывания возможна
и при больших, чем в зацеплении с боковым зазором, значениях угла
наклона зубьев Р5. Значения угла Рб при беззазорном зацеплении
определены условием
• • (39)
и
' tg₽a<2irs(»s^l). ' (40)
-л
В пределах обусловленных величин угла Р5 достигается непре-
рывное разделение камер нагнетания и всасывания контактными
линиями между рабочими (по линии АВ) и нерабочими (по линии CD)
сторонами профилей зубьев зацепляющихся роторов (фиг. 15, б).
К моменту окончания контактирования рабочих профилей зуба 2
в точке В на задней торцовой плоскости, на передней торцовой
плоскости вступает в контакт в точке D с зубом ведомой шестерни
последняя точка нерабочей стороны этого зуба. При дальнейшем
вращении к моменту выхода из зацепления нерабочей стороны зуба 2
(в точке С на задней торцовой плоскости) в точке А переднего торца
зуб 1 ведущего ротора контактирует с соответствующим зубом ведо-
мого ротора уже по всей ширине и т. д. При значениях угла Рб,
больших нежели обусловлено неравенством (40), постоянная изоля-
ция камер всасывания и нагнетания отсутствует и при беззазорном
зацеплении (фиг. 15, в).
Для определения скорости объемной подачи (амплитудной произ-
водительности) двухроторных шестеренных насосов с косозубым заце-
плением при углах Р5, не превышающих установленных зависимо-
стями (38) и (40) величин, рассмотрим участок пары зацепляющихся
косозубых роторов, ограниченный двумя плоскостями, перпенди-
кулярными к осям роторов и находящийся на расстоянии у и (y+dy)
от переднего торца роторов.
Зацепление косозубых роторов элементарной ширины dy можно
рассматривать как прямозубое (плоскостное) и считать для него
справедливыми все зависимости, полученные для прямозубого
зацепления.
Для косозубой шестерни элементарной длины dy формула для
скорости объемной подачи (15) запишется в следующем виде:
dqK0C = <or2 [tg2 ае±— tg2 as — (tg as — <fy)2]dy. (41)
Здесь t/ представляет собой величину текущего
у гд
угла поворота ведущего ротора, соответствующего точке контакта
профилей в сечении, расположенном на расстоянии у от переднего
торца, <р — некоторое (принятое за наименьшее) значение угла
поворота ведущего ротора, отнесенное к передней торцовой пло-
скости, tg — тангенс угла зацепления в торцовом сечении.
41
Подставляя в формулу (41), значение <pv и интегрируя в преде-
лах от у = 0 до у = b получим формулу для определения скорости
объемной подачи шестеренных насосов с косозубыми роторами
Яков = “г26 [tg2 аг — tg2 as — (tg as — <p)2 +
+ -^d(tgas—ф) ——. (42)
Эта формула справедлива, как для зацепления с боковым зазо-
ром, так и для беззазорного зацепления (подача производится рабо-
чими сторонами зубьев). Максимальных значений функция (42)
достигает, когда
f
>
Следов ател ь но,
Якос (наиб)
= ^rob tg2^ —tg2as—уз.
’ д
(43)
Наименьшее значение qhoC (в рассматриваемом интервале угла
поворота ведущей шестерни) имеет, когда
ел
z
tg Ра Ъ
гд 2 •
При этом скорость объемной подачи определяется по формуле
qKoc(HauM} = b)r^ftg2af— tg2a5 — -^-е2 — b"\ (44)
-} \ Г& )
Из сравнения формул (43) и (44) с аналогичными формулами
для прямозубого зацепления (16) и (17) следует, что наибольшие
и наименьшие значения скорости объемной подачи у насосов с косо-
зубыми роторами меньше, чем значения скорости у насосов с прямо-
зубыми роторами. Амплитуда колебаний первой гармоники, равная
разности между наибольшими и наименьшими значениями скорости
объемной подачи, у прямозубых и косозубых роторов, определяется
величинами
~ еа2г2Ь и А с = еМ.
llP Z* О «VW .3 fl
Идентичность этих величин свидетельствует о том, что исполь-
зование роторов с винтовыми зубьями (при условии сохранения
постоянной изоляции между камерами нагнетания и всасывания),
не уменьшает величину пульсации подачи жидкости. Справедли-
вость этого вывода подтверждается данными осциллографирова-
ния (фиг. 16) пульсации давления в нагнетательном трубопроводе
шестеренных насосов с винтовыми и прямыми зубьями.
Формулы для расчета геометрической производительности насоса
с косозубым зацеплением за один оборот ведущего ротора найдутся
42 ' ’*
последовательным двойным интегрированием уравнения (41), в кото-
ром следует принять, что а — . Тогда для зацепления с боковым
зазором
Qe (1) кос = Zr\ J J tg2 а, — tg2 as —
° ft
— [tg <*s = (<P + У)] 2} dyd<f . (45)
Фиг. 16.
a) z = 8. ₽й = 9° 1
6) z = 12; = 0° J n = 1450 об/мин.
Для беззазорного зацепления
Qe (i) кос. бз = 2zr^ J" у [tg2 ае — tg2 a.s —
О <р3
— [tg — (? + у)]2) dydtf. (46)
Интегрируя значения (45) и (46) при зацеплении с боковым зазо-
ром в пределах от <pr = tg as — — до <р2 = tg as +(2 — е),
а при беззазорном зацеплении в пределах от <р3 = tg as-----------------
43
до <р4 = tg as----- (е — 1) и имея в виду, что для зацепления
с боковым зазором ^-^6 = 2 — (е — 1), а для беззазорного заце-
гд J z
пления Ь = 2 у получим следующие формулы для рас-
чета геометрической производительности шестеренных насосов с косо-
зубыми роторами: для зацепления с боковым зазором
Q? (1) кос =- 2~br2 [tg2 а е — tg2 as —
, ' —+ •' т
для беззазорного зацеплений
Сг(1)К0с оз =2v:br2 [tg2atf —tg2as —e4--L)] ^3. (48)
При значениях угла наклона зубьев больших, чем обусловлено
неравенствами (37) и (38), непрерывная изоляция полостей нагнета-
ния и всасывания отсутствует. Для этого случая, невозможно
поэтому, установить точную аналитиче-
скую зависимость для определения
объема нагнетаемой жидкости.
« > >
Степень неравномерности подачи
жидкости
В гидравлических приводах метал-
лорежущих станков шестеренные насо-
сы широко используются для сообще-
ния возвратно-поступательного движе-
ния столам (или шлифовальным баб-
кам) плоско-, кругло- и внутришли-
фовальных станков, на которых произ-
водятся отделочные операции. Нерав-
номерность подачи жидкости является
одной из главных причин неравномер-
ности перемещения подвижных узлов
станка и отрицательно влияет на качество и точность размеров
шлифуемых поверхностей деталей. Учет степени неравномерности
подачи в случаях использования шестеренных гидронасосов в шли-
фовальных станках может оказаться необходимым при расчетах
на вибрацию системы «станок—инструмент—деталь».
Мерой пульсации потока жидкости является степень неравномер-
ности, которая оценивается посредством следующих коэффициентов:
Урез (наиб) Урез (найм)
Ур<&. (наи$)
(49)
44
либо
Урез (наиб) Урез (найм}
1 Г
2 1 Урез (наиб) Урез (найм)
(50)
Для сравнения на фиг. 17 изображены кривые изменения нерав-
номерности подачи в зависимости от числа зубьев для случаев с боко-
вым зазором в зацеплении и с беззазорным зацеплением при наибо-
лее рациональной системе канализации «защемленной» жидкости
в сторону нагнетания. ч
Экспериментальное определение геометрической производительности
Для подтверждения справедливости найденных в предыдущих
разделах аналитических выражений геометрической производитель-
Фиг. 18. Схема установки (стенда), применяемой для про-
верки геометрической производительности шестеренных
насосов.
ности была произведена их экспериментальная проверка на спе-
циально сконструированной для этой цели испытательной уста-
новке (фиг. 18).
Возможность утечек жидкости из одной камеры насоса в другую
устраняется путем создания на сторонах всасывания и нагнетания
- 1 . , . <
45
равных статических напоров. Контроль равенства статических ййпо-
ров производится с помощью дифференциального водяного мано-
метра 3. При медленном вращении рукоятки 2, исключающем воз-
никновение кавитации, жидкость, заполняющая рабочие камеры
насоса, переливается через верхний край трубы 7 и стекает через
воронку 8 и трубку 9 в мерный бачок 10. Для обобщения выводов
по результатам испытаний в качестве объектов были взяты шесте-
ренные насосы различных производительностей с различными чис-
лами зубьев и с различными геометрическими параметрами, харак-
теристики которых помещены в табл. 1.
Таблица 1
Типы насосов (марка, фирма) Параметры роторов
Число зубьев ро- тора Модуль Е ММ Коэффи- циент кор- рекции Наруж- ный диа- метр в мм Межцен- тровое расстояние роторов в мм Ширина роторов в мм
Ш-25 12 3 0,5 45 39 30
Ш-35 12 4 0,5 60 52 23
Ш-50 12 4 0,5 60 52 32
НШ-35 10 4-5 0,4 57,6 48,6 28
„ЕКМ*. модель РНР-0,4 .... 28 1,5 0,33 46 43 12
То же, модель РНР-6,3 .... 20 4 0 68 80 38
„Keelavi te“ модель G-105 23 2,54 0,14 64,21 59,13 26,988
То же, модель 2004 9 4,233 0,5 50,8 42,330 17,463
Опытный МГ-11 -11 28 1,5 0 45 42 18
Результаты проведенных испытаний (табл. 2) свидетельствуют
о достаточно близком совпадении расчетных и опытных данных.
Для насосов с шестернями, изготовленными в пределах посадок X
или Л по наружному диаметру и в пределах посадки Д по ширине
с колебаниями межцентрового расстояния Ак, не превышающими
+0,03 мм (пределы величин отклонений от нормальных размеров
деталей при серийном производстве их) значения расхода, получен-
ные опытным путем, составляют 97—98% от расчетных. Наибольшие
отклонения от расчетных значений геометрического расхода имеют
место у насоса НШ-35 (около 10%). В результате замеров, произве-
денных после разборки этого насоса, обнаружены значительные
отклонения действительных размеров деталей от принятых при
расчете.
Кроме этого, возможными причинами расхождения расчетных
и опытных значений геометрической производительности насосов
могут быть:
а) большие зазоры между торцами роторов и опорными втулками,
через которые может быть вытеснена защемленная жидкость;
46
Таблица $
Типы насосов (марка, фирма) Средние показа- ния мерного бака на 100 обо- ротов рукоятки в см3 Опытное значе- ние геометриче- ской производи- тельности за один оборот в см3 Расчетное значе- ние геометриче- ской производи- тельности за один оборот по действительным размерам дета- лей за один обо- рот в см3 По теорети- ческим раз- мерам дета- лей за один оборот в см3
Ш-25 Ш-50 НШ-35 (опыт- ный) МГ-П-11 .... ,ЕКМ“, модель РНР 0,4 .. . „ЕКМ“/ модель РНР 6,3 .. . „Keelavite", мо- дель G-105 . . „Keelavite", мо- дель 2004 . . Опытный МГ11 -11 * * При направл (Данные всех ост жидкости в сторон 2204,0 4150,0 3702,0 689,5 470,0 7438,0 2465,0 1951,0 667,0 внии канализации а льны х замеров у нагнетания.) 22,040 41,500 37,000 6,895 4,70 74,38 24,650 19,51 6,670 защемленной жид относятся к случ. 22,174 41,825 37,395 6,947 4,74 74,926 24,944 19,752 6,372 кости в сторону но канализации зг 22,518 42,701 41,260 7,192 4,950 77,651 25,682 20,197 6,969 сасывания. щемленной
б) неточное относительное расположение разгрузочных канавок,
в результате чего камеры нагнетания и всасывания могут сообщаться
через пространство защемления, а защемленный объем вытесняться
одновременно в сторону нагнетания и в сторону всасывания;
в) отклонения от эвольвентного профиля боковых поверхностей
зубьев, вызывающие неплотное прилегание и выдавливание защем-
ленного объема через зазоры в зацеплении;
г) эксцентричность расположения роторов на валах и шеек
опорных валов в подшипниках, ведущая к колебаниям значе-
ний Л к; .
д) относительное скольжение профилей зубьев.
Влиянием названных выше причин можно объяснить имеющиеся
расхождения в значениях геометрической производительности, полу-
ченных опытным путем и в результате расчетов по действительным
размерам деталей.
Различие этих значений, как следует из данных табл. 2, является
незначительным.
Основываясь на экспериментальных данных, действительные
значения геометрической производительности насосов, определяе-
мые размерами рабочих органов и принятым способом канали-
зации, при погрешностях изготовления, находящихся в пределах
допустимых отклонений, могут оцениваться расчетными данными,
полученными по предложенным выше формулам, с коэффициентом
0,97—0,98.
47
i. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЗНАЧЕНИЯ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
И МОЩНОСТИ НАСОСОВ
'' Крутящий момент «. * ’
Формулы для теоретических значений крутящего момента можно
получить из уравнения работы, производимой при повороте роторов
насоса на элементарный угол dq>
kpdQ = Md(f, t
откуда ’ M = &р. - '
Имея в виду, что dtp = adt, получим следующую формулу:
М = Др = ?Др кГсм. > (51)
Здесь = q — скорость объемной подачи (амплитудная произво-
дительность) в мм31сек\
Ьр — перепад давлений в камерах нагнетания и всасы-
вания в кГ/см2.
Подставляя в формулу (51) известные нам значения амплитудной
производительности, найдем соответствующие значения крутящего
момента: момент, действующий на ведомую шестерню,
М8д = Явд^Р =- [(tg2ae — (2tgaK—<р)2] b, (52)
момент, действующий на ведущую шестерню,
Ч. = ?.,Лр-iW' (53),
суммарный крутящий момент на приводном валу ( а
мрез = M8ui + M8d = -^r2B[tg2ae — tgaK — . J
— (tg ак — ?)21 b кГсм. (54)
Наибольших значений крутящий момент достигает, когда
<р = tg ак. Следовательно, ,
мрез (наиб) = г2 (tg2 ae — tg2 aj b кГсм. - (55) j
Среднее значение суммарного теоретического крутящего момента
соответствует рассмотренному ранее среднему значению геометри-
ческой (теоретической) производительности насоса за один оборот
ведущего ротора. £
т о) я
В соответствии с формулой Мср = —— получим: 1
для прямозубого зацепления с боковым зазором "
мср (т) =7§r2(tg2“e — tgaK— y-J-) b КГсм-, (56)
48 я
4
Для прямозубого беззазорного зацепления
МсР(т) = -^-r2(tg2ae — tg2aK — ЬкГсм-, (57)
для насосов с косыми зубьями роторов
МсР (т) = Г2 [tg2 ае - tg2 as —g - 2е + 2)] b кГсм. (58)
Мощность
Формула для мгновенной (амплитудной) мощности может быть
получена подстановкой в уравнение N — Мрез ы значения Мрез
из формулы (54).
Тогда
Крез = ttg2 - tg2 Чк — (tg aK — <р)2] b л. с. (59)
Среднее значение теоретической мощности определяется из извест-
ного соотношения N ср = 2лпЛ4Ср, в которое должны быть подстав-
лены соответствующие значения МСр согласно характеру зацепле-
ния. Имея в виду, что все линейные размеры даны в миллиметрах,
давление в кГ/см2 и п число оборотов в минуту, средние значения
теоретической мощности, выраженные в лошадиных силах опреде-
ляются следующими зависимостями:
для прямозубого зацепления с боковым зазором
ЯЛГ^Ьп t 1 тг2 \
JVcP(m) = Др 450303 (tg2ae— tg2aK — у у) л.с, (60)
для прямозубого беззазорного зацепления „ <
2nr1bn 1 «2 \
NeP(m) = Др 450 ,ог Ktg2ae —tg2aK — л. с; (61)
для насосов с косыми зубьями роторов
2nribn Г л2 (р2
Ncp (т) &Р 450 JO3 Рб tg z2
Средние значения теоретической мощности и крутящих моментов
для прямозубого зацепления соответствуют случаям работы насосов
с использованием избыточного объема. Для предварительных рас-
четов часто употребляемые зависимости Мср и Ncp могут быть упро-
щены, если пренебречь величиной слагаемого, перед которым стоит
л2
, и влиянием коррекции зацепления.
2пг2(рп
Тогда Nср {1П) = кр 4^Го8 (z + 1) л. с, (63)
Мср(т} = Др-^-(з-|- \)кГсм. ' (64)
4 Рыбкин н Усов 8$
..i ГЛАВА II ' ..у:
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЗНАЧЕНИЯ ВНУТРЕННИХ ПОТЕРЬ
В ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСАХ .
'1. ОБЪЕМНЫЕ ПОТЕРИ (УТЕЧКИ)
В правильно сконструированном насосе и при отсутствии кави-
тации объемные потери определяются исключительно величиной
зазоров между сопряженными поверхностями рабочих органов
и уплотняющих деталей.
Утечки жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания
могут иметь место по трем основным каналам:
1) через радиальный зазор между цилиндрическими поверх-
ностями шестерен и расточек в корпусе;
2) через зазор между торцовыми поверхностями шестерен и поверх-
ностями уплотняющих деталей;
3) через зону зацепления вследствие погрешностей между зубо-
вого контактирования.
Все расчетные зависимости для вычисления объема утечек нами
определяются на основании доказанного Н. Н. Петровым положе-
ния о ламинарном характере движения жидкости в узких щелях
и положения установленного Б. В. Дерягиным, о неизменности
свойств жидкости в зазорах, больших 0,1 мк.
Ч '.. : ’ Л '’.‘4 .
• у. ( . » ••• . • * -< . .. V»
Утечки через радиальные зазоры
Данное W. Е. Wilson'oM [49] применительно к радиальным
зазорам роторных насосов частное решение уравнения Рейнольдса
позволяет определить величину расхода через дугообразную гладкую
щель между вращающимися ротором и корпусом насоса *.
В окончательном виде зависимость, полученная для условий
установившегося движения жидкости в щели, представляется фор-
мулой . ... „1 ... ,д
f" ^р %>рГе Ад
' <₽> = у 12}il И 2 J
где I — длина дуги, образующей радиальную щель (фиг. 19). Для
Подробный вывод этой расчетной формулы изложен в книге Т. М. Башта [3].
50
случая с зубчатой поверхностью ротора Т. М. Башта 13 j рекомен-
дует подставлять в знаменатель первого слагаемого приведенной
формулы для определения Qy вместо I суммарную длину дуг Se
зубьев ротора, находящихся в контакте с поверхностью корпуса
насоса. При этом второе слагаемое этой формулы, характеризующее
объем жидкости, переносимой в зону нагнетания при вращении
шестерен, вследствие трения между слоями жидкости сохраняется неиз-
менным потому, что сопротивление вращению зубчатого цилиндра
с впадинами, заполненными жидкостью, при ламинарном потоке
будет по величине и направлению
таким же, как и в случае вращения
гладкого цилиндра. После замены I
формула для определения вели-
чины утечек жидкости через ра-
диальный зазор, приобретает сле-
дующий вид:
Qu (р) = у ?
где zK — число зубьев ротора,
контактирующих с поверхностью
корпуса насоса.
Однако приведенная зависи-
мость может считаться справед-
ливой лишь для «идеального»
насоса с постоянной величиной за- - Фиг. 19.
зора. В реальном насосу величина
радиального зазора находится в зависимости от прогиба валов под
действием гидравлической нагрузки, от размеров зазоров в под-
шипниках, от эксцентричности расположения подшипников отно-
сительно расточек под шестерни в корпусе и от радиального биения
наружного диаметра роторов. Биение наружного диаметра роторов
делает радиальный зазор переменным.
Величину зазора каждого зуба шестерни, находящегося в уплот-
няющей зоне расточки корпуса, можно найти из геометрических
соотношений в соответствии с относительным положением центров:
шестерни О1г расточки в корпусе 03, отверстия под подшипник в кор-
пусе 02 и центра вала 04 (фиг. 20). При этом, очевидно, что смещение
центра Ог относительно центра О2 определяется величинами
прогиба валов под действием нагрузки и диаметральным зазором
в подшипниках; смещение центра О2 относительно О3 определяется
эксцентричностью расположения отверстия в наружной обойме под-
шипника относительно оси расточки в корпусе под ротором; смеще-
ние центра О4 относительно центра определяется радиальным
биением роторов. Принимая величину зазора бр для площадки
Длиной Se постоянной (фиг. 19), можно получить формулу для
4* 51
определения объема утечек жидкости через радиальный зазор
в следующем виде.
Qp(pl —
Phi
12u«S^k
(66)
Минимальные утечки через радиальный зазор будут иметь место
только при наименьшей эксцентричности расположения ротора
относительно расточки в корпусе Среднее значение объема радиаль-
ных утечек может быть получено при средних значениях сумм
2—^- и \за один оборот ротора Если обозначить для удобства
hi ЬР1
анализа бр =у (Dpacm — De), то среднее значение объема радиаль-
ных утечек можно определить по следующей формуле:
Ч, И = [р«< - Т - °.)] Ь- <67)
Из этой формулы следует, что с увеличением скорости враще-
ния и величина радиальных утечек сокращается, а увеличение
погрешностей изготовления основных деталей насоса (корпуса,
роторов и валов) увеличивает размеры радиальных утечек. Разность
{Dpaem — Ве) всегда больше величины суммарной погрешности
изготовления основных деталей насоса, которая определяется вели-
чинами зазоров в подшипниках, радиальным биением роторов, удвоен-
ным значением прогиба валов и эксцентричностью положения оси
подшипников относительно оси расточки в корпусе насоса.
t
Периферийные утечки отсутствуют, если
рост
-De)= У \2^Sez^De-^-.
f Рнг
Все приведенные выше зависимости для Qy(n получены в пред-
положении, что через зазор любого зуба, находящегося в зоне рас-
точки между камерами нагнетания и всасывания, протекает одно
и тоже количество жидкости, а торцовые утечки Qy<m) отсутствуют.
Фиг 21
В действительности же имеют место и торцовые утечки, что при-
водит к тому, что через различные сечения радиального зазора
(на участке между камерами нагнетания и всасывания) протекает
не постоянное количество жидкости При этом зависимость Qy{P)
является более сложной Далее будет показано (фиг 25, 27), что
утечки через радиальный зазор составляют лишь незначительную
долю общего объема утечек в насосе Поэтому усложнение расчет-
ных зависимостей для Qy(P) с целью учета влияния торцовых уте-
чек и местных потерь напора при переходе от малого сечения
зазора к большому сечению междузубовой впадины и обратно
практически нецелесообразно
Утечки через неплотности междузубового контакта
Принадлежность шестеренных насосов к группе роторных гидро-
насосов объемного типа предусматривает наличие герметичности
первого рода, т. е постоянной изоляции камер нагнетания и всасыва-
4
53
ния. Герметизация рабочих камер шестеренного насоса предполагает
наличие плотного линейного контакта между боковыми поверх-
ностями зацепляющихся зубьев. В действительности же плотного
прилегания профилей по всей ширине зуба добиться чрезвычайно
трудно. Износ шестерен дефекты поверхностей спряженных зубьев
и погрешности изготовления приводят к нарушению плотности
контакта.
Возможны случаи, когда уплотняющим участком на поверх-
ности зубьев является лишь линия «смятия» длиною / (фиг. 21).
В этом случае будут иметь место утечки жидкости из камеры нагне-
тания в камеру всасывания через щель, наибольшее раскрытие
которой определяется величиной б3. Величина утечек через эту
щель может быть найдена при помощи известной формулы для опре-
деления расхода через плоскую щель, в которую вместо ширины
щели b и размера зазора должны быть подставлены их переменные
значения в соответствии с фиг. 21. Тогда для элементарного участка
шириною dx и щели с размером, равным г
= J z3dy‘ ' У , . , ,
о г *
гт
Подставляя вместо значения z соответствующее ему значение —-^~У
~ dp
и заменяя значение ~ на равное ему получим после интегрирования,
О - п 6<3)6 (68)
(з) - Риг 48(xZ •
Утечки через торцовые зазоры
Торцовые зазоры между плоскими поверхностями вращающихся
роторов и плоскостями уплотняющих деталей предусматриваются
для обеспечения свободного вращения роторов в колодце корпуса.
Необходимо различать понятия монтажных и действительных раз-
меров торцовых зазоров.
В процессе работы действительные торцовые зазоры являются
переменными. Изменения величины зазоров вызываются биением
торцов шестерен, пульсацией давления в нагнетательном трубопро-
воде, отклонениями от плоскостности сопряженных торцов роторов
и уплотняющих деталей, неровностями на торцовых поверхностях
деталей, компрессией жидкости во впадинах зубьев и упругой дефор-
мацией поверхностей скольжения в зоне контактирования. Поэтому
расчетная зависимость для потерь через торцовые зазоры должна
включать их величины в качестве переменных функций.
При всех возможных изменениях торцового зазора его мини-
мальная величина не должна быть меньше значений, гарантирующих
сохранение масляной пленки между трущимися поверхностями.
Это одно из основных требований, предъявляемых к конструкции
шестеренных насосов любой разновидности.
Формула для вычисления торцовых утечек Qy(m> получена
в результате решения уравнения движения жидкости в зазоре между
двумя круглыми пластинами, одна из которых скользит с некоторой
угловой скоростью со. При этом величина зазора между пластинами
изменяется с некоторой скоростью V [17].
Вывод зависимости при этом основан на допущениях, что давле-
ние в зазоре является только функцией г и течение жидкости только
радиальное Ч Для этих условий формула для определения расхода
жидкости через торцовый зазор представится в следующем виде:
2л
„ /С f* С IZ 2 . б3 Г Зсо1 2 / 2 2\
= 6pVrЫг1Г2-Г1)~Р;-
J 1п^Г
' ч 0
- (69)
где — радиус внутренней границы торцового зазора;
Г2 = г г (ф) — радиус внешней границы торцового зазора;
г — переменный (текущий) радиус;
б = б (ф) — переменное значение торцового зазора;
ру — pt (ф) — переменное давление на внешней границе торцо-
вого зазора;
/С — поправочный коэффициент, учитывающий перемен-
- ную величину г2, изменяющуюся в пределах от Rt
до Re, (k < 1).
Формула (69) может быть упрощена, если полагать, что основная
(расчетная) доля утечек приходится на участок торцового зазора,
на внешней границе которого давление р = рнг. Для этого случая
п _ ₽б3 ( 6pVr2 . 1 Г 3d)2 ( 2 2}
— 48 I 6з + г, [ 2 102 V2 Г1'
г ' * (70)
где Р — угол, соответствующий участку торцового зазора, на внеш-
ней границе которого р = рнг.
Из этой формулы следует, что наибольшее влияние на вели-
чину Qy (m) оказывает размер торцового зазора, входящий в урав-
нение в третьей степени. Увеличение вязкости жидкости р, и размера
уплотняющего пояска (г г — гм) сокращает размеры утечек. При
значительных величинах давления рнг угловая скорость со и ско-
рость изменения торцового зазора V влияют на величину торцовых
утечек незначительно. Значения этих параметров сравнительно
невелики fox' 1000 — : V< 10—Y Вместе с тем, как это следует
I сек сек I
из формулы (133) для давления в торцовом зазоре, возрастание
1 Кроме потока жидкости в радиальном направлении, здесь еще имеет место пере-
ток жидкости через зазор между торцами зубьев, находящихся в зацеплении, и тор-
цами уплотняющих деталей
55
скорости V вызывает увеличение противодавления в зазоре, а следо-
вательно, и увеличение торцового зазора, что приводит к быстрому
росту объема утечек. Эта же
зависимость (133) позволяет
выявить интересную особен-
ность движения жидкости в тор-
цовом зазоре при небольших
значениях давления нагнета-
Радиус
• Фиг. 22.
Фиг. 24.
1 — Рна = 20 кГ/см-, 2 — рнг = 80 кГ/ск1,
3 — Рнг = 120 кГ!см-.
ния рнг, состоящую в том, что значение давления в зазоре может
достигнуть величин, превышающих величины давлений нагнетания.
В этом случае возникает рас-
ходящееся радиальное течение
жидкости, доля которого в об-
щем балансе торцовых утечек
растет с уменьшением давления
нагнетания (фиг. 22).
На фиг. 23 изображены кри-
вые изменения давления в зазоре
в зависимости от радиуса г,
построенные для различных
давлений нагнетания рнг и раз-
личных значений зазора бт.
Кривые показывают, что даже
при нулевом значении рнг дав-
ление р в зазоре может достиг-
нуть значительной величины.
Следствием возникновения
расходящегося радиального те-
чения жидкости могут быть
объяснены пики в кривой рас-
пределения давления по периферии роторов, полученные экспери-
ментально [16], изображенные на фиг. 24.
Для приближенных расчетов объема торцовых утечек основную
формулу (70) можно упростить, отбросив все члены, множителями
56
при которых стоят угловая скорость со2 и скорость изменения тор-
цового зазора V. При этом принимается гч = 6 =
и Рнг> гДе ₽«? — угол камеры нагнетания в радианах;
Рвс — угол камеры всасывания в радианах.
Тогда, после интегрирования, формула торцовых утечек при-
мет вид:
Qy (т) —
пРнг$гп (Риг “Ь Pec) (Риг + Рее)
ТГ, ~ Рнг
12лр. 1п —— 12р. 1п----
Г1 Г1
(71)
Следует иметь в виду, что по всем расчетным формулам величина
утечек представляет объем утечек лишь через один торцовый зазор.
Экспериментальное изучение утечек
Многочисленные работы по экспериментальному исследованию
потерь в шестеренных насосах преследовали цель: определить долю
каждого типа потерь в общем балансе утечек жидкости в насосе
и установить зависимость их величин от значений основных гео-
метрических и эксплуатационных параметров. Практическими резуль-
татами проведенных исследований являются конкретные рекомен-
дации, которые следует учитывать при конструировании и расчетах
насосов, а также при изготовлении и сборке основных деталей (нагне-
тающего узла).
Методика экспериментального исследования внутренних потерь
во всех известных работах [16], [39], [47], [37] применялась,
примерно, одинаковая.
Изменение величины торцового зазора (при прочих неизмен-
ных величинах) производилось либо путем установки между кор-
пусом и крышками насоса прокладок из оловянистой фольги, либо
Л
57
путем перешлифовки торцов уплотняющих деталей или роторов.
Размеры радиального зазора изменились путем перешлифовки рото-
ров по наружному диаметру или расшлифовки отверстий в корпусе.
Фиг 27
1 — утечки по зазору в зацеплении, 2 — утеч-
ки по торцовым зазорам 3—утечки порадиаль
ным зазорам
Неплотность зацепления созда-
валась посредством сошлифовки
некоторой части профиля зуба
(до 75 % общей длины линии
контакта). В результате иссле-
дований получены кривые за-
висимостей объемного к. п. д.
от величин зазоров, изображен-
ные на фиг. 25. На фиг. 26 изо-
бражены результаты экспери-
ментов по изучению утечек че-
рез неплотность междузубового
контакта.
На фиг. 27 изображены кри-
вые, представляющие в про-
центах долю каждого типа уте-
чек в общем их объеме в зави-
симости от величины зазора.
Потери через контактный зазор
являются значительными лишь
в насосах сочень малыми величинами торцовых и радиальных зазо-
ров. При обычно употребляемых зазорах 0,02—0,03 мм домини-
рующими являются торцовые утечки.
2. МЕХАНИЧЕСКИЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ
В процессе работы насоса при вращении его роторов возникают
вредные сопротивления, которые по своему характеру делятся на
потери механические и потери гидравлические.
К первой группе потерь относят все потери механического тре-
ния, зависящие и независящие от величины рабочего давления.
Вторая группа представляет собой гидравлические потери: 1) на тре-
ние, вызываемые смещением слоев вязкой жидкости, находящейся
в зазорах между роторами и неподвижными деталями и в рабочих
камерах насоса; 2) на преодоление центробежных сил и сил инерции;
3) на перерезание движущимися зубьями струи жидкости; 4) на
заполнение жидкостью междузубовых впадин и последующее вытес-
нение из них; 5) на вытеснение жидкости из отсеченного междузубо-
вого пространства при недостаточно эффективной системе кана-
лизации.
Из группы гидравлических потерь наиболее существенными
являются лишь потери жидкостного трения. Суммарная величина
остальных гидравлических потерь составляет в правильно скон-
струированном насосе обычно лишь небольшую долю от общих
потерь в насосе и заметного влияния на коэффициент полезного
действия не оказывает. Рассмотрение этой группы гидравлических
58
потерь, за исключением последней составляющей, является необ-
ходимым лишь при анализе потерь на всасывании, что и сделано
в соответствующем разделе.
В связи с этим для удобства расчетов целесообразно отнести
потери жидкостного трения к механическим потерям и учитывать
их в дальнейшем в механическом коэффициенте полезного дей-
ствия Т1Л.
Момент сопротивления вращению роторов, характеризующий
механические потери в насосе представляет собой сумму моментов
жидкостного и механического трения
, М — М 4- М 4- М
>- 1 *vlconp *Г1т.эю м “ x.
Здесь ATж = IAf/и ж (m) Ч- Aftn. ж <p) Alm. ж (p к> 1 момент
трения, затрачиваемый на смещение слоев вязкой жидкости, про-
текающей через торцовые и радиальные зазоры и на участках камер
нагнетания и всасывания;
Мтм = [Мт М(з)= Мтмп(1\] — момент механического трения,
зависящий от величины рабочего давления, где Мт м (3) — момент
трения в зацеплении, a Alm м n(i) — доля потерь на трение в под-
шипниках, зависящая от нагрузки (для подшипников скольжения
Мт м.п(1) равен нулю), Мт г х = 1Мт. уп + Мт п(2)] —мо-
мент механического трения, не зависящий от величины нагрузки
(момент трения холостого хода), где Мт уп — потери в уплотнениях
вала, а Мт п <2> — потери на трение в подшипниках, не зависящие
от давления.
Рассмотрим далее значения слагаемых, составляющих момент
сопротивления Мсопр.
Составляющими момент жидкостного трения являются моменты
трения в торцовом Мт ж (т> и радиальном Afm ж (р) зазорах,
а также момент периферийного трения на участках камер нагнета-
ния и всасывания Мт.ж (Рю- Момент трения в торцовом зазоре пред-
ставляет собой момент сопротивления вращению ротора, возникаю-
щий в результате его перемещения относительно торцовой поверх-
ности, уплотняющей детали. Этот момент зависит от скорости
вращения, размеров торцовой поверхности, величины зазора и вяз-
костных свойств жидкости. Перепад давления, обусловливающий
течение жидкости в радиальном направлении, на его величину влия-
ния не оказывает.
Элементарное значение Мт ж(т} (фиг. 28) для одного торцового
зазора определяется следующим уравнением:
, j dMm ж (т) = (2лтг dr) г. (72)
В это уравнение необходимо подставить значение касательного
напряжения т, определяемого известной зависимостью Ньютона
<i du
т — ц -г- .
г , *ау
Имея в виду постоянство температуры и что изменения скорости
по слою жидкости носят линейный характер, следует считать, что
' ' , х , 59
касательное напряжение по толщине слоя является постоянной
величиной и для точек торцовой поверхности, расположенных
на расстоянии г от оси вращения, определяется по формуле
сог
T = H-g--
и т
(73)
Подставляя значение касательного напряжения в формулу (72)
и интегрируя в пределах от i\ до Re, получим величину Мт Ж(т)
для одного торца. Умножая полученное на 4, определим формулу
для всех четырех торцовых зазоров насоса-
Фиг 28
Л4 /и ж (т) —
= (74)
Фиг 29.
При определении момента трения в радиальных зазорах между
цилиндрическими поверхностями головок зубьев роторов и поверх-
ностями расточек в корпусе величина радиального зазора на дуге,
соответствующей толщине зуба по окружности головок, условно
принимается постоянной и обозначается ё
Значение касательного напряжения т определяется из равнове-
сия элементарной частицы жидкости, находящейся в зазоре между
цилиндрической поверхностью головки зуба и корпусом (фиг. 29).
Для случая напорного движения жидкости в узкой щели между
двумя пластинами, одна из которых скользит со скоростью и, вели-
чина касательного напряжения т не является постоянной по тол-
щине слоя и характеризуется известной зависимостью:
dp ( (!) _ \
2 у •
I и
Следует иметь в виду также, что междузубовые впадины запол-
нены жидкостью и величина касательного напряжения т, опреде-
ляющего силу сопротивления движению зубчатого диска, будет
(при ламинарном потоке в зазоре) по величине и направлению
такой же, как и в случае цилиндра с гладкой поверхностью. Каса-
60
тельное напряжение на наружной поверхности зубчатого колеса
при у = brio и г = Re определяется уравнением
' -г _Ь i dP 6r<'>
, = + ,“г^Г + ^~'
Полагая, что , уравнение касательного напряжения
GX Sg
получит вид
r _ . 1 Pl X
Xj — Р- ---г “о" — Or (/) •
> °г (/) Z se
Сила трения, действующая на участке наружной поверхности
ротора, охватывающей один зуб и одну междузубовую впадину
определяется следующим уравнением:
= Х^~т~ ь = (^7 + Т ST б'О) J -~г~ь-
Тогда момент трения Мт ж {Pj) в периферийном зазоре, возни-
кающий при движении рассматриваемого участка ротора, опреде-
лится по формуле
Мтж{р} =2-^^еЬ(^-г^6г{Л.
1 z \Gr (/) /
Суммируя моменты трения для уплотнительной зоны обоих рото-
ров, получим уравнение для результативного момента:
гь
ж (р)
6Г(/)
После некоторого
следующий вид:
преобразования
формула
приобретает
zk
ж (р)
9
1____
6Г(/)
(75)
2*
где zk — число зубьев в уплотнительной зоне одной шестерни.
Вычисление момента периферийного трения на участках нагне-
тания и всасывания Мт ж iP к) можно сделать по следующей при-
ближенной формуле, полученной в результате решения уравнения
движения жидкости (уравнение Эйлера)-
^т.ж(р.К) = 6,7И(Ряг±Рвс)/?2&, ’ (7б)
где Ряг — угол камеры нагнетания, а рвс — угол камеры всасывания.
Как показывают расчеты, значения момента периферийного тре-
ния на участках рабочих камер насоса (Мт Ж(Р к)) во много раз
меньше (примерно в 100 раз) значений Мт ж (т) и (Л4т ж (р)).
Это позволяет пренебречь его величиной.
4
61
Расчетные формулы для СостйёляЮЩИХ
^т.м = Мт.з + Мт п (1) И Мт х s = 7Ит. уп + Мт п(2)
приведены в последующих разделах книги при расчете элементов
конструкции насоса.
3. ПОТЕРИ НА ВСАСЫВАНИИ
Потери на всасывании связаны с разрежением во всасывающей
камере насоса, при наступлении которого происходит неполное
заполнение междузубовых впадин и возникает кавитация.
Недозаполнение возникает в результате недостаточной скорости |
поступления жидкости. Скорость прохождения жидкости через
щель, образуемую расходящимися боковыми поверхностями зубьев,
определяется разностью давлений в камере всасывания и в наибо-
лее удаленной точке междузубового пространства. Понижение
абсолютного давления во всасывающей камере до некоторого его
критического значения способствует выделению из жидкости паров,
легко кипящих фракций жидкости и воздуха, которыми запол-
няется часть объема камер.
Производительность насоса в условиях кавитации определяется
не только напором, числом оборотов и вязкостью жидкости, но и вели-
чиной минимального давления в зоне всасывания, скоростью дви-
жения жидкости на рабочих органах, количеством присутствующих
в нагнетаемой жидкости паров и воздуха и упругостной характе-
ристикой жидкости.
Кавитация может носить местный характер, когда образующиеся
при определенной величине абсолютного давления кавитационные
зоны уничтожаются в период прохождения междузубового про-
странства через камеру всасывания, или быть более значительной,
когда скорость вращения роторов и давление в зоне всасывания
таковы, что кавитационные пузыри в вышедших из зацепления
пространствах не успевают уничтожаться в период нахождения этих
пространств в области всасывания.
Нельзя поэтому связывать потери в зоне всасывания лишь с вели-
чиной абсолютного давления на входе в насос. Более того, насос
может иметь неудовлетворительные всасывающие свойства даже при
нормальной величине разрежения на входе.
Основными составляющими внутренних потерь на всасывании
являются:
1) Др, — потери, обусловленные центробежной силой, препят-
ствующей заполнение жидкостью рабочих камер;
2) Др 2 — потери на жидкостное трение во всасывающей камере;
3) Др3 — потери на удар, вызываемый внезапным расширением
пространства при переходе (на коротком участке) жидкости из трубы
круглого сечения в камеру прямоугольного сечения большей пло-
щади нежели площадь всасывающей трубы;
4) Др4 — потери на входе в междузубовое пространство и при
движении по междузубовой щели;
62 < > • • " d
5) Др5 — потери на ускорение жидкости При переходе от ско-
рости во всасывающем трубопроводе (канале) к скорости на пери-
ферии роторов;
6) Дрв -— инерционные потери, обусловленные переменным
(по времени) значением скорости подачи.
Нормальная (бескавитационная) работа насоса определяется
следующей зависимостью:
' ” 3 ' " /
Ра— УНст — bpmfl — ‘
где Дртр — потери во всасывающем трубопроводе; pt — давление
парообразования нагнетаемой жидкости; Нст — статическая высота
всасывания.
Если обозначить рес = ра — уНет — Ьртр, то условие бес-
кавитационной работы примет следующий вид:
5 ( х '
, < PeC—Pt<^^Pr . *' 1
i
Левая часть этой зависимости представляет собой абсолютное
давление на входе во всасывающую камеру насоса.
На фиг. 30 изображена в виде кривых полученная эксперимен-
тальным путем зависимость между абсолютным давлением во всасы-
вающей камере, основными составляющими потерь напора и произ-
водительностью насоса [19]. Экспериментально удалось выяснить
лишь три составляющих, потери, обусловленные действием центро-
бежных сил (ДрЭ, потери на входе в междузубовое пространство
(Др4) и потери на входе в насос (Др3). На графике видно, что с изме-
нением абсолютного давления на входе изменяется и центробежная
сила (кривая /). Объясняется это тем, что с понижением давления
междузубовые впадины частично заполняются выделившимися из
жидкости парами и воздухом, в результате чего уменьшается вели-
чина центробежной силы. До точки а, принадлежащей одновре-
менно кривым 2 и 3 и, соответствующей, примерно, 75% производи-
тельности насоса, эти кривые совпадают. В точке а начинают
Возникать потери, связанные с проталкиванием жидкости МежДу вер-
шиной одного зуба и боковой стороной другого в увеличивающееся
пространство, ограниченное этими зубьями («потери в зубцах»).
Эти потери зависят от положения зубьев и изменяются в процессе
поворота роторов. В первые мгновения после выхода контактирую-
щихся зубьев из зацепления они имеют наибольшую величину,
а затем постепенно уменьшаются и исчезают совсем. Например, для
роторов с семью зубьями потери на вход в междузубовое простран-
ство становятся равными нулю при повороте на 45° с момента выхода
из зацепления пары зубьев, образующих междузубовое пространство.
Отдельные составляющие внутренних потерь на всасывании
могут быть определены с помощью следующих расчетных зависимо-
стей <
Не будет большой погрешности в расчетах, если пренебречь
составляющей потерь Др?, представляющей потери на трение о стенки
камеры всасывания. Это допущение оправдывается потому, что потери
на трение во всасывающей камере незначительны и частично компен-
сируются в предположении, что весь скоростной напор во всасы-
вающем канале корпуса насоса расходуется на удар.
Тогда.
* 2 2 /
~и2 “1 _ Q?n4
2g 2g nd2ec
где ttj — скорость жидкости во всасывающей трубе насоса, Л
и 2 — скорость жидкости во всасывающей камере насоса; I
dsc — диаметр всасывающей трубы.
Потери при заполнении междузубового пространства склады-
ваются из потерь на удар при входе в междузубовое пространство
и потерь на трение при движении жидкости в нем и определяются
из уравнения:
2 . J
где X — коэффициент сопротивления эквивалентного круглого тру-
бопровода,
— среднеприведенная скорость движения жидкости в между-
зубовой щели,
— среднеприведенная длина междузубовой щели;
ггр — гидравлический радиус сечения междузубовой щели.
При определении значений коэффициента X необходимо учиты-
вать характер движения жидкости в пространстве между профилями
зубьев
Исследования показывают [31], что характер движения жид-
кости в узкой щели находится в переходной зоне от ламинарного
к турбулентному при значениях критерия Рейнольдса Re > 150.
64 \ d
Поэтому величина потерь должна определяться как для ламинар-
ного (X = 96 Re), так и для турбулентного (X = 0,3164 yf Re)*
потока. Коэффициент Рейнольдса для некруглых сечений опреде-
ляется из известного соотношения
р =
V
Для узкой щели с размером, представляющим среднеприведен-
ное расстояние между боковыми поверхностями зубьев и шири-
ной, соответствующей ширине роторов Ь, величина гидравлического
радиуса, равного отношению площади живого сечения потока к смо-
ченному периметру, находится из следующего уравнения.
г — ^‘и^>
г₽ 2(6 + ^) •
Если в знаменателе пренебречь слагаемым Сщ, очень малым
в сравнении с b (Сщ < Ь), это уравнение примет вид:
_ _Сцр ___ Сщ
гР — 2Ь ~ 2 ‘
Тогда
Р ___2C^|W^___ 2СщРгп ___ о Qsn
v хСщг60Ь bzvGO
После подстановки найденных значений Re, X, и ггр в урав-
нение для определения ДР4, оно приобретает следующий вид
24/щ 60b г v \1
Сщ 0.гп у]
= _Y_ ( П2
2g [б0гСщЬ)'1
( 24Q-^J/2vl
\ e0bzC3J J
(для ламинарного потока),
4 2g ЦбОгС^Л )
, ОЛбУбОбг / Qe V 1Щ п* S/—'
+ V— I 606г ) с3 Р v
T/2Qe v ' % Vn
(для турбулентного потока). *
Составляющая потерь Др6 определяется из уравнения
Дп = У^(Р2_Г2 \ = ДОдМ2 ( D2_
2g вс/ 2g ( 30 j 4 у»
где -^-= rBC — радиус всасывающего отверстия.
Рыбкин и Усов 88
* По данным ВИГМ для потока в узкой щели
\
(79)
65
5
Составляющей потерь Дрв, представляющей собой инерционные
потери на длине междузубовой впадины, по малости ее величины
можно в дальнейших расчетах пренебречь.
Суммируя составляющие потерь на всасывании, обозначая при
этом значения, имеющие множители п2 и nv, в формуле для опре-
деления потерь при ламинарном потоке соответственно через К
J/ 9 5 ,
и Aj, а значения, имеющие множители /I и в формуле для
г п
определения потерь при турбулентном потоке соответственно через
К3 и Л4, получим следующие зависимости бескавитационной работы:
для ламинарного потока
'7 Рвс~ Pt>-^-(Kin2 + K2nv); . (81)
для турбулентного потока ' ' '7' . 177 .>7 г
‘ Poc — Pt>-^- + V (82)
где ........
к' - [-^+<*•-*?)+ esh + - 'к) ]
17 __ л '' С. ><-•’ » -'
- V Г (83)
_ . ..
К __ ОДбуЛЗОбг / Qe \2 1Щ р Qa’75^u| .,. '
4~ \60te/ ЗГ ’ г0’2^1’7^1’7^1’75 J
Практика показывает, что надежность и, в значительной сте-
пени, бесшумность работы насосов требуют, чтобы разность между
значениями левой части и правой неравенств (81) и (82) составляла
не меньше 0,35 = 0,4 кПсм2.
Зависимости (81) и (82) характеризуют влияние конструктивных
и эксплуатационных параметров на величину потерь напора во вса-
сывающей камере насоса. Можно заметить, что при заданном режиме
работы и свойствах нагнетаемой жидкости всасывающая способ-
ность насоса возрастает с уменьшением коэффициентов Ки Л г и Л4.
Значения этих коэффициентов определяются главным образом диа-
метральными размерами и величиной междузубового зазора. Уве-
личение размера междузубовой щели улучшает условия подвода
жидкости в междузубовое пространство, снижает влияние вязкости
и увеличивает допустимое для заданных условий число оборотов
приводного вала.
При применении установленных выше зависимостей потерь на вса-
сывание некоторые трудности вызывает определение значений
и — величин переменных и являющихся функциями угла поворота
роторов.
В первом приближении, обеспечивающем определенный запас
надежности, можно допустить средне-приведенный размер между-
зубовой щели, равным боковому зазору в зацеплении (Сщ = С„),
а средне-приведенную длину щели считать равной двойной высоте
головки зуба = 2h' = 2т). Имея в виду вероятность турбули-
зации потока при заполнении жидкостью междузубового простран-
ства применим для этого случая в качестве основной формулу (82)
и представим ее в более удобной для анализа форме, полагая условно,
что л (Я2 — Яр = .
После промежуточных преобразований зависимость (82) приоб-
ретает следующий вид:
'• D
. Рвс 2gG02ab
й' ; . R2e-R2i
С2 Z2
Н^2-#2) ,
0,8d2c "г
1 +0,16-^-
(84)
В этой зависимости значение в квадратных скобках безразмерное
и характеризует соотношение размеров рабочих органов насоса.
Значение в круглых скобках последнего члена суммы также без-
размерное и характеризует влияние вязкости жидкости и числа
оборотов роторов.
Значение в квадратных скобках формулы (84) может служить
критерием при оценке всасывающей способности шестеренных насо-
сов, работающих на жидкостях одинаковой вязкости и одном и том же
числе оборотов.
Обозначим множитель правой части зависимости (84), заключен-
ный в квадратные скобки, через Квс. Тогда
откуда
Pec Pt^ Квс\ 2gb
^V(PBC—Pt\ Qe(l)n2
ec V \ 2g /
(85)
Анализируя зависимость абсолютного давления на входе в насос
(84), можно заметить, что величина первого члена суммы заключен-
ного в квадратные скобки, менее значима, чем величина остальных
членов, а выражение, заключенное в круглые скобки, последнего
члена суммы по мере уменьшения вязкости нагнетаемой жидкости
приближается к единице.
Наибольшее влияние на величину выражения, заключенного
в квадратные скобки, оказывают геометрические параметры
b (Я2 — Я?), С2щ и z2. Это является основанием для вывода, что
при заданном абсолютном давлении на входе во всасывающую камеру
насоса и заданной производительности бескавитационная работа
возможна только при определенных размерах рабочих органов.
5*
67
Кроме того, зависимость (84) позволяет определить возможности
работы при большем разрежении или большей вязкости жидкости.
В последнем случае требуется увеличение ширины роторов Ь, раз-
меров входного отверстия dBC, проходного сечения между профилями
зубьев С и активной высоты зубьев, определяемой разностью
Я* -
Так как изменение перечисленных величин может варьироваться
лишь в определенных пределах, то в случае, когда от насоса тре-
буется высокая производительность Q£(i> целесообразно умень-
шить высоту всасывания Нст.
Для насосов определенного типоразмера можно считать, что
абсолютное давление во всасывающей камере изменяется пропор-
ционально квадрату скорости вращения приводного вала.
Бескавитационная работа насоса может быть нарушена нагнета-
нием жидкости, содержащей растворенные и увлеченные газы
и воздух.
В начале этого раздела выяснено, что потери на всасывании
связаны с характером и степенью заполнения междузубовых впадин
роторов.
Факторами, определяющими надежность и эффективность запол-
нения междузубовых впадин, как известно, являются:
1) давление на входе во всасывающую камеру; 3
2) скорость вращения роторов, $
3) вязкость жидкости и ее упругость; 1
4) продолжительность нахождения рабочих зубьев в зоне вса-
сывания;
5) количество присутствующего в нагнетаемой жидкости воздуха
или газа; .
6) размер «вредного» пространства.
Ранее установлена взаимосвязь с основными геометрическими
параметрами рабочих органов насоса первых трех факторов и опре-
делены возможные составляющие внутренних потерь на всасыва-
нии.
Изучение влияния на производительность насоса остальных
факторов также является необходимым. Известно, что недозапол-
нение рабочих камер насоса ведет к снижению его производитель-
ности и ухудшению коэффициента полезного действия. Кроме того,
недозаполнение междузубовых впадин вызывает эрозию деталей
насоса в результате резкой пульсации давлений в камере нагнетания,
в момент, когда в нее входит недозаполненная междузубовая впа-
дина. От ударов жидкости на стенках корпуса возникают микроско-
пические трещины, которые и являются начальными очагами эро-
зионного разрушения.
При больших скоростях вращения роторов, кроме перечисленных
ранее геометрических факторов, на условия бескавитационной работы
насосов влияет недостаточность времени нахождения междузубовой
впадины в зоне всасывания, в результате чего каждая рабочая пара
зубьев роторов уходит из камеры всасывания с недозаполненным
междузубовым пространством.
68
Для приближенных расчетов длины дуги камеры всасывания,
при которой обеспечивается надежное заполнение междузубовой
впадины (при определенных условиях разрежения) [14], можно
применять предлагаемую ниже методику.
Обозначим через S длину дуги камеры всасывания, через —
время, потребное для прохождения жидкостью всей глубины впа-
дины (/ = 2m) и через — время пребывания междузубовой впа-
дины в зоне всасывания на дуге длиной S. Условие надежности
заполнения междузубовых впадин требует соблюдения следующего
неравенства:
/ /2>/г ’ ' (86)
Тогда при вращении роторов со скоростью п об/мин.
i 30S 20S
2 ~ De ~ nDe *
лп 2
Средняя скорость движения жидкости при заполнении между-
зубовой впадины может быть определена из уравнения
«3.3 = <Р ’
где <р — коэффициент скорости, равный —0,5;
Лрлз — разность между значениями давлений на входе в камеру
всасывания и в наиболее удаленной точке междузубовой
впадины.
При пренебрежении влиянием вязкости жидкости крмз опреде-
ляется из уравнения
ДрЛ, = Рвс~ Pt + Ktn2.
Считая скорость движения имз постоянной (имз = const),
можно определить время tlr необходимое для прохождения жидкостью
на всю глубину впадины, по следующему уравнению.
__ I ___ 2т ,
1 “ЛЭ <р ’
Тогда неравенство (86) принимает вид
20S > 2т ' ч.
- nDe '<₽ 1/^Z’
откуда (
__ 0AnmDe
' . 2g &РМЗ '
. 69
4. ВЛИЯНИЕ НА ВЕЛИЧИНУ ПОТЕРЬ
РАСТВОРЕННОГО И УВЛЕЧЕННОГО ЖИДКОСТЬЮ ВОЗДУХА
Работами различных исследователей [3], [14], [16], [19] обна-
ружено существенное влияние на производительность насосов при-
сутствующей в нагнетаемой жидкости газовой составляющей, кото-
рая ухудшает условия заполнения рабочих камер. Это объясняется
тем, что часть объема рабочих камер занимается примешанными
к жидкости и расширившимися воздушными пузырями и газом
(выделившимся из раствора).
Присутствие воздуха является причиной серьезного ухудшения
характеристики всасывания из-за наличия защемленного простран-
ства, откуда определенный объем жидкости переносится обратно
в камеру всасывания. Здесь возвращенный с жидкостью воздух вновь
расширяется и, занимая часть объема, увеличивает степень недо-
заполнения междузубовых впадин.
С увеличением вакуума на входе в насос увеличивается объем-
ное содержание газовой составляющей и уменьшается количество
масла, что приводит к падению объемного коэффициента полезного
действия насоса.
Количественное содержание растворенного воздуха в жидкости
определяется коэффициентом абсорбции а, характеризующим отно-
сительный объем растворенного в жидкости воздуха. Коэффициент
абсорбции представляет собой функцию физических свойств жид-
кости (ее способности растворять под атмосферным давлением воз-
дух) и при неизменной температуре, как это следует из закона Генри,
является постоянной величиной.
Экспериментально установлено, что в условиях нормальной
(20° С) температуры и атмосферного давления содержание раство-
ренного воздуха в минеральных маслах достигает 8—10%.
В отличие от коэффициента абсорбции а, коэффициент 0 харак-
теризует относительный объем содержащегося в масле перемешан-
ного (нерастворенного) воздуха. Этот коэффициент в очень малой
степени зависит от физических свойств нагнетаемой жидкости и опре-
деляется индивидуальными качествами гидравлической установки.
При тщательном монтаже всасывающей магистрали (герметичности)
и отсутствии свободно падающих струй жидкости механическое
примешивание воздуха может быть сведено к минимуму. Практи-
чески, однако, в минеральных маслах, циркулирующих в гидро-
системах, неизменно содержится примешанный воздух в количестве
до 10% объема масла.
Относительный объем увлеченного из атмосферы воздуха при
падении давления до значения рмз, приведенный при данной тем-
пературе к атмосферному давлению, составляет Р — а количество
Рмз*
воздуха, выделившегося из раствора при тех же условиях, отнесен-
ное к единице объема жидкости при равновесном состоянии системы,
определяется уравнением
Ра / Ра 1
а -----( i d [ —™----1
Рмз \ Рмз
(87)
где, как и в предыдущем случае, .
,, ...г, ... ра — атмосферное давление (абсолютное) в мм
"ч. рТ ст .
5
рмз = рес — pt — ^Pi — абсолютное давление в междузубовой вп а-
.< ' = • '
' ‘ ‘' дине в мм рт. ст. : ' '
Концентрация эмульсии в междузубовой впадине насоса, нахо-
дящейся в зоне всасывания определяется отношением суммарного
объема, найденных составляющих газовой (воздушной) среды, к еди-
нице объема эмульсии
Xj —
/ Ра Л
а Н;— — 1 -
\ Рмз /
11 ( Ра .
(88)
Концентрация эмульсии в междузубовой камере, нахо-
дящейся в зоне нагнетания, определяется из соотношения Бойля—
Мариотта, применяемого для давлений рмз и рнг,
- - 1 — = 1 —\8Р«г’ •_ уЛ: ’'.'; (89)
откуда i ' ".V t .-?
л.^3
(90)
Следовательно, количество масла, содержащегося в единице
объема масляно-воздушной смеси, составляет: для зоны всасывания
(1 — Xj); для зоны нагнетания (1 — Х2). Объем масла, подаваемый
в нагнетательный трубопровод за один оборот роторов, без учета
утечек \ в случае работы насоса с использованием защемленного
объема отсеченного междузубового пространства составляет.
> Ум (1) = Увп (1 ^1) У зщ (найм) (1 — ^г)‘ * '
Здесь Ум (1) — объем масла, подаваемый в нагнетательную маги
страль за один оборот ведущего ротора;
Увп — суммарный объем междузубовых впадин;
Узщ(наим) —наименьшее суммарное значение объема, отсечен-
ного междузубового пространства (суммарный объем
«вредного пространства»).
Подставляя в эту формулу значение геометрической производи-
тельности (для случая работы насоса с использованием защемлен-
ного объема) Qg(i) = Увп — УЗЩ(наим), после преобразований полу-
чим уравнение в виде
Ум (1) — О.г (1) (1 ^j) Узщ (найм) (^1 ^г)’
После дальнейших преобразований
УЛ(1) — Qa(l)(l ^l) Узщ(наим) ~
откуда, в результате подстановки обозначения Кзи,, равного <нанл,)
Уг(1)
формула приобретает окончательный вид:
(91)
В случае работы насоса без использования защемленного объема
во все расчетные формулы вместо коэффициента /Сзи4 следует под-
ставлять коэффициент Лз1ч(1), представляющий отношение наиболь-
шего объема отсеченного междузубового пространства (наиб)
к наибольшему значению геометрической производительности насоса.
5. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ -
Объемный коэффициент (т]0)
г
Коэффициент т]о представляет собой отношение фактической
производительности насоса к ее теоретической величине и является
основным качественным показателем его работы.
Объемные потери, обусловленные утечками жидкости под дей-
ствием перепада давлений между камерами нагнетания и всасывания
1 Величина утечек жидкости через торцовые и радиальные зазоры в шестеренных
насосах является лишь функцией Арф. и не зависитот присутствия в жидкости воз-
духа в условиях неразрывного потока.
-И
79
и недозаполнением рабочих камер в зоне всасывания, причинами
которого (недозаполнения) могут являться потери на всасывании
и наличие в нагнетаемой жидкости газов и воздуха в растворенном
и примешанном состоянии, представляют собой сумму значений
утечек через зазоры и потерь от недозаполнения (потери на всасы-
вании). Следовательно, действительная производительность насоса
Оф ~ Qe (1)^2 Qy Qec-
Если обозначить - ' '
Qy — Qe (1)КуП‘, •
ь’ i Qec — Qe (1)КвсП,
гДе
Г Р.мэ Л'
то действительная производительность определится
0ф = 0е^(1-Ку-Квс). (92)
Отсюда значение объемного коэффициента полезного действия опре-
делится следующей формулой:
Щ=1-Ку-Квс. (93)
Механический коэффициент (т]м)
Механические потери в шестеренных насосах сводятся в основном
к потерям на трение и характеризуются значением момента сопро-
тивления (Л4сояр). Механический коэффициент полезного действия
насоса определяется отношением среднего теоретического момента
сопротивления к значению крутящего момента на приводном валу:
Здесь
Мпр = Мср. т + Мсопр = Мср. т -ф Мт. ж + Мт. 3 + Мт. п -ф Мт. уп •
Значения составляющих, входящих в знаменатель, рассмотрены
в разделе «Механические и гидравлические потери».
Общий (эффективный) к. п. д. насоса т], представляет собой
произведение объемного и механического коэффициентов полезного
действия (т]э = ЛоЛж) и характеризует отношение теоретической
мощности насоса (Arm) к мощности, потребляемой насосом в про-
цессе работы (Nя). Следовательно,
4 1
73
P Q.
Расчетная формула N3=-^-kSiti
Даб PKI 600 q 500 - 400-. 300- 200 - 100 - 90 - 80 - 70 - 60- 50- 40- 30- 20 - 10 - 9 ~ 8 ~ 7 - 6- 5 - 4 - 3 - пение 1смг • \ • V V У/ Сле < f- HQ D .г V no J A . * f .7 > / , •}, > • ,1 <_ •? 4 J ,-r Г- зьзоба h J ' 4 > rf Vs h. ’4 1 '* ' 73 * f//' ... . .,1 *’? . Yf НИЯ 3 Мои "з t- 900 z ' 700 - :'l. 500 - 90 z 70 - t ". ~ 9 z 7 - . i 1 5’ = ’ 0,7 ' 0,09 z 6,07- 0,05 - В t; S л —ootoKi^cn «si S2 s ?•§ SS«-, «М <a-ejc№TS-Ci- csSo' o'c? er S. i? i.i. i. i . i.... и 11 i i i.i. i.... и i i i i i. i . i,,, , и 11 i i i.i. i.... 111 i i I i,i. i.. ПроизОодс fl л/н 'h~ ’•* '•« V. . •’•A ‘ .’ .л : . ? i .. v • : r 1 ~ ипельность 'UH p5000 -4000 -3000 -2000 -1000 - 900 ~ 800 - 700 - 600 - 500 - 400 - 300 r 200 - 100 ~ 90 ~ 80 Г 70 - 60 - 50 - 40 - 30 - 20 ~-’S - 8 - 7 - 6 ~ 5 '- 4
2- 1 -J * 51- 0.009-. (/,008- z0.01 -JM07 -0.006 -0.005 -6,004 У.003 ^-0.002 ’I ' Л “ • ; {‘l - - 3 -2 - 1
i,* ’ ‘r i Фиг. Й.
где
Ар<2г(,)П
т 45-104
Л. С. ,
м _ Мпрп
п 71620
Л. с.
а
ИЛИ
n = ApQa71620______ ApQs
3 45• IO4 (МСр. т -f- Мсопр) ’ Мер. т + Мсопр
Для упрощенных расчетов теоретической мощности насоса может
быть использована приведенная на фиг. 32 номограмма.
На фиг. 33 изображены кривые (полученные экспериментально)
баланса мощности шестеренного насоса, построенные в функции
давления нагнетания (а), числа оборотов (б) и вязкости жидкости (в).
Как показывают кривые, полученные при определенных усло-
виях испытаний, основной составляющей потерь мощности в насосе
75
являются потери на вязкостное трение смещающихся слоев жид-
кости, находящейся в торцовых и периферийных зазорах. Эти потери
не зависят от давления (фиг. 33, а). При больших значениях давле-
ния нагнетания станет сказываться составляющая потерь трения
в периферийном зазоре, зависящая от давления. Потери мощности,
определяемые утечками жидкости ААу, являются функцией только
давления. Потери скоростного напора не зависят ни от давле-
ния, ни от вязкости и являются лишь функцией скорости враще-
ния п (число оборотов). Потери мощности на трение в уплотнении
АЛ/уП также являются только функцией скорости вращения роторов.
Подшипники скольжения насоса при экспериментировании работали
в условиях жидкостного трения, чем и объясняется малая зависи-
мость величины потерь A7Vподш от значений давления. Большее влия-
ние на величину потерь в подшипнике оказывает изменение числа
оборотов П.\ - 4 - ~ f
...- КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСОВ
И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ
Изложенный в главе II материал представляет собой основу
для выполнения необходимых расчетов при конструировании узлов
и деталей гидравлических шестеренных насосов.В главе III рас-
сматриваются вопросы практического применения теоретических
исследований при расчетах геометрических параметров насосов.
Вместе с тем здесь рассматриваются методы необходимых прочност-
ных расчетов и определения оптимальных конструктивных форм,
а также выбор материалов и некоторые вопросы технологии изго-
товления деталей шестеренных насосов. Подробно освещены вопросы
конструирования всех основных деталей: роторов, валов, опор, кор-
пусов и уплотнений, а также вопросы, связанные с расчетами систем
канализации жидкости, гидравлической компенсации торцовых зазо-
ров и нагрузок на опоры валов. , ...
' . ' ) ... ''ч
1. РОТОРЫ (ШЕСТЕРНИ)
В качестве рабочих органов шестеренных насосов наибольшее
распространение получили прямозубые роторы (шестерни) с про-
филем зуба, очерченным по эвольвенте круга. Передаточное отно-
шение зубчатой пары обычно принимается равным единице, что упро-
щает конструкцию насоса и улучшает ее технологичность.
Расчет параметров зацепления и выбор числа зубьев
Применение роторов с малым числом зубьев позволяет более
полно использовать для нагнетания объем междузубовых впадин,
чем в многозубых роторах, и сократить размеры насоса (фиг. 34).
На фиг. 35 для сравнения изображены в одном масштабе размеры
насосов с одинаковой производительностью и различным числом
зубьев с одинаковой шириной роторов.
Роторы с малым числом зубьев применяются в насосах, имеющих
широкие диапазоны производительности и давления. При этом,
в насосах, рассчитанных на давления, превышающие 70 кГ/см2
...... 1 ... :>.-« 77
ввиду малых размеров торцовых уплотняющих поверхностей для
обеспечения высокого объемного к. п. д., применяется автоматиче-
ское выбирание торцовых зазоров (см. фиг. 40). В случаях, когда
Фиг. 34. Коэффициент использования объема
в зависимости от числа зубьев роторов:
а) Е = 0,25 без использования избыточного объема;
б) Е = ' "
в) Е =
г) Е =
0,25 с использованием избыточного
0,5 без использования избыточного
0,5 с использованием избыточного
объема,
объема;
объема.
применение сложной си-
стемы автоматической ком-
пенсации торцовых зазо-
ров признается нецелесо-
образным, а габариты на-
соса не лимитируются,
повышение объемного
к. п. д. достигается за
счет увеличения размеров
торцовых уплотняющих
поверхностей. При этом
число зубьев роторов уве-
личивается (фиг. 84). До-
статочные размеры меж-
осевого расстояния роторов
(в насосах с многозубымй
роторами) позволяют
использовать в качестве
опор мощные подшипники качения, тогда как в насосах с малым
числом зубьев роторов опорами валов могут быть только подшип-
ники скольжения или игольчатые. Роторы с большим числом
Фиг. 35.
зубьев часто применяются в насосах низкого и среднего давле-
ний. В этом случае снижается пульсация потока жидкости.
Следовательно, при выборе числа зубьев конструктор должен
руководствоваться конкретными условиями и требованиями экс-
плуатации.
Современные шестеренные насосы изготовляются с числом зубьев
у роторов от 6 до 28—30.
78
Коррекция (исправление) зацепления
Выбор рациональной системы коррекции является до настоящего
времени одним из наиболее сложных и наименее разработанных
вопросов в деле конструирования зубчатых передач. Это положение
создалось в результате противоречивых требований к зубчатым пере-
дачам, применяемым в различных эксплуатационных условиях,
а также в результате сложных соотношений между показателями
качества зацепления и параметрами передачи. Поэтому ни одна
из существующих систем корригирования зацепления не является
универсальной, и каждая дает удовлетворительные результаты только
при определенных (ограниченных) требованиях к передаче, в опре-
деленных пределах изменения величин ее параметров. Качество
зацепления, как известно, характеризуют коэффициент перекрытия,
относительное удельное давление, удельное скольжение, коэффициент
потерь, контактные напряжения в полюсе зацепления, расчетный
фактор формы зуба, ширина вершины зуба, удаленность от границ
подрезания и бесшумность работы.
Специфические условия работы шестерен в качестве роторов гидро-
насосов предъявляют к качеству зацепления особые дополнительные
требования. Зацепление должно обеспечивать высокое значение
объемного коэффициента полезного действия, наименьший коэффи-
циент потерь от защемления жидкости, а также высокие показатели
всасывающей способности насоса. Некоторые параметры зацепления
оказывают существенное влияние на гидравлическую характеристику
насоса. Например, для шестеренных насосов среднего давления, где
нагрузка на зуб сравнительно невелика, явление подрезания не пред-
ставляет серьезной опасности для прочности зуба. Однако это нару-
шает нормальное зацепление зубьев на этих участках эвольвентного
профиля. Такое зацепление вызывает шум и быстрый износ зубьев.
Кроме того, подрезание увеличивает объем «вредного пространства»
междузубовых впадин, который не участвует в нагнетании и ухуд-
шает этим всасывающую характеристику насоса.
В прямой зависимости от коэффициента перекрытия находится
коэффициент потерь от защемления жидкости. Следовательно, кор-
ригирование зацепления роторов насоса должно предопределять
не только устранение подрезания зуба (у роторов с малым числом
зубьев), но и возможное улучшение всех перечисленных выше общих
и специфических для насосов качественных показателей зацепления.
Поэтому корригированию очень часто подвергаются зацепления,
в которых не подрезается профиль зуба (например, у насосов ЕКМ
и Keelavite, см. фиг. 84 и 74).
В диапазоне обычно применяемых чисел зубьев для роторов
насосов достаточно хорошие результаты можно получить при кор-
рекции зацепления путем «положительного» смещения (от изделия)
исходного контура режущего инструмента относительно обрабаты-
ваемой заготовки. Делительные окружности шестерен (роторов),
нарезанных с такой коррекцией, не касаются друг друга в процессе
зацепления. При этом угол зацепления ak отличен от угла исход-
79
ного контура инструмента ап, равного 20°. «Положительное» кор-
ригирование исключает подрезание профиля зуба, уменьшает вели-
чины относительного удельного скольжения и удельного давления,
снижает значения контактного напряжения и потерь на трение
и увеличивает прочность зуба. При положительном корригировании
улучшаются также и некоторые важные гидравлические показатели
работы насоса.
Улучшение объемного коэффициента полезного действия в шесте-
ренных насосах с корригированным профилем зубьев достигается
за счет увеличения радиусов кривизны рабочих участков профилей.
Это при прочих равных условиях увеличивает площадь контакти-
рования, снижает величину удельного давления и улучшает уплот-
нение в зоне зацепления, препятствующее утечкам жидкости из
камеры нагнетания в камеру всасывания.
Улучшение условий заполнения жидкостью междузубовых впа-
дин при «положительной» коррекции достигается приданием зубу
формы, которая способствует снижению гидравлических потерь
на входе в междузубовое пространство [12].
Величина коэффициента потерь от «защемления» жидкости, кото-
рый характеризуется отношением дизб(наиб) к дазб(наим), является
функцией коэффициента перекрытия е и с ростом величины коэффи-
циента положительной коррекции g уменьшается.
Положительное смещение инструмента при корригировании
уменьшает толщину зуба у его вершины. Перемычка толщиной Se
является элементом уплотнения, разделяющим камеру нагнетания
и всасывания по окружности выступов шестерен. Поэтому выбор
коэффициента коррекции должен сопровождаться проверкой
«заострения» вершины зуба следующим уравнением: / < |
' Se = 2Re + -y-tga0+ inva0 — inv . |
- < Д
Результаты испытаний шестеренных насосов, в том числе и насо-
сов высокого давления, показывают, что при величинах Se в преде-
лах от 0,2 т до 0,25 т и соответствующих значениях зазора между
цилиндрическими поверхностями роторов и расточек корпуса, утечки
жидкости по периферии составляют незначительную долю общего
объема утечек. Следовательно, толщину зуба по окружности головок
в упомянутых пределах можно признать удовлетворительной.
Проверка «заострения» зуба требуется также и для предотвра-
щения «скалывания» вершины зуба (при цементированных шестер-
нях). С увеличением коэффициента коррекции g коэффициент пере-
крытия е уменьшается. В случае работы насоса с использованием
«избыточного» объема защемленного пространства это вызывает уве-
личение неравномерности подачи жидкости. С уменьшением вели-
чины е уменьшается вредное действие «заклинивания» жидкости
в отсеченном междузубовом пространстве и улучшаются всасываю-
щие свойства насоса (объем «вредного пространства» сокращается),
улучшаются условия канализации жидкости.
80 ' . 1
Для корригирования зацепления шестерен (роторов) насосой
наиболее часто применяется система с коэффициентом коррекции g,
равным 0,5. При этой величине коэффициента коррекции межцен-
тровое расстояние Ак и диаметры роторов De (если коэффициент
высоты головок f равен единице) представляются стандартными
числами, что облегчает расчеты и позволяет применять для контроля
нормальный мерительный инструмент.
Расчет межцентрового расстояния и диаметров окружности^высту-
пов в этом случае производится по следующим формулам:
; ' AK = m(z + 2^ = m(z+l) " (94)
и
De = т (z + 2 + 2g) = т (z + 3). (95)
У роторов, нарезанных с коррекцией g = 0,5 и смонтированных
в корпусе с межцентровым расстоянием Ак = т (z + 1), обра-
зуется в зацеплении зубьев боковой зазор Сп, величина которого
при числе зубьев в пределах от 9 до 22 колеблется соответственно
в пределах 0,2 т—0,1 т. В тех случаях, когда желательно достиг-
нуть в зацеплении бокового зазора, отличающегося от приведенных
выше величин, а диаметр заготовок и межцентровое расстояние
определены по формулам (94) и (95), величина коррекции, отве-
чающая желаемому значению бокового зазора Сп, определяется
по следующему уравнению:
«. _ 2г (mv ак — mv а0) cos а0 — Сп
® 4 sm а0 ", ,
В зарубежной практике производства шестеренных гидронасосов
применяются системы корригирования зацепления, отличающиеся
от рассмотренных. Например, в насосах, выпускаемых английской
фирмой Keelavite, коэффициент коррекции рассчитывается по фор-
муле:
g = 0,02(30 —z).
В насосах, выпускаемых ЕКМ (ГДР), величина коэффициента
коррекции роторов с числом зубьев, равным 28 составляет 0,33.
В насосах названных фирм применены многозубые роторы, в кото-
рых профиль зуба не подрезается. Коррекция при этом позволяет
увеличить толщину зуба у корня и за счет этого увеличить проч-
ность зуба. Для насосов, работающих на давлениях 140—160 кПсм2,
это является весьма важным фактором.
I 1
' Модуль зацепления и ширина роторов (шестерен) «
Когда число зубьев роторов определено, величину модуля зацеп-
ления и ширину роторов необходимо определять, исходя из сообра-
жений обеспечения заданной производительности насоса. При этом
следует исходить из соотношений между величиной модуля и шири-
ной роторов, которые, удовлетворяя заданным габаритам по высоте,
позволяли бы снизить величину нагрузки на роторы и опоры насоса.
6 Рыбкин и Усов 88
81
1
I
82
Расчеты должны основывайся на известных выражениях для гео-
метрической производительности (6) и для усилия, действующего
на роторы (гл III, раздел 2) Величина геометрической производи-
тельности насоса пропорциональна произведению квадрата модуля
зацепления на ширину шестерен Величина усилия, действующего
на роторы, пропорциональна произведению первых степеней вели-
чины модуля на ширину роторов Увеличение или уменьшение
модуля вызывает, соответственно, сокращение или возрастание
нагрузки на роторы, так как для сохранения той же производитель-
ности насоса ширина роторов должна быть изменена пропорцио-
нально квадрату модуля Например, использование в насосе роторов
с модулем, равным 5 вместо 4 позволяет сократить нагрузку на 25%,
потому что ширина роторов уменьшится в этом случае в (1,25)2
= 1,562 раза
При предварительных расчетах производительности насосов сле-
дует пользоваться нижеследующим соотношением между модулем
и шириной роторов (b = ksm)
По заданной производительности насоса за
ОДИН оборот роторов Qe(l) и принятым числу
зубьев и величине коэффициента Кв можно
определить предварительное значение модуля
из уравнения
.7
т= ? 2^a(z + %) мм
При давлении в кГ]см* Коэффициент
До 10 До 13
До 40 7—9
Св 40 До 6
Значения модуля должны приниматься согласно ОСТ 1597
Для расчета параметров насоса можно также пользоваться номо-
граммой, изображенной на фиг 36 Здесь производительность насоса
должна браться с учетом объемного коэффициента полезного дей-
ствия
Боковой зазор в зацеплении - ,
Известно, что при беззазорном зацеплении в результате двусто-
ронней работы профиля зубьев роторов достигается плавность
подачи жидкости (в случае использования «избыточного» объема отсе-
ченного междузубового пространства) и некоторое увеличение произ-
водительности насоса, в отличие от насосов с теми же геометрическими
параметрами, но имеющими в зацеплении боковой зазор
Вместе с тем, отсутствие бокового зазора в зацеплении вызывает
ряд недостатков в работе насосов При таком зацеплении увеличи-
вается компрессия жидкости в отсеченном междузубовой простран-
стве и создаются благоприятные условия для «заклинивания» жид-
кости даже в том случае, когда коэффициент перекрытия е равен
единице Отсеченное междузубовое пространство разделяется на два
изолированных пространства, относительное изменение объема кото-
рых в процессе беззазорного зацепления больше, чем в процессе
зацепления с боковым зазором Это вызывает необходимость пред-
усматривать фрезерование различного рода канавок и скосов или
6* 83
сверление отверстий, соединяющих между собой отсеченные камеры
междузубового пространства. Беззазорное зацепление зубьев рото-
ров требует ужесточения допусков на их изготовление и монтаж.
При этом опасность заедания зубчатой пары не исключается.
Выбор величины бокового зазора в зацеплении роторов шесте-
ренных насосов должен производиться с учетом специфических
особенностей их работы в качестве органов нагнетания и всасывания
жидкости. Вопреки этому большая часть рекомендаций по выбору
величин бокового зазора в зацеплении зубьев роторов шестеренных
насосов основана, главным образом, на условиях работы зубчатой
пары в качестве обычной шестеренной передачи. Причиной этого
является недостаточное исследование влияния величины бокового
зазора на гидравлические качества насосов.
В обычной паре шестерен боковой зазор в зацеплении преду-
сматривается для компенсации суммарных погрешностей в профиле,
шаге и винтовой линии зуба (для винтовых зубьев). При этом учи-
тываются также вероятность эксцентричной посадки шестерен на
валах, неточное прилегание профилей зубьев, деформации, возни-
кающие под нагрузкой и тепловое расширение. Изготовление зубча-
тых пар роторов с боковым зазором в зацеплении значительно
облегчает технологию производства и сборки шестеренных насосов.
При зацеплении роторов с боковым зазором снижается компрессия
жидкости в отсеченном междузубовом пространстве и улучшаются
условия заполнения междузубовых впадин в зоне всасывания.
На основании этого отдельные авторы [29], [121 рекомендуют при-
нимать для роторов шестеренных насосов величину бокового зазора,
которая превышает требование обычной зубчатой передачи.
Боковой зазор в зацеплении роторов насосов рекомендуется
рассчитывать по соотношению
Сп = (0,08 -=-0,15) т.
Как показывают исследования А. И. Петрусевича [20] и опыты,
произведенные в лабораториях (на заводах «Красный пролета-
рий» и им. С. Орджоникидзе и в ЭНИМСе), повышенные величины
боковых зазоров не оказывают влияния ни на величину динамических
нагрузок, вызванных ошибками в окружном шаге, ни на процесс
крутильных колебаний, обусловленных ошибками изготовления
зубчатых колес.
На шумовую характеристику шестеренного насоса боковой зазор
может влиять либо при холостой работе (без давления), либо в слу-
чаях, когда величина усилия, прижимающего сопряженные зубья
роторов, меньше величины динамической нагрузки, в результате
чего возникает поочередное соударение нерабочих профилей зубьев.
При этом вредная работа внешней нагрузки (приводной), вызываю-
щей удар, тем меньше, чем меньше боковой зазор. Шум, часто сопро-
вождающий холостую работу насоса или работу при малых давле-
ниях (без кавитации) можно объяснить этими причинами.
Для роторов с винтовыми зубьями корригирование должно про-
изводиться с расчетом на минимальный боковой зазор. В некоторых
34 - • ' -
\ '
случаях используется специальное исправление, предусматривающее
минимальный зазор в радиальном направлении между цилиндри-
ческой поверхностью головок одного ротора и внутренней поверх-
ностью впадин другого. За счет этого можно получить достаточно
надежное уплотнение в местах контактирования зубьев и увеличить
угол наклона.
Конструктивное оформление и монтаж роторов (шестерен) на валах
Роторы насосов могут изготовляться вместе с валами за одно
целое и раздельно от валов. Наибольшее распространение имеет
конструктивный вариант со свободной или неподвижной посадкой
роторов на валы, изготовленных отдельно от валов. Роторы этого
типа конструируются в виде различных модификаций, обусловлен-
ных специфическими эксплуатационными или технологическими
условиями.
На фиг. 37 изображен рариант конструкции ротора со специаль-
ными торцовыми фасками (обозначены пунктиром). Снятием фасок
предусматривается образование канала по периферии шестерен
с целью некоторого увеличения объема утечек и уменьшения эффекта
недозаполнения междузубовых впадин, возникающего вследствие
больших окружных скоростей на периферии роторов (до 6 м/сек).
В некоторых случаях в роторах производят специальные сверления
вдоль оси и (во впадинах и зубьях) перпендикулярно оси (фиг. 38)
Уравнивания давлений по торцам и разгрузки отсеченного между-
зубового пространства. Иногда встречаются роторы, изготовленные
из двух половин (дисков), каждая из которых смонтирована на валу
со смещением по отношению к другой на половину углового шага
(фирма «Fomag»). Насосы с такими роторами обладают меньшей
неравномерностью подачи, что видно на фиг. 39.
Передача крутящего момента производится с помощью шпонок
(призматических или сегментных). Способ посадки роторов на валы
85
путем напрессовки применяется весьма редко и только в насосах
низкого давления.
Двусторонние призматические шпонки и шлицевые соединения
употребляются в насосах высокого давления с большим крутящим
моментом на валу. Применение свободной посадки роторов на валах
позволяет торцовым поверхностям занять по отношению к торцам
сопряженных деталей определенное положение, соответствующее
Фиг. 39. Осциллограмма пульсации подачи насоса со сдвинутыми
зубьями роторов.
характеру распределения и величине давления в торцовом зазоре.
При этом уменьшается опасность задиров на торцах, потому что
свободная посадка обеспечивает постоянное сохранение масляной
пленки между торцовыми поверхностями. Эту же цель преследует
монтаж шестерен на трех шариках. Неподвижная посадка требует
Фиг. 40.
ужесточения допусков на отклонение от перпендикулярности торцов
роторов к осям и строгой симметричности расположения шестерен
относительно торцов уплотняющих деталей. Несимметричное распо-
ложение роторов и перекосы, кроме «заедания», ведут к ухудшению
объемного к. п. д. Применяются конструкции насосов, у которых вал
ведомого ротора является неподвижным. В этом случае в центральное
отверстие ротора запрессовывается втулка подшипника скольжения
или подшипник качения. Наиболее часто конструкция такого типа
применяется во встроенных шестеренных насосах низкого давления,
как, например, в радиально-поршневых насосах типа «НП» завода
«Гидропривод». Здесь роторы обладают большим числом зубьев
86
(24—28), достаточным для получения торцовой уплотняющей
дорожки. Ширина роторов согласуется с шириной выбранных
подшипников.
За одно целое с валами роторы (фиг. 40) изготовляются в насосах
высокого давления с малым числом зубьев (8—10) большого модуля,
когда посадка роторов при помощи паза и шпонки может значи-
тельно снизить прочность венца и ослабить вал, несущий большие
нагрузки, а также в насосах, где отвод жидкости из отсеченного
междузубового пространства осуществляется через специальные
отверстия в междузубовых впадинах и валах и при применении
специального метода разгрузки шестерен от радиальных усилий
(фиг. 38).
Материал, термическая обработка и технические условия
на изготовление роторов
Для изготовления роторов насосов применяются главным образом
конструкционные стали и реже бронза. В последнее время для изго-
товления роторов смазочных насосов стали употреблять металло-
керамические (железографитовые) материалы Выбор наиболее под-
ходящих материалов для изготовления роторов по техническим
и экономическим соображениям при заданных величинах усилия,
окружной скорости и характера нагрузки определяется требованиями
прочности, и особенно износостойкости, что в значительной мере
зависит от характера и степени термообработки.
Основным материалом, из которого чаще всего изготовляются
роторы насосов, являются углеродистые и легированные стали.
Сталь 45 с закалкой и высоким отпуском (до твердости Нв 250—180)
применяются для роторов с окружной скоростью до 1 м!сек при сред-
них величинах удельного давления на рабочую поверхность зубьев.
Эта же сталь с нагревом токами высокой частоты и отпуском (до твер-
дости 7?с 50—58) применяется для изготовления роторов, к которым
предъявляются требования высокой поверхностной твердости зубьев.
Сталь 20Х с цементацией и отпуском (до твердости 7?с56—62) при-
меняется для роторов с большой окружной скоростью при средних
величинах удельного давления на зубья, когда требуется твердая
износостойкая поверхность зубьев и вязкая сердцевина. Сталь 40Х
с закалкой до твердости 7?с 48—50 применяется в тех случаях, когда
окончательной обработкой зубьев шестерен является шевингование.
При закалке ТВЧ твердость стали 40Х достигается /?с 52 — 54.
Для изготовления роторов применяются также стали типа 40ХН,
18ХГТ и 12ХНЗ.
Основной операцией финишной обработки зубьев роторов является
шлифование. Шлифованию подвергаются также посадочные и тор-
цовые поверхности роторов. Часто применяется шевингование.
Зубья шевингуются до термообработки, после чего шлифуются только
торцовые поверхности и наружный диаметр роторов. В этом случае
применяется специальная технология закалки, а во избежание иска-
жения рабочих поверхностей зубьев используются специальные
V 87
легированные стали типа 12ХНЗА. Роторы насосов должны быть
достаточно долговечны, и следовательно, износоустойчивы и высоко-
прочны. Вместе с этим должен быть строго выдержан класс точ-
ности изготовления и обеспечены плавность и бесшумность работы.
Первое требование может быть удовлетворено выбором соответствую-
щего материала и его термической обработкой и проверено, в случае
надобности, расчетом. Необходимые точность, плавность и бесшум-
ность работы определяются качеством и точностью обработки и сборки
зубчатой пары.
В некоторых случаях в качестве финишных операций применяется
притирка и парная приработка роторов.
Исследования, проведенные в лабораториях заводов им. Орджо-
никидзе и «Красный Пролетарий», подтверждают, что технология
и точность обработки роторов и сборка их в корпусе оказывают
значительные влияния на шумовую характеристику их работы.
Шевингование корригированными шеверами снижает шум на 12—
15 йб. Поверхностная закалка усиливает шум на 2—3 йб. Перекос
осей, не превышающей полуторную допустимую норму и небольшое
биение венцов, не оказывают существенного влияния на уровень
шума. Развод осей роторов и увеличение бокового зазора в зацепле-
нии не влияет на уровень шума. Уменьшение развода осей циже
допустимого ведет к резкому повышению шума. Исходя из этого,
применяют, кроме развода осей в корпусных деталях, подрезку
зубьев по толщине на 0,05—0,18 модуля больше, чем величина
подрезки в обычном зацеплении шестерен. Шум возрастает с увели-
чением несоответствия профилей и основных шагов зубьев сопря-
женных колес и при снижении степени чистоты обработки трущихся
поверхностей зубьев. Профиль зубьев должен быть плавным
(граненность не допускается).
Условия испытания зубчатых роторов на шум должны быть
идентичными.
Небольшие изменения в условиях торможения, изменение качеств
роторов или жесткости шпинделей шумовой машины могут вызвать
заметную разницу в величине шума для одних и тех же испытуемых
роторов.
На величину шума влияет конструкция роторов и корпусов,
а также монтажные погрешности.
Допускаемая величина шума роторов не должна превышать
82—85 йб.
Предельные отклонения и допуски элементов зубчатых колес,
а также предельные отклонения межосевого расстояния назначаются
в соответствии с классом точности шестерен в зависимости от диа-
метра и модуля по нормам, установленным ГОСТ 1643-56 для цилин-
дрических колес. Этот ГОСТ содержит также нормы на кон-
такт (пятно касания) поверхностей сопряженных колес. Точ-
ность изготовления шестерен (роторов) насосов низкого давления
по всем параметрам зацепления принимается обычно по III классу,
а насосов среднего и высокого давления по II и I классу. Класс
точности изготовления указывается ни рабочем чертеже. Кроме
того, на рабочем чертеже должны быть указаны: число зубьев,
модуль (для винтовых зубьев нормальный тп и торцовый tns модули),
угол профиля исходного контура, угол наклона винтовых зубьев,
коэффициент коррекции и размеры для проверки толщины зуба
путем измерения по постоянной хорде, или по общей нормали, в зави-
симости от принятого на заводе метода контроля. На рабочем
чертеже указываются также допустимые величины отклонений от пра-
вильности геометрических форм и взаимного расположения поверх-
ностей шестерен. Эксцентричность расположения начальной окруж-
ности и окружности головок не должна быть выше 0,02—0,03 мм.
Допустимая разность ширин роторов (непараллельность торцов)
не должна превышать 0,005—0,01 мм. Неперпендикулярность тор-
цовых поверхностей к осям роторов должна быть в пределах
0,01—0,02 мм на расстоянии в радиальном направлении, равном
50 мм. Конусность и овальность роторов по наружному диаметру
, • V , ' • > г’ Таблица 3
Формулы для расчета параметров прямозубого зацепления
Параметры Формулы для расчета величины параметра
Межцентровое расстояние Ак = т (г + 2g)
Угол зацепления _ , ак = arccos = arccos (— \ Z cos а0) = + 2g C°Sa°)
Диаметр окружности головок De — (z + 2 + 2£) т
Угол давления в точке профиля на окружности головок ае = arccos 1 ^cosa0)
Толщина зуба по окружности го- ловок — De ( л 2? . \ 27 + — tg ao + mv а0 — inv ае )
Толщина зуба по делительной окружности 5б = т(-^- + 2^8 а0^
Высота головки до хорды дели- тельной окружности hx = 0.5 De — mz cos (1? + Vtgao)]
Толщина.зуба по постоянной хор- де Sn. х = т ( -у cos2 а0 + £ sin 2а0^
Высота головки зуба по постоян- ной окружности выступов hn.x = h' — tn sin 2а0 + g sin2 а0)
Длина общей нормали • £= maos а0 [л (n—0,5) + 2£tg a0-|-zinv a0], где n — число охватываемых при изме- рении зубьев
89
не должна быть более 0,01 мм. В большинстве случаев техническими
условиями предусматривается получение острой кромки между
цилиндрической поверхностью головок и торцами шестерен, во избе-
жание появления дополнительного пути утечек жидкости. Однако,
как сказано ранее, имеют место отступления от этого правила
(фиг. 37). Отклонение от соосности поверхности посадочного отвер-
стия и наружного диаметра зубчатого венца не должно превышать
0,015—0,02 мм.
При изготовлении роторов заодно целое с валами на рабочем
чертеже должна быть обозначена допустимая соосность опорных
шеек с наружным диаметром зубчатого венца, которая не должна
превышать 0,01—0,015 мм. На чертеже ведущего ротора вала ука-
зывается также отклонение от соосности опорных шеек и поверх-
ности приводного конца вала. Допустимое отклонение не должно
превышать 0,015—0,02 мм.
Расчетные зависимости, необходимые при конструировании J
и контроле прямозубых роторов с корригированным профилем,
помещены в табл. 3.
Указания по расчету на прочность
Для иасосов с рабочим давлением, не превышающим 40—50 кГ/см2,
рассмотренные и установленные ранее значения модуля удовлетво-
ряют прочностным требованиям с достаточным запасом. (Величина
модуля установлена, исходя из заданной производительности и мини-
мальных габаритов насосов.) При конструировании насосов для |
давлений, превышающих 50 кГ!см2, рекомендуется производить
проверку соответствия принятых значений параметров зацепления
условиям работы насоса. Расчет рабочих поверхностей зубьев
на долговечность по контактным напряжениям и расчет зубьев
на выносливость по напряжениям изгиба следует производить
по методу А. И. Петрусевича, подробно изложенному в Энциклопе-
дическом справочнике «Машиностроение» (т. 2) и «Справочнике
машиностроителя» (т. 4). При определении напряжений изгиба наи-
более неблагоприятным следует считать момент выхода из зацепления
зуба ведущего ротора. Расчетное окружное усилие определяется
в этом случае по формуле
' Г 7 ЕЛ \ 2*1
Мя, Й1 r° tg2 “е — ( tg ак-—) л
Р . во (наиб) L ' 2
*и ~~ п Рн.г ' г . — *
• вд <наиб1 2 103 у 1 + (tg ак —
Потери на трение в зацеплении w
При расчете потерь мощности необходимо учитывать потери на тре- 1
ние в зацеплении. Методика расчета подобных потерь подробно !
разработана проф. Л Н. Решетовым. Потери мощности на трение I
в зацеплении слагаются из постоянных потерь при отсутствии
нагрузки и переменных потерь, пропорциональных нагрузке.
90 ’
Постоянные потери вызываются наличием динамической нагрузки,
обусловленной неточностью изготовления зубчатых пар и началь-
ным трением в зацеплении. Переменные потери пропорциональны
коэффициенту трения в зацеплении, модулю и окружному усилию.
Момент трения на валу насоса (без трения в подшипниках
и в уплотнении) определяется по формуле
л
Mm3tl = Tolc^ + fKKp, (96)
где — сила трения при отсутствии нагрузки (Ток = Cfc]/up);
С — коэффициент, определяющий степень смазываемости
зубьев (для шестеренных насосов С = 103);
и — окружная скорость в м/сек-,
fk — условный коэффициент трения в зацеплении (для шлифо-
ванных зубьев — 0,08; для нешлифованных зубьев — 0,1);
К — коэффициент, равный ът.
Средние величины к. п. д. зубчатой передачи находятся обычно
в пределах 0,97—0,98.
„ - 2. РАСЧЕТ НАГРУЗКИ НА РОТОРЫ И ОПОРЫ
К опорам роторов насосов, работающих в системе станочного
гидропривода, предъявляются повышенные требования в отношении
долговечности работы, которая техническими условиями на насосы
станочных гидросистем определяется временем, равным не менее
5000 час.
Опыт эксплуатации насосов показывает, что наибольшему износу
подвергаются опоры (подшипники) валов роторов.
Поэтому точный расчет действующих на опоры нагрузок, позво-
ляющий сделать правильный выбор конструкции подшипников
и обеспечить требуемую долговечность работы, является необхо-
димым и важным этапом проектирования.
В настоящее время при расчетах пользуются сугубо приближен-
ными зависимостями, занижающими величину нагрузок [9], [31],
действующих на роторы и опоры. В последнее время все чаще пред-
принимаются попытки получения более обоснованных расчетных
формул.
В книге Е. М. Юдина [27] анализируются и выводятся зависи-
мости величин действующих усилий, необходимых для расчета опор
роторов. Однако эти зависимости выведены в форме, которая затруд-
няет их практическое применение потому, что она сопряжена с гро-
моздкими вычислениями. Более простые формулы (79) и (80) построены
на неправильном предположении линейности характера распреде-
ления давления в уплотняющей зоне по периферии роторов.
Исследования [16], [37], [23] характера распределения давле-
ний в радиальном зазоре показывают, что закон изменения давле-
ния в зазоре по периферии роторов отличается от линейного
91
и определяется погрешностями изготовления и сборки деталей
нагнетающего угла и величинами рабочих давлений.
На фиг 41 изображены характерные кривые изменения давления
в уплотняющей зоне шестеренного насоса от нуля до номинальной
величины (40 кПсм2) Форма кривых меняется от выпуклых (при
наибольших давлениях), до вогнутых (при наименьших давлениях)
Переход от верхней кривой к нижней совершается постепенно
Различие формы кривых определяется изменениями положения
роторов в колодце корпуса, которые вызываются действием нагрузки
Изменение величины рабочего давления влечет за собой изменение
значения равнодействующей гидравлической нагрузки и направления
ее действия При этом меняется положение экстремальных пери-
ферийных зазоров Все это отражается на форме кривой распреде-
ления давлений Обработка кривых распределения давления,
соответствующих наибольшим значениям рабочего давления насоса
показывает, что без большой погрешности и с запасом надеж-
ности закон изменения давления можно считать параболическим
Излагаемый ниже расчет нагрузки на опоры роторов шестеренных
насосов построен на этом предположении и основывается на наличии
эффективной системы канализации жидкости, исключающей воз-
можность возникновения дополнительных распорных нагрузок
При этих условиях величины искомых усилий будут зависеть
лишь от значений рабочего давления и геометрических размеров
роторов При определении искомых зависимостей будем считать,
что действующие на каждый из роторов нагрузки находятся в плоскости
зацепления, а за ось ординат примем линии центров О1г О2 (фиг 42)
Результирующее усилие в этом случае будет характеризоваться
суммой усилий от действия распределенной гидравлической нагрузки
в периферийном зазоре, давлением в зоне нагнетания и усилием
от передаваемого крутящего момента
Рассмотрим раздельно участки поверхности ведущего ротора
между точками Сг и Аг и точками Д и Д Точки AL и Q расположены
в конце и начале камер нагнетания и всасывания Характер изме-
нения давления на периферийном зазоре роторов от рнг в точке Аг
камеры нагнетания до давления, равного нулю в точке Сг камеры
всасывания, будем считать, как мы уже условились — параболи-
ческим
Текущее значение нагрузки, переменной по величине р^, опре-
деляется соотношением
где ф (фиг 42) — переменное значение полярного угла,
0г — центральный угол, соответствующий точке
(начала камеры нагнетания),
— центральный угол, соответствующий зоне уплотне-
ния, который равен [2л — (0г -}- 02)], где 02 —
центральный угол, соответствующий точке С\
(начала камеры всасывания).
92
Фиг 42
Точки измерения давления
Фиг 41 Кривые распределения давления
по периферии роторов
Элементарная гидравлическая сила dP^, действующая на пло-
щадку Rebdty, определяется уравнением:
dPq = pqRebdty.
Ее составляющие по осям координат равны соответственно
dPi (х) = p^Pebdty cos (л — ф) = — p^Pebdty cos ф;
dPi (j,) = — pqRebdty sin (л — ф) = p$Pebdty sin ip.
Интегрируя эти уравнения в пределах изменения угла ф отфх = (\
до 1р2 = 2л — р2, найдем величины Рг (у) и Рг (х):
2л-₽г
= С [p;n-₽I)2]smipdip =
' I \ ₽I/n J
₽х
* ' =p^-^[2sinp2Py„ + cosp1(p2„ + 2)-2cosp2]. (97)
гуп
2л— ₽2
= f [₽^-W-₽()2] cosipdip =
р4'" J - -f
J '
' ' • =-^[2cos₽2₽yn + 2sin₽2 + sin₽1(₽2n + 2)]. . (98)
При Px = ₽2 = ₽ формулы (97) и (98) значительно упрощаются:
Р1(4,) = Р6Я Гсоз₽ + ^1 . (99)
L Pi/п 1
~ ₽1М-Р«.[^ + ^3"’₽(Ч. + 4)]- (1«>)
Участок криволинейной наружной поверхности ведущего ротора,
расположенный в зоне нагнетания (от точки Аг до точки К, фиг. 42)
удобно рассматривать раздельно — выше и ниже линии центров
Olf О2. Оба участка подвергаются действию полного рабочего давле-
ния р, поэтому усилия, возникающие здесь определяются, как про-
изведения величин давления на проекции соответствующих криво-
линейных участков. При этом часть поверхности ротора, находя-
щегося справа от вертикальной плоскости, проходящей через точку
контактирования К (на фиг. 42 линия SK), при нахождении соста-
вляющих Р(у) не должна приниматься в расчет потому, что силы,
действующие на эту поверхность вверх и вниз от горизонтальной
оси, взаимно уравновешиваются. Для участков поверхности ротора,
расположенных справа от вертикальной плоскости, проходящей
через точку Р (полюс зацепления), величины составляющих сил
давления, не учтенных предыдущими формулами, являются функ-
циями угла поворота роторов.
94 . ' - 4
Следовательно, для участка поверхности ведущего ротора, рас-
положенного выше оси координат ОхХ, постоянные составляющие
усилий определятся из уравнений
г. t Р2^вщ = рЬ(РЕ) = pfc(4L-7?eC0SPi); (101)
Р2 (х) вщ = —рЬ (Л х£) = — pbpe sin (102)
а переменные составляющие — из уравнений:
Рз м ещ = pb (PS) = pbro (ф — tg ак) sin ак =
*
*’’ • = pb-~-(<p — tgaK)sinaKcosaK; (103)
Рз (x)eui = —pb(PQ) = pbro (ф — tgaK) cos aK =
= — рЬф(ф— tgaK)cos2aK. s (104)
Величина полезного момента сопротивления на ведомом роторе
определяется суммированием составляющих моментов М± и М2
относительно оси этого ротора и Л43 относительно полюса зацепления.
Каждый из составляющих моментов является результатом действия
на соответствующем плече сил, приложенных к участкам поверх-
ности ротора, проектирующих на оси координат в виде отрезков
PM, PS и PQ.
Величины составляющих моментов ведомого ротора находятся
из следующих уравнений-
. ' : М1 = рь(рм)(^+^, х
где
₽Л1=Л’ = Я,-А = А(^_1).
Тогда " , ’ д
’ - Л, = ± 1); ./ •
' s ’ 1 2 4 \ cos2 ае / <
, M2=Pb(PS)^
после подстановки значения PS
1 А2
М2 = у pb ~ ^2 sin ак cos ак (ф — tgак) — sin2 ак cos2 ак (ф — tg aK)2J;
' M3 = -pb(PQ)^--,
'V у
после подстановки значения PQ
д2
М3 = — ~%pb cos4 ак (ф — tgaj2 (отрицательный момент).
95
Суммируя найденные величины моментов, получим следующее
уравнение
1 А? < " '• ;-
Afea = M1 + M2-Af3 = 4-p6-f-x
X { [coSa*—*1 +2sinaKc°saK(<p —tgaj —c°s2aK(<p— tgaj2]. (105)
к I Cig J )
Это уравнение можно преобразовать в известную нам формулу:
Мвд - fyb [tg2 ае — (2 tgaK — ф)2].
Составляющие усилия, определяемого действием Мвд, находятся
из следующих уравнений:
/ р 2^ ___ * пк у
' (у) ещ —--— 2 2 Х
X [(cos2 a* ~ 1) +2sinaKcosaK(<p— tgaK) — cos2a,.(<p — tgaK)2l; (106)
... Рцх)вщ = ~ -^2tgaK = — y^[2sin2aK(<p— tgaK)+
-•J/ + 1) — sinaKcosaK(<p —tgaK)2] . (107)
При суммировании отдельных слагаемых для ведущего и ведо-
мого роторов следует иметь в виду, что значения Рз^вд и Рц^вд
в отличие от аналогичных составляющих на ведущем роторе
являются отрицательными. Горизонтальные составляющие усилий
равны между собой, но действуют в противоположных направле-
ниях, поэтому в дальнейшем величины суммарной горизонтальной
составляющей приводятся лишь для ведущей шестерни.
Чтобы представить все составляющие усилий в функции радиуса
окружности головок шестерен Ре, воспользуемся следующей зави-
симостью:
где •' -Я
COS Oz,
а = -----.
cos ак
Тогда - ' '
eui= + р- [2 sin Pi +sin Р2 (Р^ + 2)] ~
, _sinpi_lfl[(l-l)tgaK +
+ 2 (<р — tg ак) — (Ф — tg aK)2 sin ак cos ак
(108)
96
Если обозначить через Сг величину
-Л" cos + 7Г- [2 sin Р2 + sin ₽i (₽^п + 2)'] ~ sin Pi >
™п PjfZl
которая характеризует конфигурацию камер нагнетания и всасы-
вания, то уравнение (108) приобретает следующий вид:
/ = l)tgaK +
. , / + 2 (<p — tg aK) — (<p — tgaj2 sin ак cos aK] |.
Суммарная величина вертикальных составляющих определяется
из следующего уравнения:
Р(у) вщ = bbRe sin Р2 + J- [cos (₽2П + 2) — 2 cos 02] —
I Руп
— (COS0! — а) — +COSX(<P —tgaK)2]}-
Значение суммарной величины усилия для ведомого ротора
{О 1
-р— sin ₽2 + [cos (₽2„ + 2) — 2 cos ₽2] —
— (cos 1) — со52ак(ф — tgaK)2H. (109)
Если обозначить в последних формулах через С2 величину
2
; 0J/Z1
sin Рг + Т2- [cos ₽! (₽2П + 2) — 2 cos 02] — (cos ₽х — а),
Рг/п
то они приобретут следующий вид:
2 вд = pbRe [с2 +А. - 1) - | cos2aK (ф - tgaK)2] ; (1Ю)
I
= pbRe [с2 — у — 1) +-|со52ак(ф—tgaj2j . (Ill)
Общий вид уравнений (ПО) и (111) свидетельствует о параболи-
ческом характере изменения величин суммарных составляющих
усилий на роторах. Можно заметить, что при ф = tg ак, когда
точки контакта зацепляющихся зубьев находятся в полюсе зацепле-
ния, функции ^P(y)ein и 'SiP^yed достигают своих экстремальных
значений:
(П2)
(ИЗ)
7 Рыбкин и Усов 88
97
Для этого же угла поворота величины функций ^Рщвщ и 2 А*) «а
равны между собой. Следовательно,
Р^вд =Р^[С1 — l)tgaKl . (114)
q>=tgdK L ' J
Р(х) вщ
<p=tg ак
При эффективной системе канализации жидкости (что предпо-
лагается настоящим расчетом) отсеченное междузубовое простран-
ство с момента вступления в зацепление новой пары зубьев до момента
симметричного расположения точек контактирования на линии
зацепления соединяется с камерой нагнетания, а в дальнейшем,
вплоть до выхода из зацепления предыдущей пары зубьев, с камерой
всасывания. Поэтому действие каждой пары зацепляющихся зубьев
должно рассматриваться в пределах угла поворота ведущего ротора
от <Pi = tg ак — до ф2 = tg ак + Д-.
При изменении угла поворота в этом интервале функции 2 Л*) вщ
и ^Р(х)вд не достигают своих экстремальных значений, которым
соответствует значение аргумента ф = tg ак — S)t] а 1 а
Подставляя значения фх и ф2 в уравнения для 2 Р(х) вщ — S Р(х) вд,
^РМвщ и 'SiP^yed, определим величины суммарных составляющих
усилий на ведущем и ведомом роторах в начальный (1) и конечный (2)
моменты:
в!Ч1, 2 = РЬРе |^2 2 О “2 COs2°K '^2'] »
' 2 Р^ , = PbRe[c2 + ~ f .
При фг = tg ак —
/ ^Рмвщвд1 = pbRe [^-<(-^-1) tgaK+"a +
, , а л2]'-
-{-уsinакcosак.
При ф2 = tg ак + ~ :
У Р(х) вщ вд2 = pbRe 2 1) t£oK — а +
'г , а л21 ' " * 1
v +у sinaKcosafc-^-J.
Среднее значение составляющих усилий на роторах может
найдено, пользуясь формулой:
1
. , Р(х, у) вщ вд (ср) = ф2_ф1 | вщ вд ф^ф-
. -
эд * , : .
(115)
(Н6)
Я
(117)
4
(118)
быть!
4
Подставив в ату формулу значения соответствующих составляю*
щих усилий, получим:
P(v) ещ (Ср) = pbRe [С2 - f (4- - 1) + | cos2 ак ] ; (119)
^)^(CP) = P^[c2+|(^-l)-f^cos2aK] ; (120)
Р(Х)вщ ед (ср) = pbR^C,——^ — l)tgaK + -|-^-sinaKcosaK]. (121)
Пользуясь найденными средними значениями составляющих
усилий, можно определить среднее значение угла наклона 0 к осям
координат результирующего усилия из следующих соотношений
tg6eu4
tg6e5 =
Р(р) вщ (ср).
Р(х)вщ (ср)
Р(у) ед (ср) г
Р(х) ед (ср)
Значение самого
вестной формуле
результирующего усилия определяется по из-
Ррее = УР2(х) + Р?р).
Наибольшие величины результирующего усилия, подсчитанные
для насосов с числами зубьев роторов 12 и 18 (при коэффициенте
исправления tj = 0,5 и при Pi = Р2 = -у) составляют:
для ведущей шестерни ррез 1вЩ)= (0,75 — 0,8) pbRe\
для ведомой шестерни ррез {вд) = (0,85 — 0,9) pbRe.
В качестве практической расчетной зависимости применяется
Р = KHePbRe<
где
К„г = (0,85 — 0,9) pbRe.
Анализ функций, полученных в настоящем разделе свидетель-
ствует о том, что величина результирующего усилия, действую-
щего на роторы, а следовательно, и опоры, находится в прямой
зависимости (при прочих одинаковых условиях) от размеров камер
нагнетания и всасывания (углы Pi и р2). Кроме того, суммирова-
ние составляющих усилий показывает, что абсолютное значение
результирующего усилия на ведомой шестерене больше усилия, дейст-
вующего на ведущую шестерню.
Для снижения величины усилий предпринимаются различные
конструктивные меры. В некоторых конструкциях камера нагне-
тания насоса выполняется в виде узкой щели, а камера всасывания
расширяется до линии центров роторов и даже выше (фиг. 49, 51).
7* 99
Применяются также конструкции насосов, в которых для выравни-
вания усилий, действующих на шестерни, камеры нагнетания и вса-
а) I)
Фиг 43. Принцип гидравлической разгрузки опор:
а — у двухроториого насоса, б — у трехроториого насоса
сывания располагаются несимметрично по отношению к роторам
(фиг. 47). На долю ведомой шестерни в этом случае приходится
меньший участок камеры нагнетания.
В конструкциях некоторых насосов для разгрузки опор приме-
няется гидравлическая балансировка по принципу, показанному
на фиг. 43.
f , 3. ВАЛЫ (ОСИ)
- Конструирование и расчет '' “
В зависимости от конструкции насосов определяется конструк-
тивная форма приводного и ведомого валов. Валы насосов изгото-
вляются двухопорными, консольными, гладкими и ступенчатыми,
со шпоночными канавками или шлицами для передачи вращения,
сплошными или пустотелыми. Применяются также конструкции
насосов с безопорными валами — торсионами (см. фиг. 87), служа-
щими лишь для передачи крутящего момента. Вся нагрузка воспри-
нимается в этом случае опорами ротора рессоры. В тех случаях,
когда предусматривается привод к насосу через ременную или
зубчатую передачи, торсионный вал снабжается дополнительной
опорой, воспринимающей усилие от передачи привода (фиг. 86)
Иногда ведущие валы выполняются с выводом приводных концов
по обе стороны насоса («Plessey» «Keelavite»).
Конструктивный вариант вала, его функции в насосе (ведомый
или ведущий) и тип опор (качения или скольжения) определяют
его геометрию и комплекс расчетных и технологических требований,
которые необходимо учитывать при конструировании.
Методика расчета валов насосов на прочность не отличается
от методики расчетов обычных валов по известным формулам, при-
меняемым при расчетах деталей машин.
В случаях тяжело нагруженных валов роторов насоса расчеты
должны включать:
100
а) определение напряжений изгиба в опасных сечениях с учетом
знакопеременное™ нагрузки и концентрации напряжений;
б) определение наибольших величин прогиба вала с учетом
характера распределения нагрузки;
в) вычисление величин углов поворота (перекоса) осей валов
в подшипниках;
г) определение напряжений кручения в опасном сечении с учетом
цикличности нагрузки и расчетом угла закручивания. При расчете
осей обычно определяется величина прогиба с целью предотвращения
возможности заклинивания зубчатой пары.
Особо тщательными и ответственными должны быть расчеты
прогиба валов и углов поворота (перекоса) в опорах в случае при-
менения в насосе подшипников скольжения.
Во избежание нарушений нормальной работы подшипников
и появления кромочных давлений допускаемые величины прогиба
должны быть меньше величин зазора который определяется
зависимостью 4" = 0,001—0,003.
а
Допускаемые величины прогиба валов в случае использования
подшипников качения (за исключением игольчатых подшипников)
немного больше, чем при применении подшипников скольжения,
но и они не должны превышать 0,015—0,025 мм. При этом угол
поворота (перекоса) валов в опорах не должен превышать 0,0005—
0,001°. При большем же возникает опасность заклинивания тел каче-
ния в подшипниках.
Наиболее чувствительными к возможным перекосам валов яв-
ляются игольчатые подшипники, что требует при их применении
особо тщательных расчетов. Прогибы валов выше допустимых вызы-
вают увеличение удельного давления по краям беговых дорожек,
что ведет к быстрому износу игл и поверхностей дорожек.
Величина угла закручивания при наибольшем крутящем моменте
не должна превышать одного градуса на длине, равной 20—25
диаметрам вала.
Материалы и технические условия на изготовление валов
Тип применяемых подшипников определяет комплекс техноло-
гических требований, предъявляемых к валам. К их числу отно-
сятся: выбор материала и метода его термической обработки,
характер отдельных операций и точность обработки.
В случае применения подшипников скольжения материал валов,
поверхностная твердость опорных шеек и степень чистоты обработки
должны отвечать всем требованиям сопряженных пар скользящих
опор, работающих в определенных условиях.
Для изготовления валов применяются главным образом леги-
рованные стали: 20Х, 12ХН2, 12ХНЗ, 18ХНВА и 13ХНВА, которые
подвергаются цементации и последующей закалке до поверхностной
твердости 7?с порядка 62—64.
101
Аналогичные марки сталей с соответствующей термообработкой
применяются для изготовления валов с шейками, представляющими
беговые дорожки под иголки или ролики подшипников качения.
Иногда для этих целей применяют азотируемые стали: 38ХМЮА, J
40ХЮ и 35ХЮА. |
В насосах с подшипниками качения валы изготовляются обычно
из стали марки 40Х и простой конструкционной стали марки 45
с последующей термической обработкой до получения поверхностной
твердости 7?с порядка 54—56.
Наибольшее распространение при термической обработке валов
получили закалка токами высокой частоты (ТВЧ) и закалка с нагре-
вом в печи и охлаждением в масле (во избежание появления трещин
и короблений).
Для валов, работающих на подшипниках скольжения, очень
важное значение имеет чистота обработки и качество поверхности
опорных шеек.
Для увеличения срока службы подшипников шейки валов после
термической обработки шлифуются, а затем полируются или прити-
раются, либо подвергаются суперфинишной отделке в зависимости
от окружной скорости на шейках и прочих условий работы. ,
Технические условия на валы включают обычно следующие тре-
бования:
а) допустимые отклонения тела вала от правильной геометри- '
ческой формы (конусность и овальность) не более 0,005 мм;
б) чистота и твердость поверхностей опорных шеек, согласно
ГОСТу 2789-59;
в) биение мест посадки ротора относительно опорных шеек
не должно превышать (0,3—0,35) 6р;
г) посадки для сопряжений с деталями, сидящими на валах
(роторами, подшипниками и др.) должны назначаться по конструк-
тивным соображениям;
д) биение выходного конца приводного вала относительно опор-
ных шеек не должно превышать 0,02—0,04 мм. „ л
- 4. ОПОРЫ ВАЛОВ (ПОДШИПНИКИ) ^1
В шестеренных насосах среднего и высокого давления опоры
валов являются более нагруженными в сравнении с опорами j
других типов гидронасосов, работающих в аналогичных эксплуата- 2
ционных условиях. Вместе с тем опоры должны обеспечивать работо-
способность насоса в течение всего гарантированного срока службы
при всех режимах, предусмотренных техническими условиями.
Основные требования, предъявляемые к опорам валов следую-
щие:
1) малые размеры диаметров вследствие ограниченности про-
странства для размещения подшипников;
2) долговечность работы порядка 5000—6000 час.;
3) высокая степень точности в радиальном и осевом направле-
ниях;
102 ‘ ’
4) простота сборки и разборки;
5) экономичность технологии изготовления и эксплуатации.
В шестеренных насосах применяются опоры скольжения и качения.
Выбор типа опоры зависит от очень большого числа факторов.
Предпочтение тому или другому типу подшипников должно строго
обосновываться в каждом отдельном случае.
Большими преимуществами подшипников качения являются
возможность их приобретения на стороне в готовом виде и простота
монтажа. Существенным недостатком их являются сравнительно
большие габариты, что в ряде случаев исключает возможность их
встройки без значительного увеличения размеров насоса.
Применение подшипников скольжения позволяет сконструиро-
вать насос с гораздо меньшими габаритами, но требует более высокой
квалификации рабочих и применения цветных металлов, повышаю-
щих стоимость насоса. При ограниченных межцентровых размерах
и высоких рабочих давлениях предпочтение отдается подшипникам
скольжения потому, что подобрать подшипники качения требуемой
грузоподъемности для этих условий не всегда возможно.
Подшипники качения
В шестеренных гидронасосах применяются подшипники качения
(различных типов) лишь в случаях, когда позволяют габариты
насоса (межцентровое расстояние роторов). Но так как к шестерен-
ным насосам, как и к большинству других узлов гидросистемы,
подлежащих встройке в станки, предъявляются жесткие требования
в отношении их габаритов, то это значительно ограничивает приме-
нение подшипников качения. Имеется немного конструкций насосов,
роторы которых смонтированы на шариковых или роликовых под-
шипниках (фиг. 87, 74).
Вместе с тем в последнее время начинают широко применяться
игольчатые подшипники, обладающие малыми габаритами и большой
грузоподъемностью. Отрицательными качествами этих подшипников
следует считать высокую степень чувствительности к монтажным
погрешностям и относительно высокую стоимость. Но игольчатые
подшипники обладают важными преимуществами перед подшипни-
ками скольжения. Они способны работать в значительно более широ-
ком диапазоне температур и скоростей, чем подшипники скольжения.
Игольчатые подшипники могут быть свободно заменены подшип-
никами скольжения без изменения конструкции.
Как свидетельствуют испытания [26 ], хорошие результаты дает
применение игольчатых подшипников, в которых иглы заключены
в сепараторы. Такие подшипники обладают большей грузоподъем-
ностью, монтаж их значительно проще, так как эти подшипники
менее чувствительны ко всякого рода монтажным погрешностям
и неточностям изготовления
Следует отметить, что нагрузочная характеристика игольчатых
подшипников связана с их габаритами не прямой зависимостью,
поэтому применение их в насосах высокого давления (до 100 кГ/см2)
103
целесообразно только при малой производительности насоса. В этом
случае можно добиться долговечности работы игольчатых под-
шипников 3000—5000 час.
При изготовлении игольчатых подшипников необходим тщатель-
ный отбор игл по размеру. Разность диаметральных размеров
не должна превышать 0,002 мм, а в собранном подшипнике должен
оставаться общий зазор между иглами от 0,2 до 0,4 диаметра иглы.
Основные формулы для расчета грузоподъемности подшипников
качения и их работоспособности известны из курса «Детали машин».
Кроме того, эти формулы указаны в работе Р. Д. Бейзельмана
и В. Б. Цыпкина [4].
Подшипники скольжения
Подшипники скольжения широко применяются в качестве опор
валов (роторов) у шестеренных насосов высокого давления. Достоин-
ствами подшипников скольжения, как установлено ранее, являются
малые размеры диаметров и
относительно высокая нагру-
зочная способность. Конструк-
тивно подшипники оформляются
либо в виде простых цилинд-
рических вкладышей из антиф-
рикционного материала, кото-
рые запрессовываются в соот-
ветствующие отверстия корпуса,
крышек или уплотняющих де-
талей (фиг. 44), либо в виде
непосредственных расточек в те-
у Фиг 44. ' ле этих же деталей (фиг. 45).
Во втором случае эти детали
должны быть изготовлены из соответствующих антифрикицонных
материалов. При конструировании опор скольжения и расчете ми-
нимальной величины зазора должна учитываться наибольшая воз-
можная рабочая температура жидкости.
Если коэффициент теплового расширения материала корпуса
больше чем материала втулки, то она должна иметь достаточную
величину предварительного натяга (прессовую посадку) с целью
предотвращения разбалтывания ее в корпусе при повышении тем-
пературы. Если материал корпуса обладает меньшим коэффициентом
линейного расширения, чем материал втулки, то при конструирова-
нии и расчетах необходимо учитывать соответствующее уменьшение
диаметра отверстия с возрастанием температуры жидкости. При
окружающей температуре от 12 до 40° С температура чугунного
корпуса насоса сохраняется в пределах температуры жидкости.
Если корпус насоса изготовлен из других материалов или когда
окружающая температура и температура жидкости меняются в широ-
ких пределах, может возникнуть разность температур между кор-
пусом насоса и его внутренними частями. Это непременно должно
104 . 1
учитываться при назначении допусков, посадок и зазоров между
подвижными и неподвижными деталями насоса. На фиг. 45, а изо-
бражена конструкция опорной втулки. Подвод масла к подшипникам
осуществляется под давлением 0,6—0,9 кГ/см? через канавку 2.
Канавка 1 предназначена для обеспечения смазки торцовых поверх-
ностей ротора и втулки. Иногда для смазки подшипника предусмат-
ривают две канавки, которые располагают диаметрально противо-
положно. В этом случае смазка подшипников обеспечивается подачей
достаточного количества масла
С целью разгрузки опор
от действия радиальных уси-
лий в насосах конструкции
ЕКМ (ГДР) и ЭНИМС (мод.
ГН-1) в каждую из четырех
опор валов со стороны на-
груженной зоны подшипника
подводится масло под давле-
нием, равным давлению на-
гнетания. Вывод масла в на-
груженную зону подшипника
производится через отверстие
в опорной втулке в точке,
расположенной диаметрально
противоположно точке при-
ложения усилия, действую-
щего на данную опору. Кон-
структивное исполнение
втулки разгруженного под-
шипника насоса ГН-1 пока-
зано на фиг. 45, б. Здесь:
1 — канал для подвода масла
при значительной длине втулки.
Фиг 45
из камеры нагнетания к подшипнику, 2 — канал непосредствен-
ного подвода масла в зазор между втулкой и валом. Ось отвер-
стия для подвода жидкости наклонена под углом к линии центров,
равным углу наклона результирующего усилия действующего
на вал. Канавка 3 со стороны, диаметрально противоположной точке
приложения усилия разгрузки, соединена со сливом.
На фиг. 44 изображена конструкция опорной биметалличе-
ской втулки, примененной в шестеренных насосах конструкции
ЕКМ.
Следует отметить, что биметаллические опорные втулки при-
меняются в широком диапазоне насосов конструкции ЕКМ. Тонкий
слой (0,8—1 мм) свинцовистой бронзы центробежным способом
наносится на внутреннюю поверхность опорных втулок даже при
малых отверстиях втулок (до 15 мм). Применение биметаллических
втулок на стальной основе позволяет достигнуть значительной
экономии цветного металла и избежать разбалтывания втулок,
что имеет место при различии материала втулок и корпуса или дру-
гих деталей, в которые они запрессовываются.
105
Указания по расчету подшипников скольжения
Надежность и долговечность работы подшипника скольжения
определяется характером трения между его сопряженными поверх-
ностями. Наилучшие условия для работы подшипника создаются
жидкостным трением. При этих условиях износ рабочих поверх-
ностей шейки и подшипника происходит лишь в период разгона
и торможения, время которых сравнительно невелико.
Жидкостное трение, если оно не исключается величиной нагрузки
возможно лишь в том случае, когда поверхности шейки и подшип-
ника разделены непрерывным слоем жидкостной пленки, т. е. при
условии, когда
наиб ^2 наиб' ( j
Здесь h0 — толщина слоя смазки в наиболее узком месте зазора;
/Л „йиб — наибольшая высота неровностей на поверхности шейки
вала;
Н2 наиб — наибольшая высота неровностей на поверхности под-
шипника.
Величины HiHau6 и Н2наиб зависят от степени чистоты обра-
ботки в соответствии с ГОСТом 2789-59. Согласно исследованиям
П. Е. Дьяченко значения Нтш можно представить приближенной
зависимостью:
Нтш = 3,88Н™
где Нск — среднеквадратичная отклонения точек профиля, опреде-
ляемая названным ГОСТом.
Следовательно, величина h0 может быть вычислена по формуле
h0 = 5,4-IO-® ^^.>Н1наиб + Н2ноиб, (122)
Здесь р — динамический коэффициент вязкости жидкости в кГсек/мм2',
п — число оборотов вала в минуту;
d — диаметр вала в мм;
D — внутренний диаметр опорной втулки в мм; л
р — среднее удельное давление в кГ/см2;
X — коэффициент, равный 1 .
Величина коэффициента X принимается в зависимости от соот-
ношений:
- 1 при — , равном 1 1,25 1.5 9 2.5 «
Л ' 4.0 2,9 2,4 1.9 1.6
Величина коэффициента р вычисляется по формуле
______________________ 0,043°Е50 кГсек
- (0,1 Q2-6 Л2 ’.
106
где t — температура в подшипнике (принимается равной в пределах
75—90° С);
°Е50 — вязкость масла в градусах Энглера при 'Температуре 50° С.
Наличие жидкостного трения в подшипнике может быть опре-
делено и из зависимости, связывающей нагрузку на подшипник
с числом оборотов вала: „
— < 5 4 • 10“8.
п ’ (D — d) }. (//х наг;б + Н2 наиб) '
/
С помощью этой зависимости можно установить: при каких
соотношениях между усилием Р и числом оборотов сохраняется
жидкостное трение.
Для расчета подшипников скольжения при смешанном трении
исходят из величины удельного давления р и окружной скорости V.
Значения pV для различных подшипниковых материалов указы-
ваются в характеристиках каждого антифрикционного материала.
При выборе радиальных зазоров (D — d = А) можно пользоваться
следующими ориентировочными зависимостями:
а) для насосов среднего давления при п в диапазоне 1500—
3000 об/мин зазор А должен находиться в пределах 0,002—0,003
от диаметра вала d в мм;
б) для насосов высокого давления при п в диапазоне 1500—
3000 об/мин зазор А должен находиться в пределах 0,0015—0,0025
от диаметра вала d в мм.
При выборе толщины стенок вкладыша (втулки) следует при-
нимать:
а) для чугуна 5 = 0,03d + 5 мм;
б) для стали 5 = 0,03d + 3 мм.
Средние допустимые удельные давления для подшипников сколь-
жения принимаются в зависимости от пар трения:
а) сталь по стали 130—250 кПсм2;
б) сталь по бронзе 60—90 кПсм2;
в) сталь по чугуну 15—25 кГ/см2.
Отношение внутреннего диаметра втулки D к рабочей длине I
зависит от материалов пары трения и выбирается в следующих
пределах:
а) для насосов низкого давления 0,9—1,1; »
б) для среднего давления 1,1—1,5; • р
в) для высокого давления 1,3—1,75.
Материалы, применяемые в подшипниках скольжения
Перечень материалов, наиболее часто применяемых для изго-
товления опорных втулок (подшипников) шестеренных насосов при-
веден в табл. 4. Там же указаны и марки стали валов, работающих
с ними в паре. Мотивы для применения того или иного материала
для подшипников насосов идентичны тем, которыми руководствуются
при назначении материалов для опор скольжения в других машинах.
Оловянистые бронзы применяются лишь в наиболее тяжелых
условиях работы подшипников при удельных давлениях порядка
’ 107
Таблица 4
Для вала Для втулки
Марка стали Виды термообработки до твердости (по 7?с) Марка материала Виды термической и химической обработки до твердости (по Н3)
40Х 20Х 20Х 20Х 20Х 40Х 20Х 12ХНЗА 20Х 38ХМЮЯ । В насо Закалка 52—54 Цементация, закалка 56—59 То же z а В насо Цементация, закалка 57-61 То же Закалка ТВЧ 54—56 Цементация Закалка 57—61 < В насо Цементация, закалка 58—61 То же Азотирование 59—64 сах низкого давления Чугун СЧ 32 52 Чугун антифрикцион- ный Бронза БАЖ сах среднего давления Чугун с 1,91% Si, 0,65% Мп, 0,12% Сг, 0,21% N1, сотыми до лями процента Ti и V и остальным Fe Алюминиевый сплав (АЛ 1.АЛ 16 и АЛ 10) Бронза Бр ОС5-25 Чугун СЧ32 52 сах высокого давления Бронза БрОС5 25 Алюминиевый сплав 5—6% Si 3—4% Си, 2—3% N1, 0,5—1,0% Mg, сотые доли про- цента Fe, Мп, Sn, Ti Сталь 20Х 180—190 190—200 Закалка 190—210 Закалка старение 110—115 Сульфидирование 180—190 Закалка, старение 130—140 Цементация, закалка 57—59 (по 7?с)
ICO кГ/см2 и окружных скоростях на поверхности шейки до 5 м/сек.
Примерно для таких же эксплуатационных условий применяются
и свинцовистые бронзы.
В некоторых иностранных конструкциях насосов высокого давле-
ния (175 кГ/см2), работающих при 3000 оборотов в минуту привод-
ного вала, применяются оловянистые бронзы, в которые добавляют
в качестве присадок серебро (Ag) и берилий (Be). При использо-
вании для опор подшипников различного рода легированных алю-
миниевых сплавов, в насосах «Keelaxite» применяются присадки
Ni, Mg, Мп, Sn, Си, Fe, S и Ti [281. Применяя вкладыши из алю-
миниевых сплавов, следует помнить о их высоком коэффициенте
теплового расширения. Это должно быть учтено при определении
толщины стенок вкладышей и величины зазора между шейкой
и втулкой. Опоры с применением алюминиевых сплавов требуют
высокой степени чистоты обработки поверхностей сопрягаемых пар.
108 .
При удельных давлениях в пределах 10—20 кПсм2 и окружных
скоростях порядка 2 м/сек употребляются перлитные легированные
чугуны марки СЧЦ1 и СЧЦ2. Для обеспечения надежной работы
чугунных опор необходимы тщательная отделка трущихся поверх-
ностей и длительный режим их приработки.
Улучшение качества чугунных опор может быть достигнуто при-
менением специальной термообработки — сульфидирования В ка-
честве эксперимента опоры с вкладышами из антифрикционного
чугуна, подвергнутого сульфидированию, были установлены на опыт-
ном насосе и удовлетворительно работали при удельных давлениях
до 40 кПсм2 и окружной скорости 3 м/сек. Применение сульфиди-
рования позволило значительно сократить время приработки и улуч-
шить ее условия.
Для насосов низких давлений в качестве опор могут служить
различного рода металлокерамические материалы. Однако приме-
нение их пока еще по различным причинам ограничено так же,
как и применение пластических масс, не прошедших еще необходимой
эксплуатационной проверки.
Компоновка опор ведущего и ведомого валов
На фиг. 46 показаны наиболее распространенные конструкции
и компоновка опор ведущего и ведомого роторов.
Компоновка опор вала ведущего ротора, изображенная на
фиг 46, а, обеспечивает фиксацию вала в осевом направлении
(но не фиксирует шестерню). Передний мощный роликовый под-
шипник рассчитан для восприятия радиальных усилий привода.
Грузоподъемность подшипников (в стандартном исполнении) удовлет-
воряет требованиям опор для насосов среднего давления (до АЬкГ/см2).
Ведомая шестерня вращается на игольчатых подшипниках. При этом
внутренние беговые дорожки выполняются на валу (оси), а наруж-
ными дорожками служит закаленная шлифованная поверхность
отверстия шестерни. Шестерня в осевом направлении сидит свободно
в пределах торцовых зазоров.
Недостатком конструкции (а) следует считать применение иголь-
чатого подшипника, который должен изготовляться по 1-му классу
точности.
Опорами ведущего и ведомого валов часто являются шариковые
двухрядные подшипники широкой серии (фиг. 46, б). Перемещение
в осевом направлении вала ведомого ротора ограничивается раз-
мерами торцовых зазоров и величиной осевой игры подшипников
Ведущий вал этой конструкции не рассчитан на восприятие осевых
нагрузок. Недостатком такой компоновки следует считать срав-
нительно низкую грузоподъемность подшипников, которые возможно
вписать в межцентровое расстояние при рациональных размерах
шестерен. Компоновка (б) обычно принимается для насосов низкого
давления.
Компоновка опор, показанная на фиг. 46, в, позволяет достигнуть
жесткой фиксации валов в осевом направлении. Это обеспечивается
109
по
ш
использованием проставочных колец и радиально упорных двухряд-
ных подшипников с разрезным наружным кольцом. С целью полу-
чения одинаковых торцовых зазоров шестерни жестко фиксируются
на валах в осевом направлении. Специальные подшипники, изгото-
вленные из высоколегированных материалов, выдерживают нагрузки
при давлениях до 140 кПсм2.
Однако применение в этой компоновке обычных стандартных
подшипников (при увеличенных габаритах роторов) обеспечивает
работу насосов с давлением лишь до 25 кГ!смг. Монтаж опор при
конструктивной компоновке (в) затрудняется в связи с необходи-
мостью точной пригонки проставочных колец по ширине.
Малые габариты и высокая грузоподъемность игольчатых под-
шипников позволяют широко использовать их в качестве опор
в шестеренных насосах. На фиг. 46, г изображена компоновка
игольчатых подшипников с наружным и внутренним кольцами
в шестеренном насосе среднего (до 32 кПсм2) давления. Здесь
шестерни жестко фиксируются на валах при помощи пружинных
колец и проставок, ограничивающих перемещение валов в осевом
направлении в пределах торцовых зазоров.
Компоновка ведущего вала в роликовом и двухрядном роли-
ковом самоустанавливающемся подшипниках (фиг. 46, д) допускает
небольшую несоосность расточек корпуса под подшипники. Шестерня
свободно сидит на валу (и шпонке), но фиксируется в осевом напра-
влении проставочными кольцами и прессовой посадкой внутренних
колец подшипников. Осевое смещение вала предупреждается роли-
ковым самоустанавливающимся подшипником. Такое сочетание опор
вала применяется в насосах среднего давления. Ведомая шестерня
вращается на консольной оси на роликовом двухрядном самоуста-
навливающемся подшипнике. Консольная ось применяется в насосах
сравнительно редко, потому что при больших нагрузках во избе-
жание перекосов приходится увеличивать диаметр вала и, следо-
вательно, габариты подшипников и шестерни. Вместе с тем консоль-
ный монтаж ведомой шестерни позволяет несколько упростить кон-
струкцию насоса.
Применение в качестве опор ведущего и ведомого роторов шесте-
ренного насоса (фиг. 46, е) конических роликовых подшипников
позволяет (при жесткой фиксации на валу шестерен в осевом напра-
влении) получить одинаковые торцовые зазоры. Грузоподъемность
конических роликовых подшипников допускает применение их в на-
сосах среднего и высокого давлений. Недостатком этой компоновки
опор является сложность монтажа подшипников, недопускающих
излишней перетяжки и слишком больших радиальных зазоров.
Наиболее часто для шестеренных насосов высоких давлений
применяются подшипники скольжения. Для восприятия радиаль-
ных усилий от привода на ведущем валу применяется сочетание
шарикового (или роликового) подшипника с подшипников скольже-
ния (фиг. 46, ж). В такой компоновке производится прессовая посадка
шестерен на валы. К недостаткам следует отнести необходимость
назначения очень жестких допусков на точность изготовления под-
112
шипников скольжения, а также необходимость применения преци-
зионного подшипника качения. Но при такой компоновке применение
стандартных подшипников качения с обычной точностью изготовле-
ния может привести к появлению кромочных давлений в подшип-
никах скольжения из-за больших радиальных зазоров, что приводит
к заеданию подшипников скольжения и выходу из строя насоса.
Для восприятия больших радиальных нагрузок от привода
в насосах высокого давления (без прогибов ведущего вала) исполь-
зуется компоновка опор (фиг. 46, з) с применением двухрядных
самоустанавливающихся шарикоподшипников. Крутящий момент
на ротор здесь передается муфтой с крестообразным вырезом. Это
допускает небольшой перекос и несоосность валов. Осевые пере-
мещения валов ограничены шестернями, зафиксированными пру-
жинными кольцами.
Валы ведомых роторов вращаются в подшипниках скольжения.
Недостатком компоновки (фиг. 46, з) является некоторое услож-
нение конструкции насоса и увеличение его габаритов.
Компоновка опор роторов с валами, изготовленными заодно
с шестернями при применении подшипников скольжения, изображена
на фиг. 46, и. Здесь перемещение валов ограничено пределами тор-
цовых зазоров между шестернями и уплотняющими деталями. Точ-
ность изготовления таких опор находится в пределах 1-го класса.
На фиг. 46, к изображена компоновка ведущего вала на консоли
в подшипнике скольжения. Для восприятия радиальных нагрузок
от привода применяется роликовый подшипник. Передача крутя-
щего момента производится при помощи шипа и паза в валах.
Консольное расположение шестерни требует применения подшипника
скольжения увеличенной длины (вследствие больших нагрузок),
изготовление и монтаж которых влечет за собой значительные тех-
нологические трудности. Ведомая шестерня с впрессованной в нее
бронзовой втулкой вращается на валу (оси).
На фиг. 46, л изображен один из вариантов компоновки ведущего
и ведомого валов насоса среднего давления (25—32 кПсм?) на иголь-
чатых подшипниках. В отличие от компоновки опор, показанной
на фиг. 46, г, здесь внутренней беговой дорожкой для иголок является
поверхность вала, а наружной беговой дорожкой — поверхность
отверстий уплотняющих элементов. Недостатком конструкции
является необходимость изготовления деталей подшипников по высо-
кому классу точности с применением легированных материалов
и точного расчета диаметров дорожек с целью получения минималь-
ного зазора между иглами.
Применение свободных иголок требует их тщательной селекции,
так как размеры диаметров иголок могут быть различны. Это при-
водит к увеличенной нагрузке на иглы, к перекосу и интенсивному
износу игл и к заеданию подшипника.
Нафиг. 46, м показана компоновка ведущего вала с роликовыми
подшипниками, имеющими конструкцию, предохраняющую вал от осе-
вых перемещений. В посадочное отверстие ведомой шестерни, вра-
щающейся на неподвижной оси, запрессована бронзовая втулка.
8 Рыбкин и Усов 88 < 113
г
Потери на трение в подшипниках
Потери на трение в подшипниках скольжения, работающих
в условиях жидкостного трения, почти не зависят от нагрузки
и пропорциональны вязкости жидкости и скорости вращения.
Для вычисления момента трения подшипника в этом случае может
быть применена формула Н. Н. Петрова
мтп (ск) = Гз,36-10-“ + 0,55Ш’5 4 <2114’ <123>
где I — длина подшипника в мм;
d — диаметр вала в мм;
& — диаметральный зазор в мм;
р — вязкость масла при рабочей температуре в сантипуазах;
Qi — нагрузка на подшипник в кГ.
Величина (d//)1-5 вводится в формулу только, когда 4> 1-
При значительном числе оборотов и небольшой нагрузке (при
> 150^, где р — удельное давление в кГ/см2, момент трения
можно с достаточной точностью вычислять по формуле
/ИтпГск^З,36.10-“4^4- О24)
В нормально работающих подшипниках скольжения величина
к. п. д. составляет обычно 0,97—0,99.
При наличии кромочных давлений действительные потери на тре-
ние могут оказаться выше вычисленных по приведенным выше
формулам.
Потери на трение в подшипниках качения складываются из по-
стоянных потерь при отсутствии нагрузки и переменных потерь,
которые следует считать пропорциональными нагрузке.
Постоянные потери, вызываемые главным образом трением о сепа-
ратор и сопротивлением, связанным с наличием масла, зависят от типа
и размеров подшипника, конструкции сепаратора и точности монтажа.
Переменные потери (при данной нагрузке) зависят, в основном,
от типа подшипника. Эксперименты показывают, что сила трения
в подшипнике связана с нагрузкой линейной зависимостью (в зоне
допустимых нагрузок). С увеличением вязкости масла и скорости
сила трения в подшипнике возрастает.
При прочих одинаковых условиях наименьшее трение имеет место
в цилиндрических роликоподшипниках и сферических шарикопод-
шипниках. Несколько большее трение наблюдается в радиальных
однорядных шарикоподшипниках.
В конических и сферических роликоподшипниках трение значи-
тельно больше. Наиболее неблагоприятными в отношении трения
являются игольчатые подшипники.
Различие в потерях на трение для разных типов подшипников
определяется также их неодинаковой чувствительностью к точ-
ности модтажа. Начальную силу трения можно считать пропор-
114 i •
циональной диаметру подшипника. С увеличением числа шариков
или роликов потери на трение возрастают. При увеличении зазора
трение в подшипнике сокращается за счет уменьшения влияния
перекосов вследствие лучшей самоустанавливаемости подшипника.
Для расчета момента трения в подшипнике качения можно
пользоваться формулой
Мтп(Ь) = МтпЦ) + Л'1тп(2) = ТоПГв + fnQjе, (125)
где Топ — сила трения в кГ на плече, равном радиусу вала при
отсутствии нагрузки;
fn — удельный коэффициент трения, равный отношению при-
ращения силы трения к приращению нагрузки;
Qr — нагрузка в кГ;
гв — радиус вала.
Значения fn и Топ берутся в табл. 5 (для скорости вращения
до 3000 об/мин.):
Таблица 5
Типы подшипников fn ТОп
Однорядные радиальные шариковые подшипники 0.001 0,015
Цилиндрические роликовые и сферические шариковые подшипники 0,0008 0,015
Конусно-роликовые и сферические роликовые 0,002 0,075
Упорные шариковые 0,0015 0,15
5. КОРПУСА НАСОСОВ
При конструировании корпуса насоса необходимо рассчитать
размеры подводящих каналов и установить конфигурацию рабочих
камер, произвести расчет на прочность стенок корпуса (в случае
необходимости), определить материал, установить технические тре-
бования и выбрать вариант внешнего конструктивного оформления
корпуса.
Все связанные с конструированием вопросы должны рассматри-
ваться с учетом предполагаемых условий эксплуатации насоса.
Конфигурация рабочих камер
и расчет сечений всасывающего и нагнетательного отверстий
Разнообразие эксплуатационных требований к насосам привело
к созданию большого числа различных по конструкции корпусов.
При определении размеров и конфигурации рабочих камер насоса
необходимо руководствоваться установленными ранее зависимостями
величины нагрузки на опоры и всасывающей характеристики насоса
8* 115
Вщ
0,
Фиг. 47. Параметры всасывающих и на-
гнетательных камер.
от размеров рабочих камер. Необходимо также предусматривать
возможность реверсивной работы насоса. В этом случае камеры
всасывания и нагнетания должны быть аналогичны по конст-
рукции.
Наиболее часто применяется конфигурация камер всасывания
и нагнетания, изображенная на фиг. 47. Угол Р±, определяющий
размеры рабочих камер, колеблется в пределах 45°—86° и условно
отсчитывается от линии центров роторов по направлению к их гори-
зонтальным осям. Для увеличения размеров уплотняющей дуги
рекомендуется уменьшать значение Рг в указанных пределах (при
уменьшении числа зубьев шестерен и возрастании давления).
При конструировании насо-
сов низкого давления обычно
применяют симметричные ка-
меры всасывания и нагнетания
"ПЗ ~Г с углом рп he превышающим
/ Д ' Я 75—80° (фиг. 47). Размер А
+Т\ _1 f ширины камеры выбирают из
IJ \ I —т L расчета А = b + (4 — 6) мм.
При конструировании нере-
версивных насосов среднего
и высокого давлений камера
всасывания часто выполняется
с углом р2, равным 90°. При
такой конфигурации камер вса-
сывания улучшаются условия
заполнения междузубовых впа-
дин. В порядке опыта угол р2
камеры всасывания был изме-
нен с 76 до 90°. В результате
сопротивление в камере всасы-
вания уменьшилось с 178 до 127 мм рт. ст При числе зубьев у ро-
торов 12 — 18 можно допускать расширение камеры всасывания
путем увеличения угла р2 примерно до 105—120°.
С целью уменьшения нагрузки на опоры камеру нагнетания вы-
полняют в виде узкой щели. На фиг. 47 эта щель определяется
углами р^.
Известно, что в шестеренных насосах ведомый ротор нагружен
больше, чем ведущий. Для уравновешивания нагрузки на роторы
ось симметрии всасывающих и нагнетательных камер смещается
в сторону ведущего ротора примерно на 1/3 ширины. На фиг. 47
положение этой щели определяется углами Р3 и Р'.
Выбор диаметров отверстий и проходных сечений (размеры
1)„г, Dec) для камеры всасывания производится с учетом скорости
течения жидкости (производительности насоса), которая не должна
превышать 1—2 м/сек. При расчете диаметров отверстий и проход-
ных сечений камеры нагнетания рекомендуется допускать скорость
течения масла не выше 3—5 м/сек для насосов низкого давления
и 5—6 м/сек для насосов высокого давления. .
116 '' 1
Фиг. 48. Номограмма для определения площадей сечений нагнетательного
и всасывающего отверстий.
117.
Для удобства определения размеров отверстий камер всасывания
и нагнетания в зависимости от производительности насоса можно
пользоваться номограммой, приведенной на фиг. 48.
Указания по расчету на прочность
Расчет толщины стенок корпусов насосов производится редко
и только в насосах высокого давления исходя из величин пробных
давлений и выбранного материала корпуса. Соотношения величин
пробных и рабочих давлений при этом принимаются согласно табл. 6.
Величина напряжения в стенках кор-
Таблица 6 пУса рассчитывается по формуле
0,4/?2 + 1,3R2 ° ^2 _ у?2 ^Нг’ Г^е ° Здесь 7? — наружный радиус корпуса в см; Re — радиус окружности головок шестерен в см; _ ор —- допускаемое напряжение растяжения в кГ/см2; о — напряжение во внутренних волокнах стенок корпуса в кГ/см2; рнг — внутреннее давление жид- кости в кПсм2 (максималь- , ное пробное давление, на - г которое рассчитывается насос).
При рабочем давлении Пробное (расчетное) давление
80 кГ,'смг 125 - t 160 ' 200 „ 150 кГ'см2 240 , 300 350 ,
При расчете корпусов насосов можно пользоваться следующими
данными по допускаемым напряжениям: для бронзы ор < 600,
для чугуна ор < 600, для стального литья ор < 1100, для алюми-
ниевого литья ор < 400 кГ/см2. Для уменьшения резонирующего
эффекта, возникающего в результате вибраций стенок корпуса,
толщина их обычно увеличивается против требуемых по расчету.
Конструктивное оформление корпусов,
материалы и технические условия
В зависимости от общей конструктивной компоновки насосов их
корпуса выполняются открытыми и полуоткрытыми, с центрирова-
нием деталей по расточкам корпуса (пакетный принцип монтажа)
или с фиксацией относительного положения деталей посредством
контрольных штифтов, шпилек и специальных болтов.
Преимуществами конструкций открытых корпусов при пакетном
способе монтажа деталей (насосы конструкции завода «Гидропривод»,
ЭНИМС и др.) являются: простота технологии изготовления и полу-
чения необходимой осевой точности расположения отверстий и пер-
118
пендикуляркости осей отверстий под шестерни и втулки к торцам Т
корпуса (фиг. 49).
Недостатком этого типа корпусов следует считать необходимость
получения размера Ь по высокому классу точности с целью обеспе-
чения гарантированных зазоров между торцами роторов и уплот-
няющих втулок.
Корпуса этого вида обычно выполняют с лапами для крепления
насоса. Вместе с тем имеются конструкции корпусов и с фланцевым
креплением. Крышки крепят винтами. Отверстия для крепления
трубопроводов у чугунных и у стальных корпусов делают с кони-
ческой или (трубной) цилиндрической резьбой (у насосов с произво-
дительностью до 200 л/мин). У насосов с производительностью выше
200 л/мин применяют фланцевое присоединение трубопроводов.
У алюминиевых корпусов в отверстиях для трубопроводов, как
правило, делают трубную цилиндрическую резьбу. Вместе с тем
применяется и фланцевое присоединение (на шпильках) трубопро-
водов к корпусам насосов.
Применение конструкций корпусов полуоткрытого типа при
пакетном принципе монтажа (фиг. 50) позволяет несколько сокра-
тить габариты насоса за счет передней крышки. При этом сокра-
щается время, необходимое на обработку корпуса, так как необхо-
димость в крепежных отверстиях под переднюю крышку, отпадает,
в результате отсутствия стыка между передней крышкой и корпусом
повышается герметичность насоса.
Недостатком этой конструкции является технологическая слож-
ность обработки глухих отверстий под пакеты шестерен с втулками,
связанная с необходимостью получения в жестких пределах пер-
пендикулярности торцов Т, по отношению к осям отверстий для
роторов и обеспечения параллельности торцов Т и 7\.
Отверстия для трубопроводов всасывания и нагнетания разме-
щаются в корпусе этого типа с боковых сторон (так же как и в первом
случае). Крепление насоса, как правило, фланцевого типа.
119
: ' - J <
Открытый корпус с центрированием деталей посредством штифтов
и шпилек, помимо указанных ранее преимуществ, отличается еще
и тем, что гарантированный зазор между торцами шестерен и уплот-
РазрезпоДй
Фиг 50
няющими боковыми пластинами здесь достигается значительно проще
в результате того, что размерная цепь включает лишь две величины:
ширину корпуса и ширину
шестерни. Вместе с тем при-
менение открытых корпусов
с центрированием деталей
посредством штифтов и шпи-
лек усложняет сборку насо-
сов, которая обусловливается
необходимостью получения
соосности отверстий (под
роторы и опоры), располо-
женных в двух различных
деталях.
Кроме того, технология
обработки корпуса в этом
случае усложняется необхо-
димостью соблюдения стро-
гой перпендикулярности тор-
цов Т к осям отверстий под
роторы. Отверстия под винты
делаются, как правило, сквоз-
ными, а отверстия под шпиль-
ки развертываются присборке.
При небольшой ширине корпуса (фиг. 51) всасывающие и нагне-
тательные отверстия размещаются в крышках (одно с правой стороны
вала, другое — с левой).
Значительно реже оба канала располагаются в приливах по боко-
вым сторонам задней крышки (см. фиг. 84). -
120 । . \
Конструкция полуоткрытого корпуса с двумя опорами, располо-
женными в его расточках (фиг. 52), обладает в основном теми же
преимуществами, что и конструкция полуоткрытого корпуса, рассмо-
тренная ранее (фиг. 50). К числу главных недостатков здесь также
следует отнести сложность обеспечения соосности отверстий под
опоры, расположенные вне корпуса с осями расточек под шестерни
и опоры, выполненные непосредственно в корпусе насоса.
Кроме того, во избежание увеличения утечек жидкости, требуется
иметь острые углы на кромках а (фиг. 50), чего у корпусов из обыч-
Фиг 52.
ного чугуна трудно достигнуть (чугун в этих местах выкрашивается),
поэтому в насосах высоких давлений для изготовления глухих
корпусов чугун применяется редко.
Чаще всего для корпусов насосов такого типа используются
алюминиевые сплавы. В случаях, когда валы располагаются непо-
средственно в расточках корпуса, материал его должен соответство-
вать этим условиям.
В качестве материалов для изготовления корпусов применяются
серые чугуны марки СЧ 32-52 и СЧ 21-40 (для насосов небольших
давлений), алюминиевые сплавы и стальное литье.
В тех случаях, когда опоры скольжения под валы выполняются
в корпусах, в качестве материала для них (корпусов) применяются
легированные чугуны и алюминиевые сплавы. Например, корпус
насоса высокого давления (140 кПсм2), изображенный на фиг. 52,
выполнен из алюминиевого сплава с присадками: 5—6% Si; 3—4% Си;
2—3% Ni; 0,5—1% Mg; сотых долей процента; Fe, Мп, Sn и Ti
и Al — остальное. При этом твердость Нв рабочих поверхностей
' ' 121
составляет 130—140 единиц. По состоянию поверхности и наличию
высокой твердости такую деталь можно получить отливкой
в кокиль.
Корпуса некоторых насосов изготавливают из чугуна, который
часто имеет следующий химический состав: 1,91% Si; 0,65% Мп;
0,12% Сг; 0,21% Ni; сотых долей процента Ti и V иЕе — остальное.
При этом твердость нерабочих поверхностей корпуса составляет
207 единиц.
Обычно предъявляют следующие технические требования на изго-
товление корпусов шестеренных насосов средних и высоких давлений:
1) межцентровое расстояние Г (фиг. 49—52) должно быть выдер-
жано с точностью 0,01—0,02 мм;
2) неперпендикулярность осей отверстий под роторы к торцам
Т и 7\ не должна превышать 0,01—0,015 мм на длине по радиусу,
равной 100 мм;
3) непараллельность осей отверстий под роторы должна быть
в пределах до 0,01 мм на длине Ь;
4) отклонения от цилиндричности расточек под роторы (конус-
ность, овальность, завалы и пр.) не должны превышать 0,01 мм;
5) непараллельность торцовых поверхностей корпуса не должна
превышать 0,01 мм;
6) отклонения от соосности отверстий под роторы и расточек
под подшипники не должны превышать 0,01 мм;
7) отверстия (колодцы) под роторы (размер Н) должны произ-
водиться по системе отверстия А;
8) выпуклость торцов Т и 7\ не допускается, а вогнутость допу-
скается в пределах 0,005—0,008 мм по всей поверхности;
9) допуск на глубину колодца назначается в зависимости от не-
обходимой величины торцового зазора.
Эти требования предполагают тщательный контроль основных
параметров точности (размеров диаметров, величин отклонения
от соосности, величин неперпендикулярности торцов и др.).
Для этой цели применяют различного рода универсальные и спе-
циальные контрольно-измерительные приспособления. На одном
из заводов серийного производства насосов для измерения межцен-
трового расстояния расточек применяется приспособление, изобра-
женное на фиг. 53. Измерения производятся с помощью рычажного
индикаторного устройства с точностью в пределах 0,005—0,01 мм.
Показания этого приспособления учитывают также фактическое
отклонение величин диаметров колодцев.
Вначале приспособление настраивается на номинальный размерД
между наружными стенками и на размер В между внутренними
стенками колодцев. Затем устанавливают изделие, прижимая наруж-
ную стенку одного из колодцев к неподвижному штырю и при помощи
рычагов (на фиг. 53 не показан) сжимают пружину 6. После опре-
деления (по индикатору) фактического отклонения размера А от номи-
нального поворотом рукоятки специальной пружины /освобождается
пружина 6, а планка 2 перемещается в противоположную сторону
до упора обоих штырей во внутренние стенки колодцев. Индикатор
122
Фиг. 53. Приспособление для измерения межцентрового расстояния
> в корпусах насосов.
123
показывает фактическое отклонение размера В. Фактическое рас-
стояние между центрами колодцев Г = 0,5 (А + В).
Контроль перпендикулярности образующей колодцев к плоскости
стыка корпуса выполняется при помощи специальных индикаторных
приспособлений. Одно из них изображено на фиг. 54. Приспособ-
ления этого типа настраиваются по эталонному кольцу. Изделие
устанавливают на плоскость приспособления, причем неподвижный
штифт 1 и конец подвижного рычага 2 должны войти в измеряемый
колодец. Перемещая деталь по плоскости приспособления, отжимают
конец рычага до упора стенки колодца в штифт 1. При этом индика-
тор 3 показывает отклонение образующей колодца от перпенди-
куляра к плоскости разъема. Для измерения этого отклонения
по всему периметру деталь поворачивают вокруг оси колодца на 360°.
е. ВЫБОР ВЕЛИЧИН ЗАЗОРОВ МЕЖДУ ПОВЕРХНОСТЯМИ 1
РОТОРОВ И КОРПУСА
Исследованиями установлено [16], [39], что основной долей
объемных потерь в шестеренных насосах являются утечки жидкости
через торцовые зазоры. В связи с этим нет необходимости чрезмерно
ограничивать величину радиального зазора, а рекомендации в отно-
шении его величины, изложенные в литературе прошлых лет [2],
[9], [29], следует считать устаревшими. Изучение новых конструк-
ций шестеренных насосов (иностранных и отечественных) показы-
вает, что величины радиальных зазоров для насосов с рабочим
давлением до 140 кПсм2 не принимаются меньшими, чем 6р > 0,0015De.
При такой величине радиального зазора потери мощности на вяз-
костное трение между поверхностями головок шестерен и расточек
корпуса также становятся незначительными, так как они обратно
пропорциональны величине радиального зазора в первой степени.
Следовательно, наибольшее влияние на характеристику насоса
оказывает величина торцового зазора бт.
В работе W. Е. Wilson [50] предложена методика расчета вели-
чины оптимального зазора между перемещающейся (вращающейся)
и неподвижной поверхностями, основанная на предположении, что
вся энергия, расходуемая на вязкостное трение, переходит в тепло-
вую и сохраняется в жидкости. При этом величина оптимального
зазора соответствует наименьшим потерям мощности (вследствие
утечек жидкости и вязкостного трения). Этот метод, построенный на
основе ряда допущений, следует, разумеется, применять для ориен-
тировочных и предварительных расчетов. Вместе с тем результаты
расчетов по этому методу являются удовлетворительными в боль-
шом числе практических случаев.
Для облегчения анализа величин при определении торцовых
зазоров на фиг. 55 изображена кривая зависимости потерь мощ-
ности от относительной величины зазоров. Кривая свидетельствует
о том, что если величины зазоров меньше оптимальных, например,
в два раза, то потери мощности будут меньше, чем в случаях, когда
зазоры больше оптимальных тоже в два раза. Это особенно важно
124
для шестеренных насосов, где предпочтение отдается величине
объемного к. п. д. (перед эффективным к. п. д.) и когда применение
малых зазоров оправдывается. Стоимость нагнетания в этих случаях
в большей степени определяется объемными потерями, в меньшей —
механическими.
Для предварительного выбора величины торцового зазора поль-
зуются номограммой, изображенной на фиг. 56.
Окончательная величина торцового зазора принимается обычно
компромиссным решением исходя из стремлений получения и поддер-
Фиг. 55. Кривая потерь мощности при фактических и опти-
мальных торцовых зазорах.
жания желаемой величины торцового зазора при наименьшей стои-
мости и достижения при этом высоких показателей работы насоса
в возможно большем диапазоне эксплуатационных условий.
Во всяком случае величина зазора должна быть такой, при которой
было бы возможно компенсировать неизбежные погрешности изго-
товления и монтажа основных деталей насоса и гарантировать его
надежную работу без заеданий и преждевременного износа сопря-
женных поверхностей.
Как показывает практика конструирования и эксплуатации,
суммарный (на обе стороны) торцовый зазор в насосах без гидра-
влической компенсации не должен быть меньше 0,02 мм.
7. ЗАЩЕМЛЕНИЕ ЖИДКОСТИ В МЕЖДУЗУБОВОМ ПРОСТРАНСТВЕ
И РАСЧЕТ СИСТЕМЫ КАНАЛИЗАЦИИ
Ранее установлено, что изменение объема отсеченного между-
зубового пространства, происходящее в ходе зацепления пары зубьев,
контактирующихся обеими сторонами (при беззазорном зацеплении)
или при одновременном контактировании двух пар зубьев (в случае
* . С \ 125
Фиг 56 Номограмма для определения величины торцового зазора.
зацепления с боковым зазором) сопровождается соответствующим
изменением давления в этом пространстве. Возникающая при этом
пульсирующая нагрузка на опоры и зубья роторов достигает зна-
чительных размеров и является причиной их преждевременного
износа, увеличения потерь мощности и ухудшения коэффициента
полезного действия насоса.
Кроме того, в конце периода существования отсеченного между-
зубового пространства возникает кавитация (в связи с увеличением
объема) вследствие расширения примешанного к жидкости воздуха
и выделения газовой составляющей. Междузубовая впадина в этих
условиях заполняется жидкостью лишь частично, что вызывает
дополнительный шум при работе насоса.
Для устранения упомянутых явлений применяются различные
конструктивные приемы, смысл которых сводится либо к соедине-
нию отсеченного пространства с камерами нагнетания нли всасы-
вания, либо к изменению параметров зацепления с целью уменьше-
ния коэффициента перекрытия до значений, близких к единице
Способы разгрузки защемленного пространства
посредством канализации жидкости
Некоторое ослабление компрессии жидкости (как «положительной»»
так и «отрицательной») в отсеченном междузубовом пространстве
может быть достигнуто соответствующим изменением отдельных пара-
метров зацепления.
Для данного числа зубьев с увеличением угла зацепления или
уменьшением рабочей высоты зуба снижается величина коэффициента
перекрытия в, и следовательно, зависящая от него степень защем-
ления. Однако эффективность этого мероприятия невелика потому,
что даже при небольших значениях е наблюдается заклинивание
жидкости. Кроме того, снижению коэффициента е препятствует
возникающее при этом заострение зубьев (при малых числах зубьев
и больших углах зацепления), а уменьшение рабочей высоты зубьев
снижает геометрическую производительность насоса.
Еще менее эффективны эти способы в случае беззазорного зацепле-
ния, где, как известно, защемление жидкости имеет место даже
при е = 1.
Среди мер, направленных против защемления жидкости, наиболь-
шее распространение получил метод канализации жидкости. Для
этой цели на торцах уплотняющих втулок или прокладок (фиг. 59,
61, 62) фрезеруют специальные канавки
Канализация с помощью радиальных сверлений в междузубо-
вых впадинах (фиг. 57) и зубьях (фиг. 58), хотя и эффективна, но при-
меняется реже, так как это усложняет конструкции насосов.
Имеющиеся в существующей специальной литературе рекомен-
дации относительно выбора размеров и расположения разгрузочных
канавок подлежат уточнению с учетом влияния такого важного
эксплуатационного параметра, как скорость вращения роторов.
127
Наличие в зацеплении бокового зазора при коэффициенте пере-
крытия е > 1 теоретически требует такого расположения канализа-
ционных канавок, при котором отсеченное междузубовое простран-
ство соединялось бы с зоной нагнетания лишь на время уменьшения
своего объема, а в последующий период, когда объем увеличивается,
связывалось бы с зоной всасывания. Это требует расположения кана-
вок на расстоянии от линии центров, которое соответствует симмет-
ричному расположению точек контакта профилей на линии зацепле-
ния (фиг. 59, 61, а). При этом назначением одной канавки является
устранение компрессии, а назначением другой — предотвращение
кавитации. Однако путем осцил-
лографирования давления в зо-
не защемления (фиг. 60) была
выявлена недостаточная эффек-
тивность этого метода разгруз-
ки. В исследуемом насосе име-
ли место значительные торцовые
зазоры (порядка 0,07—0,075 мм
на сторону), а значения давле-
ния в защемленном пространстве
превышали рабочие давления.
Даже при нулевом рабочем дав-
лении (фиг. 60) величина дав-
ления в защемленном прост-
ранстве достигала 7 кПсм2.
Эффект компрессии был бы более
Фиг. 57. заметным при меньших (нор-
мальных) величинах торцовых
зазоров. Кроме того, очевидно, что в исследуемом случае размеры
канавок, подводящих масло в отсеченное пространство были недо-
статочны, что отрицательно сказывается на всасывающей харак-
теристике насоса и влечет за собой появление кавитационного шума.
С целью улучшения системы отвода и подвода жидкости необхо-
димо изыскивать возможности увеличения эффективного сечения
канавок (фиг. 61, а). Для этого предпринимаются различные кон-
структивные меры. Канавки располагают по дуге, как это показано
на фиг. 61, б, или увеличивают полезную площадь сечения, прида-
вая канавке форму скоса (фиг. 62). В этом случае площадь сечения
увеличивается, но она, как показывают расчеты, все же является
недостаточной.
При расчете сечения канавок, предназначенных одновременно
и для подвода жидкости в междузубовое пространство из камеры
всасывания, скорость течения (жидкости) не должна приниматься
более 4—5 м/сек.
Выполнение разгрузочных канавок в форме скоса (фиг. 62) при-
водит к нарушению герметичности камер нагнетания и всасывания.
Прочерчивание участка зацепления (в масштабе 20 : 1) показывает,
что в момент симметричного расположения точек контактирования
зубьев на линии зацепления камеры нагнетания и всасывания
128
9 Рыбкин и Усов 88
129
соединяются через зону зацепления щелями размером около
0,01 т2.
р* Для более полного сочетания служебных функций канавок,
одновременно предотвращающих компрессию и кавитацию, целе-
сообразно осуществлять такую канализацию жидкости, при которой
отсеченное междузубовое пространство непрерывно соединяется
с зоной нагнетания. Для этого необходимо наличие односторонней
сторону нагнетания и располо-
женной на расстоянии
а = (2 — е) cos ак
от линии центров (фиг. 63).
Таким путем достигается
значительное увеличение эффек-
тивной площади сечения кана-
лизационной канавки и обеспе-
чивается подвод жидкости в отсе-
ченное пространство в течение
всего периода увеличения его
объема. Наличие такой канавки
позволяет полностью устранить
опасность возникновения мест-
ной кавитации в отсеченном
междузубовом пространстве,
которое при этом приходит
в зону всасывания полностью
заполненным.
Это в некоторой степени снижает производительность насоса,
но вполне оправдывается результатами канализации жидкости
Дальнейшее увеличение рабочей площади сечений разгрузочных
канавок невозможно без нарушения изоляции камер нагнетания
и всасывания и возникновения перетока жидкости между этими
камерами через отсеченное пространство. Условия канализации
жидкости могут быть улучшены лишь в результате снижения ско-
рости вращения роторов или уменьшения их ширины, что привело бы
к потере производительности насоса.
Система канализации жидкости с помощью радиальных сверлений
(фиг. 57, 58) позволяет получить размеры каналов, обеспечивающие
надежность разгрузки, но, к сожалению, технологическая слож-
ность такой системы канализации не стимулирует ее применение
и является поводом для изыскания других способов устранения
возможности защемления жидкости в отесеченном междузубовом
пространстве.
Расчет канализационных сечеиий
Площадь сечения каналов должна обеспечивать (в любой момен'
существования отсеченного междузубового пространства) истечение
жидкости со скоростью, не превышающей допустимых величия
130 ’
I
co
*
I Фиг 60 Осциллограмма давлений в разгрузочных канавках.
а) 6)
Фиг. 61. Схема расположения разгрузочных канавок.
поэтому расчет следует вести по наибольшим значениям скорости
изменения объема отсеченного междузубового пространства.
Ранее установлено, что скорость изменения объема отсеченного
пространства характеризуется зависимостью
Чизб = 4 v — -у- — Ф )»
с наибольшим значением ’ ‘ ;
Чизб (наиб) = 4 V (tg ае — tg ай — -у ) = tfob (& — 1).
Таким образом, независимо от способа подвода и отвода жид-
кости площадь сечения канала должна определяться из соотношения
f _ Чизб (наиб) _ (126)
/ кан ,, 1 оз ’ 1 ' '
VKOH "KOH™
где fKan — площадь сечения канала;
<]изб (наиб) — наибольшее значение скорости изменения объема
отсеченного пространства;
ука« — скорость движения жидкости в канале в м/сек.
В случае выполнения каналов в виде сверлений во впадинах
зубьев эта формула позволяет определить диаметр сверления непо-
средственно. При канализации жидкости посредством торцовых
канавок глубину их следует определять с таким расчетом, чтобы
наименьшее значение площади проходного сечения в плоскости,
перпендикулярной к плоскости чертежа соответствовало величине
ficaH’ '
Если представить сечение канализационной канавки в форме
условного прямоугольника со стороной С, лежащей в зоне зацеп-
ления и стороной hKaH, представляющей глубину канавки, то иско-
мая площадь проходного сечения при движении жидкости в канавке
по направлению к зоне нагнетания представится в виде уравнения:
„ , t ChKaH = (при двух канавках).
Графические расчеты показывают, что С следует принимать, рав-
ным примерно 0,45m.
Тогда глубину канавки hhafl можно определить из уравнения
(для двух канавок):
^(е-1)ш& /
I • И - ------------ * | W
, 2vKaH-103-0,45m' . 1
‘ 133
Полагая t0 = mncos a0 = 2,952 tn (при применении инструмента
с 20° углом профиля), получим следующую формулу для определе-
ния глубины канавки:
. ^т(е — 1) <о6
^кан ЮЗ?,
•1чкан
(127)
Расчет элементов зацепления роторов
для устранения явления заклинивания жидкости
Посредством изменения некоторых параметров зацепления можно
возникновения защемления жид-
полностью устранить возможность
Фиг. 64
зубьев ведущего и ведомого
кости. Процесс заклинива-
ния жидкости, как известно,
происходит на участке линии
зацепления АС (фиг. 64)
в промежутке вращения от
начала одновременного кон-
тактирования двух пар зубьев
до контакта, соответствую-
щего симметричному распо-
ложению точек на линии за-
цепления С и D. При этом
объем отсеченного простран-
ства возрастает до момента
выхода из зацепления одной
изпарзацепляющихсязубьев.
Если параметры зацепле-
ния выбрать так, чтобы одно-
временное контактирование
двух пар зубьев наступало
лишь в точке С, то заклини-
вание жидкости не будет
иметь места.
Это может быть осуще-
ствлено следующими двумя
способами.
Первый способ.
Наружный диаметр одного
из роторов (на фиг. 64 —
верхнего) уменьшается на ве-
личину 2Дге с расчетом, что-
бы начало контактирования
роторов происходило в точке С,
а не в Л, как обычно. Для компенсации уменьшения диаметра одного
из роторов с целью сохранения геометрической производительности
насоса диаметр сопряженного ротора увеличивается на такую же
величину. При этих условиях объем отсеченного пространства будет >
изменяться только в сторону увеличения. Следует учесть, что насос;
134
при этом не может быть реверсивным. Если необходимо сохранить
возможность реверсирования, то внешние диаметры обоих роторов
должны быть уменьшены. При этом, разумеется, сократится произ-
водительность насоса.
Изготовление роторов при изложенном способе устранения явле-
ния заклинивания производится нормальным 20° зуборезным инстру-
ментом. Различие при нарезании ведущего и ведомого роторов состоит
лишь в величине положительной коррекции. Расчет величин коэф-
фициентов инструмента и определение геометрических размеров
ведущего и 'ведомого роторов производится на основании элементар-
ных соотношений теории зацепления.
Примем расстояние между осями зацепляющихся роторов
А к — z -J- 2g = z -f- 1. t
Обозначения на фиг. 64 представляют собой:
R' — искомый радиус окружности головок ведущего
ротора;
/ — радиус окружности головок ведомого ротора;
ге и Re — радиусы окружностей головок роторов при рав-
ных величинах коэффициента коррекции;
Аге = ге — г'е-— величина уменьшения радиуса заготовки ведомого
ротора и соответственного увеличения ведущего
ротора.
Обозначения прочих геометрических параметров зацепления
известны из предыдущего.
Тогда:
1 Г'е==Г°}/Г 1+ (^ак + ~г)’
/ 7 тт \2
" Дге = Яе— roy l + (tgaK + —) .
Определив Дге, найдем, что радиус заготовки ведущего ротора
R’e = Re +
Существенным недостатком рассмотренного метода устранения
возможности защемления жидкости является необходимость изго-
товления роторов различных диаметров и выполнения в корпусе
насоса различных расточек. Более целесообразным следует считать
применение роторов равных диаметров с компенсацией связанных
с этим потерь производительности, соответствующим увеличением
ширины роторов. Аналогичный принцип устранения возможности
защемления жидкости заложен в снятии фасок на рабочей стороне
зуба ведомого ротора [29]. Снятие фаски по размерам, указанным
на фиг. 65, позволяет устранить возможность защемления, так как
зубья ведущего и ведомого роторов вступают в контакт только
в момент симметричного расположения точек контакта зубьев
на линии зацепления.
135
Следует иметь в виду, что шлифование скосов на рабочих сторо
нах зубьев является операцией трудоемкой и дорогостоящей.
Второй способ.
Необходимое условие
для устранения возмож-
ности заклинивания жид-
кости, требующее начала
контактирования зубьев
ведущего и ведомого рото-
ров в тот момент, располо-
жения точек контакта на
расстоянии половины ос-
новного шага от полюса
зацепления, может быть
выполнено путем соответ-
ствующего увеличения
межцентрового расстоя-
ния. При этом размеры
Фиг 66.
роторов должны сохраняться те же, что и при обычных условиях
зацепления. Схема такого зацепления изображена на фиг. 66.
Величина межцентрового расстояния А' при этой схеме зацеп-
ления может быть определена из следующего соотношения:
Г ! \2
A'K=2r<>y , U28)
Угол зацепления а* при этом становится равным
tg< = tg«e“V- (129)
136
8. УПЛОТНЯЮЩИЕ ПЛАСТИНЫ, крышки И ВТУЛКИ
Уплотняющие пластины применяются в насосах многослойной ком-
поновки для изоляции рабочих камер и уплотнения торцов роторов.
Встречаются следующие их конструктивные разновидности:
1) пластины, выполненные по форме наружных очертаний корпуса,
устанавливаемые между торцами корпуса и крышками насоса
(фиг. 73, а);
2) пластины, выполненные по форме внутренних расточек кор-
пуса (в виде цифры 8), устанавливаемые внутри корпуса в простран-
стве между торцами роторов и привалочной плоскостью (фиг. 73, б);
3) утолщенные пластины, в расточках которых размещаются
опоры роторов (фиг. 74, 81);
4) утолщенные пластины, выполняющие одновременно функции
крышек с расточками под опоры роторов (фиг. 80).
В насосах с прямозубым зацеплением на торцах уплотняющих
пластин фрезеруются или рассверливаются разгрузочные канавки.
Уплотняющие пластины изготовляются из антифрикционных
чугунов различных марок, бронзы, закаленной стали и алюминиевых
сплавов.
Торцовые поверхности пластин (по плоскостям разъема) подвер-
гаются чистовой обработке: шлифованию, тонкому точению, а иногда
и притирке. Отклонения от плоскостности стыковых поверхностей
допускаются только в сторону вогнутости. Предельное отклонение
не должно превышать 0,005 мм. При утолщенных пластинах с рас-
точками под подшипники отклонение от перпендикулярности пло-
скостей разъема к осям отверстий под подшипники не должно пре-
вышать 0,01—0,02 мм на радиусе длиной 50 мм. Допуски на межосе-
вые расстояния определяются классом точности зацепления и колеб-
лются в пределах + 0,02—0,03 мм. В тех случаях, когда расточки
в уплотняющих пластинках представляют собой опоры скольжения
к качеству поверхности, точности изготовления и материалам предъ-
являются особые требования.
В насосах «пакетной» компоновки с центрированием деталей
по расточкам корпуса крышки выполняют лишь вспомогательные
функции, предотвращая появление наружной течи жидкости (фиг. 76).
Аналогичная роль предназначена крышкам в некоторых конструк-
циях насосов с многослойной компоновкой (фиг. 79—81).
В передней крышке размещается уплотнение приводного вала.
В конструкциях, где ведущий вал выводится одновременно в обе
стороны, уплотнение размещается также и в задней крышке. Мате-
риал крышки обычно тот же, что и материал корпусов (чугун, алю-
миниевые сплавы). Возможно изготовление крышек из пластических
масс.
Основным техническим условием на изготовление крышек
является требование соблюдения плоскостности стыковых поверх-
ностей в пределах до 0,005 мм (в сторону вогнутости). В случаях,
когда для уплотнения стыков между крышками и корпусом исполь-
зуются кольцеобразные уплотнения, требование в отношении откло-
нений от плоскостности может быть снижено,
л .
137
Использование крышек для размещения в них подшипников
имеет место лишь в насосах с многослойной компоновкой (фиг. 73, а,
б, 80, 81). При этом технические условия на изготовление крышек
аналогичны техническим условиям на утолщенные уплотняющие
пластины.
В задних крышках насосов подобной конструктивной компо-
новки размещаются всасывающие и нагнетательные отверстия. При
компоновке деталей насоса с центрированием по расточкам кор-
пуса для уплотнения торцов роторов применяются уплотняющие
втулки.
Уплотняющие втулки применяются различных конструктивных
разновидностей в зависимости от функций, которые они выполняют
в насосе.
Уплотняющие втулки можно подразделить на:
1) втулки, предназначенные только для уплотнения торцов рото-
ров (фиг. 87), которые, в свою очередь, подразделяются на подвижные
(при наличии гидравлической компенсации торцовых зазоров)
и неподвижные;
2) втулки (неподвижные), во внутренних расточках которых раз-
мещаются подшипники качения (фиг. 76);
3) неподвижные втулки, внутренние расточки которых являются
опорами скольжения валов роторов (фиг. 45, б);
4) подвижные втулки, представляющие собой опоры скольжения
валов роторов, в насосах с гидравлической компенсацией торцовых
зазоров (фиг. 45, а).
Общим в конструкциях уплотняющих втулок является наличие
плоского параллельного среза на расстоянии от оси, равном поло-
вине диаметра начальной окружности и наличие посадочной поверх-
ности, центрирующей втулку в расточке корпуса.
В зависимости от функций, которые уплотняющая втулка выпол-
няет одновременно, в качестве материала для ее изготовления исполь-
зуются антифрикционные чугуны различных марок, закаленная
сталь, бронза и разные алюминиевые сплавы.
Техническими условиями на изготовление уплотняющих втулок
предусматриваются следующие допуски на обработку:
перпендикулярность уплотняющего торца к оси должна быть
в пределах до 0,01 мм на длине по радиусу, равной 50 мм;
параллельность плоскости среза к оси отверстия может откло-
няться не более чем на 0,02 мм;
прямолинейность наружной посадочной поверхности должна
быть выдержана в пределах отклонений, не превышающих
0,005 мм;
цилиндричность посадочной поверхности может быть с откло-
нением в сторону овальности или конусности не более чем
0,005 мм;
торцовые поверхности втулок должны быть строго плоскими.
Чистовыми операциями при окончательной обработке наружных
и торцовых поверхностей втулок являются шлифование и тонкое
точение (при применении бронзы и алюминиевых сплавов).
138
, । -
В случаях, когда втулки располагаются в корпусе неподвижно,
наружный диаметр выполняется по условиям посадки «С».
В насосах с гидравлической компенсацией торцовых зазоров
наружный диаметр подвижных втулок должен быть выполнен по усло-
виям посадки «X».
9. СПОСОБЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ КОМПЕНСАЦИИ ТОРЦОВЫХ ЗАЗОРОВ
Гидравлическая компенсация торцовых зазоров применяется
в насосах высоких давлений, имеющих роторы с малым (7—9) чис-
лом зубьев и, следовательно, с малыми торцовыми уплотняющими
поверхностями и в насосах^рассчитанных на давления 50—100 кГ!см\
малой производительности (до
1 л!мин).
Гидравлическая компенсация тор-
цовых зазоров осуществляется сле-
дующими тремя способами.
1) Прямой способ ком-
пенсации зазоров конструк-
тивно является наиболее простым,
так как при этом методе не учиты-
вается переменность давления в тор-
цовых зазорах и поджатие произво-
дится по всей площади соприкоснове-
ния торцовых поверхностей роторов
и уплотняющих деталей. Прижим
может быть центральным или пери-
ферийным. Однако и в том и в другом
случае из-за различия давлений
в зонах торцового зазора, примыкаю-
щих к камерам нагнетания и всасы-
вания, возможно возникновение пе-
рекосов уплотняющих поверхностей Фиг 67.
деталей, в результате чего появляются
задиры и быстрый износ деталей. Конструкция насоса с прямым
центральным прижимом изображена на фиг. 67. Плавающие уплот-
няющие втулки 1 прижимаются к шестерням 2 через промежуточные
втулки 3 посредством центрально расположенных поршней 4. Уси-
лие прижима создается давлением жидкости, которая подводится
к поршням через каналы 6. Роликовые подшипники 7 допускают
возможность небольших осевых перемещений плавающих втулок.
Диаметры поршней выбираются (экспериментально) из условий
создания усилий прижима плавающих втулок к торцам роторов,
незначительно превышающих усилия отжима. Изложенный метод
компенсации рассчитан и применяется в насосах давлением
до 70 к.Псм?.
Конструкция насоса с прямым периферийным поджимом уплот-
няющих втулок изображена на фиг. 89.
л ’
139
В этой конструкции насоса участки поверхностей плавающих вту-
лок 2, на которые воздействует давление жидкости, ограничены уплот-
няющими кольцами 8. Жидкость под торцы плавающих втулок под-
водится из камеры нагнетания в камеру б. Применение подшипников
скольжения допускает возможность некоторого осевого перемещения
плавающих втулок. Размеры площади поджатия подбираются экспе-
риментально так, чтобы усилие прижима втулок незначительно
превышало усилие их отжима. Насос рассчитан на рабочее давление
до 175 кПсм2.
Одна из разновидностей
конструкций насосов с прямым
поджимом втулок показана на
фиг. 68. Насос рассчитан на
нагнетание небольших объемов
жидкости при давлений до
70 кПсм2. Уплотнение торцов
роторов 1 осуществляется за
счет прогиба бронзовой мембра-
ны 2, на которую давит жид-
кость, подводимая в камеру 3
из зоны нагнетания. При этом
способе уплотнения торцовые
зазоры частично выбираются,
но в результате неравномер-
ного прогиба мембраны (в цент-
ральной части она прогибается
больше) происходит неравно-
мерный износ торцов роторов
и мембраны.
2) Вторым способом компен-
i Фиг 68 „ сации торцовых зазоров яв-
ляется дифференциаль-
ный поджим уплотняющих поверхностей,
при котором пытаются учесть характер распределения давления в тор-
цовом зазоре и теми или иными конструктивными приемами устра-
нить тенденцию к перекосу уплотняющих поверхностей деталей. Не-
которые конструктивные решения являются довольно сложными.
Дифференциальный поджим плавающих втулок показан в конструк-
ции насоса, изображенного на фиг. 90. Плавающие втулки 6 под-
жимаются к роторам 5 и 11 давлением жидкости, подводимой из
камеры нагнетания по каналу 10. Площадь торцовой поверхности
втулок, на которую воздействует жидкость, ограничивается вели-
чиной зазора а. Величина изолируемой поверхности втулок
определяется экспериментальным путем. Недостаток этого способа
уплотнения заключается в трудности определения требуемого
усилия прижима втулок для разных давлений в связи с измене-
нием закона распределения давления по периферии и торцам
роторов. При возрастании рабочего давления зона повышенных
давлений может появиться в пределах изолируемого участка торцов
140
втулок и вызвать отжим или перекос торцов втулок. Преимуществом
такого способа поджима является относительное равновесие втулок,
предохраняющее их от перекоса, и сравнительная простота конструк-
ции.
На фиг. 69 показана другая разновидность системы дифферен-
циального поджима. Прижим плавающих втулок 1 к роторам 2
осуществляется давлением жидкости, подводимой по каналу 3
из камеры нагнетания. Площадь торцов втулок, на которую давит
жидкость, изолирована уплотняющими кольцами 4 и 5. Дифферен-
Фиг 69
циация усилия прижима создается цилиндрическими пружинами
сжатия 6. На стороне нагнетания количество пружин увеличено.
Можно обеспечить достаточно большую точность величины усилий
прижима путем подбора пружин и выбора места их размещения.
Недостаток этой конструкции состоит в том, что ее применение огра-
ничивается только очень небольшим диапазоном рабочих давлений.
Конструкция, изображенная на фиг. 69, является более простой,
чем другие конструкции с системой дифференциального поджима.
3) Наиболее правильной по принципу, но наиболее сложной
по исполнению является конструкция следящего поджатия уплот-
няющих втулок, изображенная на фиг. 88. Плавающие втулки 5
прижимаются к шестерням 1 и 2 поршнями 7, число которых равно
числу междузубовых впадин. Жидкость подводится под поршни
по каналу 8 от участка торца шестерни, с которым контактирует
участок втулки, поджимаемый данным поршнем. Число зубьев
каждого ротора равно семи. Пружины 11 служат для поджима вту-
лок в момент пуска насоса. Насос рассчитан на рабочее давление
14]
до §00 кПсмъ. Преимущество указанного способа поджима состоит
в возможности обеспечения необходимого усилия прижима во всем
диапазоне рабочих давлений, так как величина усилия поджатия
каждого из семи поршней представляет собой функцию давления
в зоне торцового зазора, ограниченного соответствующей между-
зубовой впадиной. Недостатком этой конструкции является ее
сложность.
Оригинальное конструктивное решение метода следящего (диф-
ференциального) прижима изображено на фиг. 70. Гидравлическая
компенсация торцовых зазоров выполняется в этом насосе с помощью
гибкой биметаллической (бронза—сталь) уплотняющей пластины 2,
прижимаемой к торцам роторов давлением жидкости. Зазоры между
пластиной 2 и крышкой уплотняются специальным армированным
уплотнением 3, изготовленным из синтетической резины, которое
одновременно предохраняет утечку жидкости по валам. Этим же
уплотнением поверхность пластины 2, со стороны обратной к рото-
рам, разбивается на ряд камер 4, числом равным числу междузубовых
впадин. Каждая камера соединяется с междузубовой впадиной
отверстием 5 малого диаметра, сделанным в пластине 2. Давление
в каждой камере определяется положением отверстия 5 и является
функцией градиента давления внутри междузубовых впадин. Раз-
меры отверстий и их положение тщательно рассчитываются. Эта
конструкция насоса более проста, чем конструкция со следящим
(дифференциальным) прижимом поршнями (фиг. 88). Затруднение
представляет лишь изготовление сравнительно сложного по конфи-
гурации уплотнения.
Применение прямого, дифференциального и следящего методов
поджима плавающих втулок или мембран приводит к уменьшению
142
торцовых зазоров, что, в свою очередь, уменьшает утечки и увели-
чивает объемный к. п. д. шестеренных насосов, работающих при
больших рабочих давлениях (свыше 70 кГ/см2).
Вместе с тем применение гидравлической компенсации торцовых
зазоров влечет за собой значительное усложнение конструкции
шестеренных насосов. При этом возникает необходимость исполь-
зования дефицитных дорогих антифрикционных материалов (оло-
вянистая бронза, баббиты, легированные алюминиевые сплавы и др.).
Гидравлическая компенсация торцовых зазоров снижает меха-
нический к. и. д. шестеренных насосов и повышает в связи с этим
потери мощности.
Необходимость проведения длительных экспериментальных, рас-
четных и конструкторских работ для определения оптимальных
усилий поджима и места их приложения увеличивает трудности
применения гидравлической компенсации торцовых зазоров.
Это привело к поискам и созданию иных конструктивных решений,
используемых (для гидравлической компенсации зазоров) в шесте-
ренных насосах повышенных давлений (70—160 кГ/см2) и обес-
печивающих достаточно высокие значения объемного к. п. д. Широко
применяется, например, принцип сочетания больших размеров
уплотняющих торцовых поверхностей (роторов с большим числом
зубьев) с точно гарантированными размерами торцовых зазоров,
получаемых в результате строгой осевой фиксации валов и шестерен
(роторов) по отношению к корпусу. (Конструкции таких и других
насосов рассматриваются в следующей специальной главе настоя-
щей книги).
Единой методики выбора величины площади поджатия и опре-
деления усилия прижима до настоящего времени не создано. Это
объясняется сложностью гидродинамической задачи, при решении
которой устанавливаются закономерности распределения давления
в торцовом зазоре работающего насоса. Затруднения возникают
из-за того, что необходимо учитывать непостоянство величины тор-
цового зазора, вызываемое многочисленными причинами: биением
торцов роторов; различием диаметров тел качения подшипников
(в случае применения подшипников качения); пульсацией давления
в нагнетательной магистрали; компрессией жидкости в междузубо-
вых впадинах; неровностями на поверхности торцов роторов и уплот-
няющих деталей; неплоскостностью соприкасающихся поверхностей
роторов и уплотняющих деталей; упругой деформацией поверхностей
скольжения зубьев в зонах контактирования; действием неуравно-
вешенных масс привода.
Учесть с необходимой точностью степень влияния каждой из пере-
численных причин и установить закономерности изменения торцо-
вого зазора как функции их совокупного действия является задачей
большой сложности. Поэтому все известные методы расчета неиз-
бежно включают ряд допущений, делающих их приближенными.
А. Ф. Осиповым [16] дано в общем виде решение известного
уравнения движения капельной жидкости:
' ц\7аЦ — grad р = q (н\7) V; div (v) = 0,
143 ч
которое выведено для случая течения жидкости в зазоре между
двумя круглыми пластинами, одна из которых скользит с угловой
скоростью ш, а зазор между ними изменяется со скоростью V.
Решение этого уравнения получено при следующих допущениях.
Характер изменения скорости V принимался синусоидальным
' . . V = V «sin —
v v наиб 'j' »
а функция рассматривалась лишь в первой четверти периода
скорость
(Т\ / Т
0 < а < —) • В остальных 3/4 периода I < а <
изменения торцового зазора v считалась равной нулю
Учитывалось лишь радиальное течение жидкости со скоростью vr
(Составляющая скорости vz считалась пренебрежимо малой по срав-
нению с w,.) Член отбрасывался, как много меньший члена
Составляющая скорости рассматривалась лишь как функция
параметров г и z.
С учетом перечисленных допущений общее дифференциальное
уравнение движения
следующей форме:
в цилиндрических координатах запишется
в
др__ S.
(d2vi 1 --
^ = 0, £=0,
dz o<f>
1 д , ч , dvz ~
(130)
(131)
(132)
и
vv = 0;
Цр = шг;
СОГ
= V" г-
Обозначив изменяющуюся величину торцового зазора через 6т
считая давление в зазоре лишь функцией радиуса [р = р (г)],
найдем решение этого уравнения, используя следующие граничные
условия: I t
! z = 0; vr = 0; vz — 0;
, z = 8m) 17 = 0, vz=~v,
z = rn p = 0;
' 2 — r2> P — Рнг’’
Подстановкой граничных условий в выражения, полученные
после интегрирования уравнений (130) и (131), определяют значения
функций vr и №:
v* \ т]
' 1 do
Т + С1 = Г2рГ ’ dr 40v~- '
Используя значения vr и Vrs и соответствующие граничные
144
условия, после интегрирования получим уравнение для определения
давления в торцовом зазоре, на внешней границе которого = рнг-.
Здесь Г1 — радиус внутренней границы торцового зазора;
г2 — переменный радиус с пределами изменения от Re
до который в большинстве случаев для упрощения
принимается равным Rt.
Формула (133) может быть использована для определения зна-
чений давления в точках торцового зазора уплотняющей зоны.
Для этого необходимо вместо давления р„г подставить переменное
давление р} в соответствующей междузубовой впадине, находящейся
в уплотняющей зоне. Характер изменения давления р, установлен
при рассмотрении объемных потерь и нагрузки на шестерни и опоры.
Зависимость (133) для давления р в торцовом зазоре обязывает сде-
лать вывод о правильности лишь такого конструктивного решения
гидравлической компенсации торцовых зазоров, в котором усилие
прижима в каждой из точек поджатия уплотняющей детали будет
являться функцией давления в соответствующей точке на периферии
роторов, т. е. система гидравлической компенсации торцовых зазо-
ров должна быть «следящей». Необходимые соотношения между
площадями поджатия Fr.0d3K и скольжения FlK могут быть найдены
из уравнения равновесия подвижной уплотняющей детали
/ 2&п г \
Re (Рнг^подж @пр) I Рнг^вп^нг ”1” вп
где G„p — усилие пружины;
2йг — число междузубовых впадин, находящихся в зоне нагне-
тания,
zyn — число междузубовых впадин, находящихся в уплотняю-
щей зоне насоса;
гвс — число междузубовых впадин, находящихся в камере
всасывания,
х — величина смещения точки приложения уравновешиваю-
щего усилия.
Для герметичности торцового зазора необходимо, чтобы
/ . 2j/n
Pj
F подж
F
1 ел
2
‘нг
гвс
(134)
В этой зависимости площадь скольжения представляет собой
сумму площадей торцов зубьев zF^ и площади торцового кольца,
ограниченного окружностями впадин и диаметром вала, т. е.
^ = ^э6 + -(^- г?)-
10 Рыбкин и Усов 88
Л
145
В приведенных выше расчетных зависимостях содержится
большое число параметров, величины которых могут быть опре-
делены лишь экспериментально, что является основным недостатком
этого метода расчета и затрудняет его практическое использование.
Еще болыш е допущения содержит методика расчета площади
поджатия, предлагаемая Е. М. Юдиным [27]. В этом методе игно-
рируется непостоянство величины торцового зазора и существование
градиента давления в зазоре между торцовой площадкой зуба
и сопряженной торцовой поверхностью уплотняющей детали при
изменении радиуса от Re j\o Rr
Е. М. Юдиным предлагается следующая формула для вычисления
площади поджатия:
[ЗЯ*-(R? + Я,г, + 4)], (135)
где ф — центральный угол, соответствующий размерам камеры
нагнетания (фиг. 71);
<р0 — центральный угол, соответствующий размерам камеры
всасывания.
Координаты центра тяжести площади поджатия можно опре-
делить из равенства моментов гидравлических сил, возникающих
от действия полного давления на площади FMdM. и моментов сил,
действующих со стороны роторов.
После упрощений и приближений получены следующие значения
координат центра тяжести площади Fnod3K:
= 17,3 - R*) 4- 5,3 + f^R, + r^t2)] .
У 20 137?2-(^ + Я,г2^)|
0-7 + 5,3 Г37?2 - (г| + rlRt + )]
Х 20 [3/?2— (У?,2 Ч-Я/’г + 'г)]
146
Конструктивно изоляция площади поджатия от зоны всасывания
может быть осуществлена с помощью специальных резиновых
колец, выделяющих на торцах уплотняющих деталей круговые
площади по диаметру £>3. Координаты центра круга (х3, у3) диамет-
ром D3 могут быть найдены из условий нулевого значения стати-
ческих моментов плоских
через их центр тяжести
фигур относительно осей, проходящих
t. Fподж .
Уз — У р •
7 3
Х3
Xg/7 2 XFподж
3
Здесь
р — р _______р _____р —
1 3 1 1 1 2 1 подж ,
1 Г А / А '
= А’?| 2arc cos ~ — sin 12 arc cos к#
“ х е| М\е \ £*\е
(д \
2arc cos I
27? J
подж’
2
^2 — 3
2arc cos — sin [2arc cos
£i\e \ £*\е
Рекомендуемое Е. М. Юдиным смещение центра изолированной
круговой площади вправо от оси у (с положительным значением
координаты х3) является необоснованным, так как в этом случае
возникает опасность перекоса торцов уплотняющих подвижных вту-
лок вследствие того, что жидкость под давлением нагнетания будет
давить на большой участок их торцовой поверхности, примыкающей
непосредственно к зоне всасывания. Более целесообразно смещение
центра 03 влево на столько, чтобы в результате
F поджХ F2%2 _ * ,
*3 =
F3
В насосах фирмы «Plessey», хорошо зарекомендовавших себя
при эксплуатации, участок торцовой поверхности втулок, сопря-
женный с зоной всасывания, полностью изолируется (фиг. 90). Пло-
щадь поджатия для одной уплотняющей втулки этого насоса соста-
вляет примерно 8,95 см2. Расчет же площади поджатия по фор-
муле (135) дает величину 6,02 слг2, которая может оказаться недоста-
точной. Такие расхождения между теоретическими и практичес-
кими значениями площади поджатия являются следствием упо-
мянутых выше допущений, положенных в основу выводов расчетной
зависимости для РП0дж.
Экспериментальные данные [16] показывают, что конструкции
насосов с прямым и дифференциальным поджимом торцовых втулок
удовлетворительно работают до давлений, определяемых неравен-
1200
ством Рнг(наиб) -
Г>е0,65'
л
147
В насосах, рассчитанных на более высокие давления, должна
быть применена следящая система поджатия.
Для первых двух способов поджатия удельное давление на кон-
тактирующихся поверхностях определяется зависимостью
_ Рподж _ Гподж
Ч — —р----Риг ИЛИ q--------р--
ГСК г СК
1200
£^о 65 *
Опытное значение qHauf,, при котором сохраняется устойчивая
F а
работа насоса, соответствует отношению —рЖ = 1,35. Тогда
* СК.
_ lf0°
Янаиб р0 65 ‘ ' г
Для конструкций насосов со следящей системой прижима, когда
удельное давление определяется по формуле
__ Рподж Fen п
z 1 Я /. Риг' , 1
• Г СК •
наибольшее удельное давление составит: ( \
, Fck IfOO
, " , Чиаи6 ~ FnBdx-Fen ’D0 65 -
10. УПЛОТНЕНИЯ ПРИВОДНОГО ВАЛА И СВЯЗАННЫЕ С НИМИ ПОТЕРИ
Уплотнения приводного вала в шестеренных насосах пресле-
дуют следующие цели: а) предотвращение засасывания воздуха
в камеру всасывания; б) предотвращение утечек рабочей жидкости
наружу, в) предохранение от попадания посторонних частиц внутрь
насоса.
В современных шестеренных насосах в основном применяются
три типа уплотнений: а) мягкие набивные без автоматической
компенсации износа; б) манжетные с автоматической гидравлической
или механической компенсацией износа; в) торцовые с автомати-
ческой компенсацией износа механическим или гидравлическим
способом.
Как правило, в шестеренных насосах в зоне уплотнения уплот-
няемая среда (масло) имеет избыточное давление до 2 кГ/см2.
Мягкие набивные уплотнения (фиг. 72, а) применяются, в основ-
ном, в насосах низкого давления. Компенсация износа в мягких
уплотнениях происходит за счет затяжки винтов прижимного
фланца. Вслед за уплотнением обычно располагается камера 1,
из которой отводятся утечки. Коэффициент трения мягкого уплот-
нения зависит от материала набивки, степени затяжки фланца,
чистоты обработки вала и, в меньшей степени, скорости вращения
вала
Для хлопчатобумажной набивки коэффициент трения р находится
в пределах 0,06—0,11, а для асбестовой набивки в пределах 0,03—•
0,07. Скорости скольжения (окружные скорости) допускаются
до 4—5 м/сек. Давление на уплотнение не должно превышать 0,15—
148
0,2 кГ/см2. Можно применять для набивки пробковый материал,
причем натяг пробкового кольца по диаметру выбирается примерно
равным 1 мм (для валов диаметрами до 30 мм).
Мягкие набивные уплотнения не создают условий герметичности,
и утечки по валу составляют (на масле марки «Индустриальное 20»)
примерно 0,3 см3/мин на 1 см длины окружности
Момент трения уплотнений вращательного движения рассчиты-
вается по формуле
f Mm.,n = k~Fyn кГ/см, _ (136)
где d — диаметр вала в см\
Fyn=ndl — площадь поверхности уплотнения в см\
I — длина уплотнения в см\
k — напряжение силы трения (удельное трение в кПсмй).
Для пробковых мягких уплотнений после 2 час. приработки с после-
дующей подтяжкой прижимного фланца k = 0,006 кГ/см2.
Наиболее часто в шестеренных насосах применяют манжетные
уплотнения, изготовленные из маслостойкой резины (фиг. 72 б).
Расположение уплотнения в крышке насоса упрощает его монтаж.
Для обеспечения герметичности по наружному контуру уплотнения
натяг по наружному диаметру должен быть в пределах 0,3—0,8 мм.
Устранение утечки по поверхности вала достигается за счет неболь-
шого натяга кольца по внутреннему диаметру и за счет натяжения
кольцевой пружины 1. Для нормальной работы уплотнения необхо-
дима смазка, в результате чего абсолютная герметичность не обес-
печивается. Трение в уплотнениях зависит от размеров вала, давле-
ния уплотняемой среды, чистоты обработки вала, скорости вращения
вала и характера материала уплотнения. Усилие трения на единицу
длины уплотняющей кромки кольца из маслостойкой резины марки
3825 по ТУ 1166-51-МХП регламентируется величиной порядка
0,1—0,25 кГ/см. С увеличением давления жидкости трение в уплотне-
нии возрастает, а с увеличением скорости несколько понижается.
Установка специального шарикового клапана для создания давления
перед уплотнением (в камере 2) в пределах 0,5—0,1 кГ/см2 позволяет
получить надежную работу уплотнений и компенсацию износа
за счет разжима уплотняющей кромки давлением.
При монтаже манжетных уплотнений (если позволяет конструк-
ция уплотнения) ширину канавки b (фиг 72, б) делают на 0,5—0,8 мм
меньше ширины уплотнительного кольца с тем, чтобы при сборке
уплотнений за счет прижима торцов кольца создавалось дополни-
тельное уплотнение В некоторых случаях камеру 2 соединяют
с зоной всасывания, хотя это может привести к нежелательному
подсосу воздуха по валу насоса Для исключения возможности под-
соса воздуха по валу насоса часто применяют конструкцию с двумя
манжетными уплотнениями (фиг 72, в) Применение конструкции
с двумя уплотнениями, поставленными навстречу одно другому,
позволяет устранить утечки жидкости по валу и предотвратить
подсос воздуха.
' ' л
149
Скорости вращения вала и давления уплотняемой среды, допускае-
мые при манжетных уплотнительных кольцах, определяются наи-
большим допустимым нагревом вала и кольца, который вызывается
трением уплотнительных колец. При применении манжетных уплот-
нений необходимо иметь чистоту обработки поверхности вала
не менее Нск = 0,4 мк. Вал в местах контакта с уплотнением под-
лежит закалке. Для выбивки уплотнений из крышки обычно делаются
два—три отверстия 3 (фиг. 72, б). Для манжет из маслостойкой
резины напряжение силы трения принимается в пределах 0,07—
0,08/сГ/слг2. (Данные ориентировочные, так как трение зависит от силы
нажатия кольцевой пружины, температуры масла, качества поверх-
ности вала, свойств резины и от натяга манжеты на валу.)
Одним из распространенных типов жестких (или так называемых
механических) уплотнений вала в шестеренных насосах являются
торцовые уплотнения, изображенные на фиг. 72, г.
Уплотнение осуществляется путем контактирования торцовых
поверхностей вращающейся с валом втулки 1 и неподвижной крыш-
ки 2. Втулка имеет посадку на вал, обеспечивающую продольное
перемещение (обычно применяется посадка С). Для предотвращения
провертывания втулки относительно вала служит штифт 5, который
входит в торцы втулки. Для обеспечения прижима втулки к крышке
служит пружина 4 и кольцо 6. Усилие пружины определяется экс-
150
периментальным путем и зависит от скорости вращения трущихся
поверхностей и материалов. Из камеры 3 производится отбор утечек
жидкости. Иногда вместе с пружиной применяется гидравлический
поджим уплотнения. В этом случае в камеру 7 подается масло под
давлением.
Для торцовых уплотнений окружная скорость в местах контак-
тирования не должна превышать 10—15 м!сек. Зазор между сталь-
ной втулкой и валом должен быть выдержан по диаметру в пределах
0,01—0,035 мм. Уплотнение, изображенное на фиг. 72, г, работает
хорошо на давлениях жидкости до 15 кГ/см2. В связи с тем, что
уплотнение не является герметичным камера 3 и отводная трубка
из камеры должны рассчитываться на утечки по кольцевому зазору
по формуле
. ' Q = пс , смл1сек,
1 Vvp-l
где р — разность между давлением среды и уплотняемым про-
странством в кГ!см2;
z — диаметральный зазор в см;
d — диаметр уплотняемого звена в см;
р — абсолютная вязкость уплотняемой среды в кГсек!см3;
I — перекрытие (длина втулки) в см.
Эта формула применима только при I > 2 мм.
Обычно перед торцовым уплотнением ставится войлочное кольцо 8
для предотвращения попадания посторонних частиц в насос. Момент
трения войлочного кольца рассчитывается по формуле
' ^’тр = 0>02d кГсм, 1
где d — диаметр вала в см.
Кроме пары трения стали марки 20 по чугуну марки СЧ21-40,
применяются пары трения бронзы по стали твердостью Re в преде-
лах 58 — 62. Хорошо показали себя втулки из смеси бронза—графит
по чугуну марки СЧ 21-40.
Для уплотнений с гидравлическим поджимом при давлении
уплотняемой среды 5 кПсм2, удельное давление на поверхность
контакта выбирается в пределах 4—6 кГ/см2 для масла марки
«Индустриальное 20».
При необходимости обеспечения полной герметичности приме-
няется конструкция торцового уплотнения, изображенная на
фиг. 72, д. В таком уплотнении герметичность достигается путем
прижима сильфонов 1 и давлением уплотняемой среды уплотнитель-
ного кольца 2 к торцу второго уплотнительного кольца 3, закреп-
ленного на валу. Для дополнительного прижима иногда устанавли-
вается пружина внутри или над сильфоном. Уплотнение показало
хорошую работу на давлениях до 15 кГ/см2.
К преимуществам торцового уплотнения приводного вала сле-
дует отнести способность его работы при высоких температурах,
недифицитность материалов, где трущимися парами, как правило,
являются сталь и чугун, возможность использования других мате-
151
риалов без изменения конструкции и наличие автоматической
компенсации износа.
К недостаткам этого уплотнения относятся сложность конструк-
ции, необходимость получения высокой точности при изготовлении
деталей, крупногабаритность уплотнения и невозможность органи-
зации его централизованного изготовления.
Следует отметить также, что торцовые уплотнения весьма чув-
ствительны к вибрациям и биениям, нарушающим герметичность.
При расчетах торцовых уплотнений максимальные скорости
скольжения и удельные нагрузки, а также материалы пар трения
выбираются по основным нормам, применяемым при расчетах под-
шипников скольжения.
В некоторых случаях для уплотнения приводных валов шесте-
ренных насосов применяются резиновые уплотнения. Конструкция
подобных уплотнений отличается простотой и малыми габаритами,
а надежность такого уплотнения, в основном, зависит от материала
и технологии изготовления колец. На фиг. 72, е изображено одно
из уплотнений приводного вала с применением резиновых уплотни-
тельных колец. Рекомендуется применять канавки с прямоуголь-
ными боковыми сторонами. Твердость резиновых уплотнитель-
ных колец должна иметь 70 единиц по Шору. Движущаяся
уплотняемая поверхность должна иметь чистоту Нгк = 0,4 мк,
а твердость Rc 50 — 54. Одним из недостатков этого уплотне-
ния является сравнительно большое трение и относительно быстрый
износ.
В заключение следует заметить, что наиболее часто в шестерен-
ных насосах применяются уплотнения манжетного типа или торцо-
вые механические уплотнения.
Наличие большого количества разнообразных конструкций
уплотнений приводных валов шестеренных насосов объясняется,
в основном, отсутствием унификации и централизованного изготовле-
ния в необходимых количествах деталей уплотнения.
> v
ГЛАВА IV
КОНСТРУКЦИИ СОВРЕМЕННЫХ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ,
ПРИМЕНЯЕМЫХ В ГИДРОПРИВОДАХ
МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ
При большом разнообразии конструктивных вариантов и тех-
нических характеристик шестеренных насосов требованиям станко-
строения по срокам службы и стоимости удовлетворяют не многие
из них.
В настоящей главе рассматриваются конструкции и технические
характеристики шестеренных насосов, используемых и тех, которые
могут найти по своим характеристикам применение в гидравлических
приводах металлорежущих станков. - ,
1. ОБЩАЯ КОМПОНОВКА НАСОСОВ 1
Конструктивная компоновка шестеренных насосов выполняется
в двух основных вариантах: с центрированием опор и шестерен
в расточках корпуса и с фиксацией относительного расположения
опор роторов и корпуса с помощью контрольных штифтов или шпи-
лек.
Применение первого варианта компоновки обеспечивает строгое
центрирование всех основных деталей насоса относительно отверстий
под роторы в корпусе более простыми технологическими средствами.
Однако при этом получение торцового зазора необходимой величины
требует ужесточения допусков на размеры по ширине всех деталей,
входящих в осевую размерную цепочку (колодец корпуса, уплот-
няющие втулки шестерни).
При втором варианте конструктивной компоновки насоса вели-
чина торцового зазора определяется лишь двумя размерами: шири-
ной корпуса (глубиной колодца) и шириной ротора шестерни. Это
значительно упрощает технологию получения торцового зазора
требуемой величины. Недостаток этого варианта заключается
в необходимости внедрения дополнительных технологических
операций, обеспечивающих соосность расточек под роторы и опоры,
так как опоры частично или полностью располагаются вне корпуса.
При компоновке деталей по первому варианту применяется
обычно «пакетный» принцип сборки, т. е. когда в корпусе разме-
щается комплект деталей насоса, предварительно смонтированных
153
на ведущем и ведомом валах. При этом применяются две разновид-
ности корпусов открытого типа (с двумя крышками, фиг. 76) и полу-
открытого типа (с одной крышкой, фиг. 89).
Опорные втулки, размещаемые в корпусе, делают либо неподвиж-
ными, либо подвижными в конструкциях с гидравлической компен-
сацией торцовых зазоров.
Второй вариант компоновки применяется в нескольких моди-
фикациях, различающихся функциями уплотняющих пластин и
а) б) в)
Фиг. 73. Примеры компоновки насосов.
По функциям уплотняющих пластин и местом их расположения
имеются следующие модификации насосов:
1) с уплотняющими пластинами по форме наружных очертаний
корпуса, размещенными между торцами корпуса и крышек. В кор-
пусе полуоткрытого типа такая пластина только одна;
2) с уплотняющими пластинами, выполненными по форме рас-
точек в корпусе (в форме цифры 8), которые размещаются внутри
корпуса между торцами роторов и крышек (фиг. 73, б). В корпусе
полуоткрытого типа такая пластина только одна;
3) с уплотняющими пластинами, выполняющими одновременно
функции крышек с расточками под опоры (фиг. 73, в).
В каждой из перечисленных модификаций имеются, в свою
очередь, различные модификации, которые характеризуются либо
эксплуатационными требованиями (способом монтажа, габаритами
и др.), либо требованиями технологического порядка.
Различия габаритных размеров шестеренных насосов, имеющих
одинаковые технические характеристики в зависимости от компо-
новки деталей, показаны на фиг. 73.
На фиг. 73, а изображена многослойная конструкция шестерен-
ного насоса с валами, вращающимися в подшипниках качения.
Боковые уплотняющие пластины 2 — имеют конфигурацию, соот-
154
ветствующую конфигурации корпуса 1. Длина этого насоса из трех
модификаций, изображенных на фиг. 73, является наибольшей.
Фиг. 73, б представляет собой конструкцию насоса, в которой
уплотняющие пластины 2 выполнены по форме цифры 8. Опорами
валов здесь служат подшипники качения. Длина этого насоса
несколько меньше, но изготовление уплотняющих пластин сложной
формы представляет определенные технологические трудности.
Применение подшипников скольжения и использование крышек 3
в качестве уплотняющих пластин (фиг. 73, в) приводит к значи-
тельному сокращению длины насоса и уменьшению его веса, но вызы-
вает дополнительные технологические трудности, связанные с необ-
ходимостью обеспечения работоспособности подшипников сколь-
жения.
2. КОНСТРУКЦИИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ СРЕДНЕГО •>,
И ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЙ
ч ' - Двухроторные насосы на подшипниках качения
без гидравлической компенсации торцовых зазоров
На фиг. 74 изображена конструкция насоса, рассчитанного для
работы на давление до 140 кГ/см2 (фирма «Keelavite», Англия).
Шестеренные насосы такой конструкции выпускаются производи-
тельностью в диапазоне 6—218 см'Чоб, со скоростями вращения при-
водного вала от 1500 (для больших типоразмеров) до 6000 (для малых
типоразмеров) об/мин. Насосы могут быть использованы в качестве
гидродвигателей.
Конструкция этих насосов характеризуется применением под-
шипников качения высокой нагрузочной способности, изготовлен-
ных из высокопрочных материалов с большим содержанием вольф-
рама и использованием шестерен (роторов) с большим числом
зубьев, позволяющим получить значительные размеры уплотняющих
поверхностей. В конструкции осуществлена жесткая фиксация валов
и шестерен в осевом направлении посредством затяжки двусторон-
них радиально-упорных подшипников, что обеспечивает постоян-
ство торцовых зазоров между роторами и уплотняющими пласти-
нами.
Корпус насоса 1 состоит из двух боковых уплотняющих пластин 2
и 10, передней крышки 3 и задней крышки 11, которые стягиваются
винтами 12 и 13. Уплотнение стыковых поверхностей достигается
посредством колец 14. Точность относительного положения деталей
обеспечивается штифтами 15. Торцовые зазоры между роторами
и уплотняющими пластинами в этой конструкции насоса находятся
в пределах 0,02—0,025 мм\ радиальные — в пределах 0,05—0,06 мм.
Точная фиксация шестерен в осевом направлении, обеспечивающая
равенство и постоянство торцовых зазоров, осуществляется путем
пригонки размеров колец 17 и проставочных колец. Валы 6 и 7
(сделаны из сырой стали) вращаются в сдвоенных радиально-упорных
шариковых подшипниках 18 с наружным разрезным кольцом и в роли-
ковых подшипниках 4. Уплотнение 5 выходного вала манжетного
типа. Входное и выходное отверстия размещены в задней крышке.
’ ’ t । Ч ' 155
з г i ю 8 п >з
>5 8 *
Фиг. 75
156
Недостатками этой конструкции являются технологическая
сложность получения соосности расточек под роторы и опоры
и трудность достижения точной осевой посадки роторов в колодце
корпуса, осуществляемой посредством подгонки размеров проста-
вочных колец.
Насосы этой конструкции по сравнению с другими аналогичными
насосами обладают большими габаритами и весом. Цилиндрическая
форма корпуса, уплотняющих пластин и крышек, применяемых
в насосах этой фирмы, приспособлена к технологии сборки насосов,
рассчитанной на использование специальных сборочных средств.
Разрез по ДА
Фиг. 76.
Разрез по 6Б
При испытаниях в ЭНИМСе насоса этой конструкции производи-
тельностью 70 л/мин при давлении 140 кГ/см2 с применением масла
вязкостью 2,5—2,8° Е была получена величина т)0, равная 0,75.
Фирменные характеристики насосов «Keelavite» изображены на
фиг. 75.
К рассматриваемой группе насосов относятся шестеренные
насосы конструкции ЭНИМСа типа Г11-2, представляющие восемь
типоразмеров производительностью 12—140 л/мин. Наибольшее
рабочее давление всех типоразмеров насосов составляет 35 кГ/см2
(при долговечности 5000 час.). На фиг. 76 изображена общая для
всех типоразмеров конструкция насоса типа Г11-2. Габаритные
размеры всей гаммы насосов этого типа показаны на фиг. 77
и в табл. 7.
В расточках чугунного корпуса / (фиг. 76) смонтированы четыре
уплотняющие втулки 2, изготовленные из антифрикционного
чугуна. В уплотняющих втулках расположены игольчатые подшип-
ники 3, являющиеся опорами ведущего 4 и ведомого 5 валов насоса.
Шестерни 8, выполненные из стали 40Х, закаленные и шлифованные
с числом зубьев, равным 12, посажены на валы (каждая посредством
двух шпонок) и зафиксированы в осевом направлении пружинными
кольцами 7 и распорными кольцами 6. С торцов корпус закрыт
157
Таблица 7
f , t
Наименование насосов Размеры в мм
L 1 в ь | ь, | ь2 | ь3 н
Г11-22А 123 24 33 100 84 130 5Ш3 58 109 75
Г11-22
Г11-23А 154 30 33 ПО 96 138 5Ш3 82 125 86
Г11-23
Г11-24А 165 33 35,5 130 106 170 6Ш3 87 140 97
ГН-24
Г11-25А 196 42 41 150 128 190 7Ш3 107 168 118
Г11-25
Наименование насосов Размеры в мм
Л, Йг D 1 d d. С СТ
ГП-22 А 55,5 13 18,2 Л'3/4" К1// 16С 9 38 ПО
Г11-22
Г11-23А 63,25 14 20,1 Л'3/4" w 18С 9 60 114
Г11-23
Г11-24А 71 14 24,4 КР/4" К3/4" 22С 13 63 146
Г11-24
П1-25А 85,5 15 30,7 т" КР/4" 28С 13 75 166
П1-25
крышками 9 и 10. В расточку передней крышки 9 запрессована
уплотняющая манжета 11 из маслостойкой резины На привален-
ном торце задней крышки 10 имеется канавка 12, предназначенная
для отвода утечек жидкости в камеру всасывания. Радиальное
и осевые отверстия в валах служат для отвода утечек из передней
части корпуса.
Широкая камера всасывания 13 обеспечивает хорошие условия
всасывания. Камера нагнетания 14 выполнена в виде узкой щели,
длина которой соответствует ширине роторов. Во избежание воз-
никновения в защемленном междузубовом пространстве кавитации,
158
оно соединяется с камерой нагнетания до момента выхода из зацепле-
ния одной из двух пар одновременно зацепляющихся зубьев. Для
этой цели служит канавка 15, профрезерованная на внутренних
торцах уплотняющих втулок 2.
Испытания насосов типа Г11-2 на величину объемного к. п. д.,
проведенные после более чем 3000 час. работы (из них почти 1000
часов непрерывной) показали следующие их значения:
Марка насоса Производительность В л!мин т,о ’la
Г11-25 140 0 97 0 85
Г11-24 70 0 92 0,83
Г11-23 35 0 82 0,73
До последнего времени Харьковским заводом «Гидропривод»
для нужд станкостроения выпускались шестеренные насосы, кон-
струкция которых изображена на фиг. 78. Недостатком этой кон-
струкции являются низкое рабочее давление (до 13 кГ/см2) и слож-
ность изготовления, требующая тщательной селекции игл при
сборке игольчатых подшипников.
К насосам рассматриваемой группы относятся конструкции,
изображенные на фиг. 79 и 80, в которых в качестве опор исполь-
зованы игольчатые подшипники.
В насосе с утолщенными прокладками (фиг. 81) опорами валов
служат двухрядные шариковые подшипники.
Наибольшее рабочее давление (при долговечности порядка
5000 час) составляет для всех упомянутых конструкций —
25—35 кГ/см2.
Следует считать неудачным конструктивное решение (фиг. 80),
в котором восприятие радиальных усилий привода возлагается
на игольчатые подшипники, весьма чувствительные к различного
рода перекосам, в результате чего они быстро выходят из строя.
• л 159
160
На фиг. 82 изображена конструкция шестеренного насоса фирмы
«Brown and Sharpe» (США), довольно широко используемого
в гидравлических приводах металлорежущих станков.
Шестеренные насосы этой конструкции выпускаются на рабочее
давление 35 кГ/см* производительностью 19—142 л/мин при
1450 об/мин приводного
вала и характеризуются
бесшумной и плавной ра-
ботой.
Насос состоит из чугун-
ного корпуса 1, двух бо-
ковых уплотняющих пла-
стин 2, выполненных из
высококачественного чу-
гуна, передней чугунной
крышки 3, задней чугун-
ной крышки 4. Крышки
стягиваются винтами. Сты-
ковые плоскости отшлифо-
ваны, в результате чего
монтаж насоса произво-
дится без прокладок. Со-
осность отверстий под под-
шипники и роторы обес-
печивается контрольными
штифтами. Роторы 5 имеют по 14 шевронных зубьев (при т = 5у
Для обеспечения большей плавности работы зубчатой пары и умень-
шения пульсации масляного потока угол наклона зубьев шестерен 0
принимается равным 35°. При таком угле через пространство между
11 Рыбкин и Усов 88 ( ‘ ***,- f. 1вК.’
зацепляющимися зубьями, камеры нагнетания и всасывания сое-
диняются между собой. Для сокращения величины утечек зацепление
выполняется почти плотным, в результате боковой зазор не превы-
шает 0,03—0,035 мм. Радиальный зазор между поверхностями
головок и впадин сопрягаемых зубчатых колес не превышает 0,04—
0,045 мм. Шестерни фиксируются на валах при помощи шпонок.
Фиг 82
Валы 6, 7 и 8 изготовляются из легированной стали и вращаются
в радиальных игольчатых подшипниках 10. Иголки подшипников
находятся в сепараторах. Подшипники имеют лишь по одному
наружному кольцу. Внутренней боковой дорожкой для иголок
служат закаленные шейки валов.
Уплотнение 9 выходного вала торцового типа двойное, уравно-
вешенное. Подвод и отвод масла производится с торца задней крышки.
Насос имеет отдельный кронштейн 11 для монтажа.
Во избежание возникновения осевых усилий, действующих
на опоры, в насосе предусмотрена гидравлическая балансировка,
осуществляемая путем соединения полостей крышек 3 и 4 с камерой
всасывания. Насос может быть применен при прямом и обратном
вращении вала. Для этого необходимо лишь переставить пробку —
162
заглушку в отверстиях, идущих из полости перед уплотнением
в камеру всасывания.
Недостатком этой конструкции насоса следует считать мягкость
характеристики давление—производительность.
Результаты испытаний насоса позволяют предполагать, что
в нем имеет место постоянный переток жидкости из камеры нагне-
тания в камеру всасывания через пространство зацепления. Это
подтверждается тем, что при радиальном зазоре между цилиндри-
ческими поверхностями роторов и корпуса, равном 0,092 мм, и тор-
цовом — 0,04 мм (при давлении, равном 40 кПсм* и температуре
50° С) объемный к. п. д . т]0 составляет при испытании лишь 0,78,
тогда как у насоса ЕКМ (модель РНР-6,3) с прямозубым зацепле-
нием и равными (даже несколько большими) величинами торцового
и радиального зазоров (фиг. 84), объемный к. п. д. составляет 0,895.
(Производительности каждого из сравниваемых насосов, при давле-
нии рн = 0, составляет примерно 125 л1мин.~)
Результаты осциллографирования (фиг. 83) показали, что плав-
ность подачи жидкости в насосе Brown and Sharpe сохраняется лишь
до давлений, не превышающих 25 кГ/см?. При дальнейшем повышении
давления неравномерность подачи начинает заметно возрастать.
11* 88 163
Можно предполагать, что появление пульсирующего потока связано
с возникновением защемления жидкости в результате деформации
валов, вследствие чего зацепление становится беззазорным, способ-
ствующим образованию камер отсеченного междузубового простран-
ства.
Двухроторные насосы на подшипниках скольжения
без гидравлической компенсации торцовых зазоров
На фиг. 84 изображен насос конструкции ЕКМ (ГДР).
Насосы этой конструкции выпускаются на рабочие давления
от 63 до 160 кПсм2 и производительностью от 6,7 до 116 л!мин при
числе оборотов в минуту приводного вала, равном 1450 Отличи-
тельной особенностью этих насосов является применение мощных
биметаллических подшипников скольжения. Для наименьшего типо-
размера этих насосов — модели РНР 0,4 (производительностью
6,7 л/мин при давлении 160 кГ/см2), отношение длины втулок к 'их
диаметру составляет 1,78, наибольшего — модель РНР 6,3 (произ-
водительностью 105 л!мин при давлении 63 кПсм2) — соотношение
составляет 1,1.
В насосах ЕКМ применена система разгрузки опор от действия
радиальных усилий путем подвода масла под давлением нагнетания
в нагруженную зону подшипника Место расположения выходного
отверстия во втулке выбирается в соответствии с направлением дей-
ствия результирующего усилия
В этих насосах применено прямозубое зацепление с большим
числом зубьев от 20 (РНР 6,3) до 28 (РНР 0,4). При этом величина
коррекции профиля у шестерен с числом зубьев, равным 28, соста-
164
вляет 0,33 Коррекция профиля зубьев предназначена для увеличе-
ния их прочности у основания ножки, так как насос рассчитан для
работы на давлении 160 кПсм?. Использование роторов с большим
числом зубьев позволяет получить большие размеры торцовых
уплотняющих поверхностей, что необходимо в конструкциях насосов
высокого давления при отсутствии гидравлической компенсации
торцовых зазоров
В насосах ЕКМ предусмотрена разгрузка шпилек 1, стягиваю-
щих корпус при помощи специальных канавок 9 (фиг. 84 и 51),
соединенных с камерой всасывания, что позволяет уменьшить коли-
чество шпилек и их диаметр Разгрузка от усилия, вызываемого
защемлением жидкости во впадинах зубьев, производится посред-
ством канавок 8 в крышках 6 и 7, соединенных с камерой нагнетания.
Уплотнение приводного вала 3 производится сдвоенными ман-
жетами 10 из маслостойкой резины Соосность отверстий в корпусе
и крышках обеспечивается контрольными штифтами.
Особый интерес представляет применение в насосе ЕКМ биме-
таллических опор 5 (втулок), с нанесенным (центробежным спо-
собом) слоем свинцовистой бронзы (даже для малых диаметров,
размеры которых не превышают 15 мм)
В СССР при производстве Дестеренных насосов такие опоры
применяются только в случаях использования конструкций насосов
с большими диаметрами валов. Зазор между шейкой вала и отвер-
стием (на сторону) составляет в насосах модели РНР-6,3—0,05—
0,055 мм, а у насосов модели РНР-0,4—0,03—0,04 мм
Радиальный зазор (на сторону) между роторами и корпусом
составляет у насоса модели РНР-0,4—0,06 мм, а у насоса модели
РНР-6,3—0,125 мм Торцовые зазоры у насосов модели РНР-0,4—•
0,035 мм, у насосов модели РНР-6,3—0,045 мм Боковой зазор
в зацеплении 0,075 мм.
Для снижения кавитационного шума и уменьшения силы гид-
равлического удара (обратным потоком жидкости, при приходе
недозаполненной междузубовой впадины в камеру нагнетания)
в насосе наибольшей производительности — модели РНР-6,3 на тор-
цах шестерен сняты фаски.
По мнению конструкторов, переток жидкости по кольцевому
каналу в зону всасывания должен снизить недозаполнение между-
зубового пространства. Испытания насосов ЕКМ, проведенные
в ЭНИМСе, не подтвердили этого предположения Насосы работают
со значительным шумом
Результаты испытаний насосов РНР-6,3 и РНР-0,4 на масле
«Индустриальное 20» при температуре, равной 50° С, характери-
зуются следующими показателями
Насос Давление в кГ/см* ’io
РНР 6,3 РНР 0,4 65 160 088 0 72 0,82 0 63
165
На фиг. 85 изображен насос с подшипниками скольжения
фирмы «Keelavite» (модель GP 2004). В нем сочетаются малые габа-
риты и вес с большим коэффициентом эффективной мощности. Про-
изводительность насоса (при наибольшем давлении) составляет
54 л!мин, рабочее давление 140 кПсм2, скорость вращения вала
3000 об/мин.
Достигается это за счет применения роторов с малым числом
зубьев, использования легкого высокопрочного алюминиевого сплава
для изготовления корпуса и крышек и за счет высокой скорости
вращения приводного вала.
Коэффициент отношения веса насоса к его эффективной мощности
составляет для этого насоса 0,5 кГ/квт
В конструкции этого насоса применены прямозубые шестерни
1 и 2, имеющие по 10 зубьев. Изготовлены шестерни (роторы) за одно
целое с валами из легированной стали, твердость которой на поверх-
ности зубьев, на торцах роторов и на опорных шейках составляет
64 /?с. Точность изготовления роторов по всем параметрам зацепле-
ния — в пределах первого класса.
Корпус 3 насоса — полуоткрытого типа с глухими расточками
под роторы. Радиальный зазор (на одну сторону) между роторами
и корпусом находится в пределах 0,04—0,05 мм. Односторонний
торцовый зазор составляет 0,025 мм. Корпус и крышка изготовлены
из алюминиевого сплава, твердость которого (на рабочих поверх-
ностях) составляет 130—140 Яв- Состояние наружных поверх-
ностей корпуса и крышки и их твердость являются основанием для
предположения, что отливка этих деталей производится в кокиль.
Опорные шейки ведущего и ведомого валов (роторов) распола-
гаются непосредственно в расточках корпуса и крышки. Смазка
опор скольжения производится рабочей жидкостью, которая под-
водится из камеры нагнетания через соответствующие сверления.
Жидкость, скапливающаяся перед уплотнением приводного вала
166
и в полостях перед торцами ведущего и ведомого валов, отводится
в камеру всасывания через сверления, выполненные в валах и в кор-
пусе. Для уплотнения приводного вала используется манжета 4
из маслостойкой резины. Просачивания жидкости через такое уплот-
нение (при работе насоса на давлении J40 кПсм2) не наблюдается.
Рабочие участки шеек валов полируются. Радиальное биение шеек
не превышает 0,005 мм Зубья и торцы шестерен шлифуются до высо-
кой степени чистоты. Зазор между шейкой вала и отверстием под-
шипника составляет
0,025 мм на одну сто-
рону.
По данным фирмы,
этот насос может быть
использован при пря-
мом и обратном вра-
щении. Приводной вал
выводится при изгото-
влении насоса либо
в одну, либо в другую
сторону, или (если это
необходимо) в обе сто-
роны.
В корпусе насоса
предусмотрены техно-
логические отверстия,
закрываемые пробка-
ми 5 и 6. Это позволяет
производить расточку
отверстий в корпусе
под валы за один установ вместе с крышкой. Объемный к. п. д.
насоса (по данным фирмы) при давлении 140 кГ/см2 должен
составлять не менее 0,90.
К двухроторным насосам на подшипниках скольжения относятся
насосы, выпускаемые фирмой Bosch (фиг. 86). Особенностью этих
насосов является применение двухрядных шариковых подшипников
на приводном валу, полностью воспринимающих радиальные уси-
лия от шкива. В результате на вал ведущей шестерни радиальные
усилия не передаются. Такая конструктивная особенность имеет
большое значение при применении подшипников скольжения у насо-
сов с большой нагрузкой валов. । “
Вращение ведущему валу передается муфтой 4 с крестообразным
вырезом. Такая конструкция допускает некоторую несоосность
приводного вала 3 и вала ротора 5. Торцовые зазоры роторов 5 и 7
находятся в пределах 0,02—0,025 мм (на одну сторону). Для подшип-
ников скольжения в этой конструкции применен алюминиевый сплав
с хорошими антифрикционными свойствами. Смазка подшипников
осуществляется путем подвода масла из междузубового пространства
в зоне зацепления по радиальным канавкам 6. Утечки масла отво-
дятся во всасывающую камеру через отверстия в валах роторов
167
и специальные канавки 8, которые служат одновременно и для раз-
грузки стяжных винтов.
Рассмотренная конструкция насоса характеризуется малыми габа-
ритами и весом, так как все детали, кроме приводного вала, роторов
и шарикового подшипника, изготовлены из прочного алюминиевого
сплава. Насос рассчитан на давления 100 кГ/см2.
Двухроторные насосы на подшипниках качения
с гидравлической компенсацией зазоров
Такую конструкцию представляет шестеренный насос отечествен-
ного производства, изображенный на фиг. 87 Он состоит из алюми-
ниевого корпуса 1, в котором помещены ведущий 2 и ведомый 3
роторы. Роторы (шестерни), выполненные за одно целое с валами,
вращаются в роликовых подшипниках 4 и 5. Торцовое уплотнение
роторов осуществляется втулками 6 и 7. Для автоматической компен-
сации торцовых зазоров плавающие втулки 7 прижимаются к тор-
цам роторов давлением масла, которое подводится из камеры нагне-
тания в камеры 8. Предварительный поджим втулок осуществляется
пружинами 9 Вращение к ведущей шестерне передается от шли-
цевого торсионного валика 10, разгруженного от действия изгибаю-
щих усилий Приводной вал уплотняется сдвоенными манжетами 11,
размещенными в крышке 12. Насос рассчитан на давление 80 кГ/см2.
К группе насосов на подшипниках качения с компенсацией
торцовых зазоров относятся насосы конструкции Гипроуглемаша —
НШ 75 (фиг. 88). В этих насосах применена следящая система под-
жима плавающих втулок, преимущества которой рассмотрены
168
ранее. Производительность насоса 70 л/мин-, наибольшее рабочее
давление 100 кГ/см2, скорость вращения приводного вала составляет
1450 об/мин.
Насос состоит из стальных шестерен (роторов) 1 и 2, выполнен-
ных за одно целое с валами, которые помещены в корпусе 3. Торцы
роторов уплотняются бронзовыми втулками 4 и 5. Опорами валов
служат игольчатые подшипники 6, расположенные во втулках.
Подвижные втулки 5 поджимаются к торцам роторов поршнями 7,
на которые давит жидкость, поступающая в камеры 9 из междузубо-
вого пространства по каналам 8. Приводной вал уплотнен манже-
тами 10.
В результате испытаний этого насоса (нового экземпляра) уста-
новлено, что при давлении 100 кПсм2, объемный к. п. д. составляет
0,89, а эффективный 0,73.
Двухроторные насосы на подшипниках скольжения
с гидравлической компенсацией торцовых зазоров
В насосах с гидравлической компенсацией торцовых зазоров
наиболее часто в качестве опор валов используются подшипники
скольжения. Это позволяет в некоторой мере упростить конструк-
цию.
На фиг 89 изображен шестеренный насос фирмы «Dowty»
(Англия) с системой прямого периферийного поджима уплотняю-
169
щих втулок. Насосы этой конструкции изготавливаются произво-
дительностью 45—228 л/мин при рабочем давлении до 175 кГ/см2.
В алюминиевом корпусе 1 расположены бронзовые втулки 2
и 3, являющиеся подшипниками скольжения. Смазка подшипников
производится под давлением 1—1,5 кПсм\ которое поддерживает
шариковый клапан, расположенный между камерой а, выполненной
в крышке 4 для собирания утечек и всасывающей камерой. Длина
втулок приближенно определяется соотношением: произведение
диаметра головок на ширину шестерни равно удвоенному произведе-
нию диаметра внутреннего отверстия втулки на ее рабочую
длину. Роторы 5 и 6 — прямозубые, имеющие по восемь корригиро-
ванных зубьев. Боковой зазор в зацеплении составляет примерно
0,08 мм. Для предотвращения защемления жидкости в междузубо-
вых впадинах имеется разгрузочная канавка, соединенная с камерой
нагнетания.
Роторы от радиальных усилий не разгружены, в связи с чем
опоры испытывают большие нагрузки, являющиеся причиной преж-
девременного износа опорных втулок.
Гидравлическая компенсация торцовых зазоров осуществляется
путем поджима уплотняющих втулок 2 давлением жидкости, пода-
ваемой из камеры нагнетания в камеру б. Утечки по втулкам предот-
вращаются уплотнением 8.
Камера нагнетания выполнена в виде узкой щели, а камера
всасывания в виде широкого отверстия. Это улучшает условия
всасывания и уменьшает нагрузку на роторы и опоры.
В насосах, выпускаемых фирмой «Plessey» (Англия), конструкция
которых изображена на фиг. 90, применена дифференциальная
система поджима уплотняющих втулок.
170 .. .ч
Корпус 1, отлитый из алюминиевого сплава, имеет ступенчатые
расточки для втулок 6 и роторов 5 и 11. Уплотнение передних
втулок осуществляется кольцами 9. Две задние втулки своими тор-
цами опираются на соответствующую поверхность колодцев, а две
передние втулки меньшими наружными диаметрами входят в рас-
точки алюминиевой крышки 8, в которой рядом с привалочным тор-
цом имеется выточка для резиновых уплотнительных колец 9. Эти:
кольца одновременно охватывают меньший наружный диаметр
втулок. Стык между корпусом и крышкой уплотняется кольцом 7.
Втулки поджимаются к торцам роторов рабочим давлением жидкости».
Вид по стаем? В 1а снятий ктяипаиЛ
Фиг. 90.
подводимой из камеры нагнетания по каналу 10 в корпусе. Чтобы
недопустить перекоса уплотняющих втулок из-за неравенства уси-
лий поджима, со сторон, примыкающих к зонам всасывания и нагне-
тания, введена фигурная пластина 12, по периметру которой уста-
новлено уплотнительное кольцо 13, зажатое между частью двух
торцов передних втулок и торцом крышки 8.
Уплотнение задних втулок достигается за счет того, что их зад-
ние торцы упираются в дно колодцев и этим препятствуют перетека-
нию жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания.
Между плоскостями среза уплотняющих [втулок предусмотрен
небольшой зазор, за счет которого втулки в процессе монтажа
можно немного развертывать. В результате этого в плоскости стыка
образуется небольшая клиновидная щель.
Для создания предварительного силового контакта в плоскости
стыка имеются пружины 2, которые одновременно ориентируют
втулки в случае перемены направления вращения роторов.
Для разгрузки втулок от действия усилий, вызываемых защемле-
нием жидкости на торцах имеются канавки. Смазка подшипников
осуществляется посредством небольших радиальных канавок,
171
имеющихся на торцах втулок и соединенных с разгрузочными
канавками. Утечки масла со стороны задних втулок по каналам отво-
дятся во всасывающую камеру.
Для упрощения технологии изготовления деталей насоса и соз-
дания возможности вывода приводного вала через заднюю стенку
(в случае необходимости) предусмотрены отверстия, которые закрыты
пробками 3 с уплотнительными кольцами 4.
Фирма «Plessey» изготовляет четыре группы насосов, предста-
вляющих 98 модификаций, в том числе насосы с рабочим давлением
до 105 кПсм2’ и производительностью до 280 л!мин.
Трехроторные насосы
На фиг. 91 изображена конструкция трехроторного шестеренного
насоса фирмы «Pratt» (Франция).
В чугунном корпусе имеется три ротора 2, 3 и 4. Ведущий ротор 2
в этой конструкции практически разгружен от усилий давления
жидкости на шестерню, но приводной вал нагружается удвоенным
крутящим моментом.
Развез по ййБ
Для разгрузки ведомых роторов в междузубовых впадинах шесте-
рен имеются сквозные отверстия. На цилиндрической поверхности
впадин сверления расположены по винтовой линии (фиг. 38).
Шестерни имеют по 18 зубьев с модулем, равным 1,75 мм. Роторы
вращаются в расточках — подшипниках скольжения чугунных
уплотняющих пластин (крышек 5 и 7). В насосе имеются расширенные
камеры всасывания 6 и суженные камеры нагнетания 8. Разгрузка
роторов от действия усилий, вызываемых защемленной жидкостью
в междузубовых впадинах, осуществляется посредством специаль-
ных канавок, имеющихся в торцах пластин. Уплотнение приводного
172
вала отсутствует, так как в процессе Эксплуатации насос находится
в масляном резервуаре.
Трехроторный насос позволяет достигнуть удвоенной (по срав-
нению с двухроторными насосами) производительности при увели-
чении габаритов насоса только в 1,5 раза.
В качестве материала для корпуса и крышек применяется леги-
рованный высокопрочный чугун. Спокойная и бесшумная работа
насоса является следствием высокой точности изготовления его
основных деталей.
Объемный к. п. д. насоса, работающего на масле марки «Инду-
стриальное 20» (при давлениии 35 кГ/см2 и температуре масла
50° С) равен 0,77. Несколько пониженная величина объемного
к. п. д. объясняется наличием сверлений во впадинах зубьев,
создающих условия для дополнительных утечек, а также сокращен-
ной величиной уплотняющей дуги между камерами нагнетания
и всасывания.
Трехроторные насосы на подшипниках качения выпускаются
фирмой «Keelavite» (фиг. 92).
При 1500 об/мин приводного вала производительность насоса
составляет 318 л!мин, а рабочее давление 140 кПсм2.
Конструктивная компоновка насоса аналогична двухроторному
насосу этой же фирмы (модель G105), который рассматривался
ранее.
88 173
Роторы при помощи проставочных колец 8 и гаек 9 и 10 жестко
фиксируются в осевом направлении для сохранения гарантиро-
ванного торцового зазора, составляющего в этом насосе 0,03 мм
на сторону.
Роторы вращаются в роликовых 6 и двухрядных радиально-
упорных 7 подшипниках с высокой нагрузочной способностью.
Подшипники размещены в уплотнительных пластинах 11 и 12,
с которыми стыкуются передняя 13 и задняя 14 крышки.
Для уменьшения протекания масла по радиальным зазорам
между поверхностью головок зубьев ведущего ротора и расточкой
в корпусе на поверхность расточки нанесен слой мягкого металла
(типа баббита). Практически радиальный зазор сводится к минимуму.
Уплотнение приводного вала осуществляется манжетами 15.
Насос этой конструкции является одним из наиболее мощных
(75 кет).
Регулируемые шестеренные насосы
Шестеренные насосы, как правило, имеют постоянную произ-
водительность. В гидрофицированных металлорежущих станках
с насосами постоянной производительности известная часть нагне-
таемой жидкости (масла) сбрасывается обратно в бак (через клапан).
Полная (максимальная) производительность насоса, рассчитанная
исходя из максимального потребного количества жидкости при
работе станка в общем цикле работы используется лишь при уско-
ренном движении агрегатов станка, которое составляет небольшую
часть рабочего цикла.
В этой связи представляет интерес конструкция шестеренного
насоса с регулируемой производительностью в зависимости от усло-
вий работы станка. Принцип работы такого насоса основан на авто-
матическом изменении длины соприкосновения зубьев ведущего
и ведомого роторов, определяющей объем подаваемой жидкости.
На приводном валу 1 (фиг. 93) находится ведущая шестерня 2,
посаженная на шпонку. Ведомая шестерня 3 имеет скользящую
посадку на специальном валике 4, который продольно перемещается
вместе с ней. Изменение производительности насоса осуществляется
путем изменения длины зацепления зубьев шестерен в зависимости
от осевого перемещения ведомой шестерни. В корпусе 5 рабочие
камеры расточены на всю его длину. Кроме роторов, в корпусе
расположены втулки 6 с подшипниками скольжения (для ведущего
ротора) и направляющие 7 (для ведомого ротора). Расположение
втулок непосредственно в расточках корпуса обеспечивает соосное
расположение подшипников и роторов.
Вал 4 ведомой шестерни имеет осевое сверление, в котором поме-
щена пружина 8, предназначенная для облегчения перемещения
шестерни вдоль вала при необходимости увеличения производитель-
ности. Шестерни имеют спиральные зубья, поэтому, перемещаясь,
ведомая шестерня как бы ввинчивается в ведущую, в результате
чего облегчается и ускоряется ее перемещение и обеспечивается
бйстрый переход с малой производительности на большую.
174
176
В корпусе имеется отверстие для предохранительного клапана 9
и отверстие 10, посредством которого соединяются левая и правая
цилиндрические камеры поршней, перемещающих ведомую шестерню.
Регулирование скорости перетекания жидкости из одной камеры
в другую производится специальным дросселем 11. Направляющие 7
и втулки 6 по диаметру одинаковы с ведомой шестерней, поэтому
они одновременно являются поршнями, воспринимающими давле-
ние масла для перемещения ведомой шестерни в осевом напра-
влении.
Левая камера соединена каналом с линией нагнетания. По
каналу 10 через дроссель 11 жидкость поступает в правую камеру
с одинаковым давлением на оба поршня, перемещающих ведомую
шестерню. Площадь поршней рассчитана так, что усилие, создавае-
мое давлением масла на левый поршень превышает усилие пружины
и усилие, создаваемое давлением масла на правый поршень. В резуль-
тате шестерня перемещается вправо до упора. Начальное зацепление
по длине зуба равно 5 мм.
С увеличением расхода масла давление в системе снижается
и усилием пружины шестерня перемещается влево, увеличивая
длину зацепления и, следовательно, производительность насоса.
Дроссель 11 служит, в основном, для демпфирования осевых переме-
щений шестерни.
Насос приводится в движение электромотором через муфту 12.
Наибольшая производительность насоса составляет 50, а наи-
меньшая 5,4 л!мин.
Рабочее давление при 950 об/мин составляет 10 кГ/см2.
Сравнение работы шестеренных насосов с постоянной и регу-
лируемой производительностью на кругло- и внутришлифоваль-
ных станках показано, что в первом случае потребляемая насосом
мощность полезно используется только на 13% потому, что в течение
большей части рабочего цикла характеристика насоса не соответ-
ствует режиму работы станка и излишек масла под рабочим давле-
нием сбрасывается через клапаны на слив.
При применении насоса с регулируемой производительностью
потребляемая насосом мощность является не постоянной и, как
свидетельствует опыт эксплуатации, соответствует режиму работы
станка по времени около 76% рабочего цикла.
На фиг. 94 изображен график переменной производительности
и к. п. д. насоса в зависимости от длины зацепления шестерен.
На фиг. 95 показан график производительности и объемного
к. п. д. насоса при давлении 10 кГ/см2 и различной длине
зацепления.
Для оценки преимуществ применения регулируемого насоса
по сравнению с шестеренным насосом постоянной производитель-
ности на фиг. 96 изображен график зависимости температуры масла
от времени работы насосов в часах.
Применение автоматически регулируемых насосов в металлоре-
жущих станках позволяет снизить рабочую температуру жидкости
на 5—10% и расход электроэнергии на 30—40%.
12 Рыбкин и Усов 8§ . s / , 177
При этом срок службы масла увеличивается на 300%, а потреб
ное количество масла для заполнения гидросистемы уменьшается
на 30—40 %.
3. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА СБОРКУ НАСОСОВ
1. После сборки насоса, установки уплотнения и затяжки
болтов приводной вал насоса должен свободно проворачиваться
от руки без признаков заклинивания. Крутящий момент, требуемый
для проворота приводного вала не должен превышать 10—15 кГсм —
у насосов с наружным диаметром роторов 50 мм и 20—25 кГсм
у насосов с наружным диаметром роторов свыше 50 мм.
2. Биение наружного конца приводного вала насоса в собранном
виде не должно превышать 0,05 мм.
3. Насос должен засасывать жидкость без предварительной
заливки (эмульсирование масла воздухом не допускается).
4. Работа насоса должна быть спокойной без резкого шума.
Уровень шума при работе насоса под нагрузкой не должен превы-
шать 82—85 дб.
5. При монтаже насоса (на плиту или кронштейн) необходимо
выдерживать соосность валов привода и насоса (радиальное смеще-
ние не должно превышать 0,2—0,3 мм) и не допускать их перекос
(величина перекоса не должна быть более одного градуса). Наруше-
ние соосности может быстро вывести насос из строя. Детали соеди-
нительной муфты должны быть сбалансированы.
4. ИСПЫТАТЕЛЬНЫЙ СТЕНД И ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ НАСОСОВ
Для определения технических характеристик, а также для
проверки отдельных показателей работы произйъддт соответствующие
испытания насосов на универсальных испытательных стендах.
Схема одного из таких стендов показана на фиг. 97. Испытуемый
насос 1 засасывает жидкость из масляного резервуара 2. Масляный
резервуар выполняется в виде литой коробки, верхняя обработанная
часть которой является основанием для установки и крепления при-
боров испытательного стенда. Реже применяются сварные конструк-
ции баков, так как они не обладают достаточной жесткостью и в боль-
шинстве случаев работа насоса, установленного на таком баке,
сопровождается вибрацией стенок бака, увеличивающей шум уста-
новки. Емкость масляных резервуаров выбирается обычно из усло-
вий обеспечения двух-трехминутной работы насоса с наибольшей
производительностью (подвергающихся испытаниям насосов).
Для охлаждения или подогрева рабочей жидкости испытатель-
ный стенд оснащается соответствующими установками. Для охлажде-
ния жидкости применяются трубчатые змеевики 3, размещаемые
внутри резервуара, по которым пропускается вода от водопровода.
Часто испытательные стенды, предназначенные для исследования
насосов больших мощностей, снабжаются радиаторами охлаждения
с вентиляционной установкой автомобильного типа. Применение
J7S
радиаторов значительно улучшает условия теплообмена и позволяет
достигать эффективного охлаждения рабочей жидкости.
В последнее время для охлаждения жидкости используют фрео-
новые холодильные установки, позволяющие регулировать интен-
сивность охлаждения и поддерживать стабильный температурный
режим. На схеме испытательного стенда такой холодильный агрегат
условно изображен в виде радиатора 21.
Фиг. 97.
Нагрев жидкости производится элементами электросопротивле-
ния 5. Температурный режим контролируется самозаписывающим
термометром 6 с термопарой 7.
Для контролирования уровня масла в резервуаре устанавли-
вают маслоуказатель 8. Сливается масло из бака (для очистки)
через сливной кран 9 пробкового типа. Чистота масла является
необходимым условием надежной работы насоса, поэтому масляный
резервуар делают закрытым. Заливают масло в резервуар через
фильтрующее устройство. Для осмотра и очистки резервуара в кон-
струкции предусматривают специальные люки, закрываемые крыш-
ками.
Питается насос по трубопроводу 10 через всасывающий сетчатый
фильтр 11. Разрежение в зоне всасывания определяется по показа-
ниям ртутного вакуумметра 12. Иногда применяется стрелочный
вакуумметр, но показания его менее точны.
12* 179
Для определения всасывающей характеристики насоса пред-
назначен кран 13, посредством которого создается дополнительное
сопротивление во всасывающем трубопроводе, а по вакууметру 12
определяется соответствующая нормальному режиму работы насоса
высота всасывания. От насоса масло поступает в трубопровод 11,
откуда может проходить по трем направлениям.
При перегрузке насоса масло по трубопроводу 12 через предо-
хранительный клапан 13, настроенный на давление, превышающее
максимальное рабочее давление насоса на 10—15 кГ/см2 поступает
боратно в резервуар. Нагружение насоса производится и регули-
руется дросселем 14, а контролируется манометром 15 с демпфе-
ром 16. Для измерения пульсации давления используется безынер-
ционный манометр 17 с угольными или проволочными датчиками.
- Опыт показывает, что применение в безынерционных манометрах
проволочных датчиков требует применения специальных усилителей
сигнала от датчика до осциллографа 18, что вызывает дополнитель-
ные погрешности измерений. При угольных датчиках усилитель
не требуется и показания датчика фиксируются непосредственно
на осциллографе.
Пройдя через дроссель 14, масло поступает в золотник 20 с руч-
ным или электрическим управлением, откуда (в зависимости от поло-
жения золотника) поступает либо в измерительный бак 22, либо
через радиатор 21 в резервуар 2. Измерение производительности
насоса производится либо посредством измерительного бака 22, как
это изображено на схеме (начало и конец поступления жидкости
в бак определяется синхронным переключением золотника с вклю-
чением и выключением секундомера), либо с помощью расходо-
меров различных конструкций. В качестве расходомеров часто
используют предварительно протарированные гидродвигатели. Реги-
стрируя число совершенных гидродвигателем циклов движений,
определяют производительность насоса.
Привод испытуемого насоса осуществляется либо от мотора-
весов 25, как это указано на схеме, либо от обычного электродви-
гателя. Во втором случае измерение момента производится крутиль-
ным динамометром, снабженным емкостным или индуктивным
датчиком или ваттметром с использованием соответствующей нагру-
зочной характеристики электродвигателя. В числе узлов привода
следует рекомендовать применение гидравлического, механического
или электрического вариатора, посредством которого определяют
скоростные характеристики испытуемых насосов. Приводной электро-
двигатель снабжен тахометром 26, а в некоторых случаях тахоме-
тром для регистрации числа оборотов вала насоса.
При испытаниях насосов на пульсирующую нагрузку (от нуля
до максимума) применяется дополнительное устройство, включаю-
щее кулачок 27. Связанный с вращением двигателя через редуктор
кулачок воздействует на конечный переключатель 23, производящий
включение и выключение золотника с электрическим управлением.
Золотник 30 сообщает и разобщает линию нагнетания насоса со сли-
вом.
18Q . ‘ ’
Таким образом, испытуемый шестеренный насос работает с опре-
деленным циклом попеременно, либо под нагрузкой, либо на слив.
Контроль за количеством циклов ведется по показаниям электри-
ческого счетчика 31.
Частота пульсации меняется либо изменением числа оборотов
кулачка, либо применением кулачков с различным числом выступов,
либо посредством реле времени, переключающим реверсивный золот-
ник.
Универсальный стенд рас-
полагает всеми условиями для
получения полной технической
характеристики испытываемого
насоса. Испытания насосов под-
разделяются на типовые и конт-
рольные.
Типовые испытания произ-
водятся при выпуске новых
промышленных образцов, а так-
же при полном или частичном
изменении и конструкции ма-
териалов и технологии произ-
водства, если эти изменения
могут повлиять на техническую
характеристику или эксплуа-
тационные качества насоса.
Контрольным испытаниям
должны подвергаться все выпу-
скаемые заводом насосы. Ре-
зультаты испытаний вносятся
в специальный акт контрольных
испытаний, прилагаемый к тех-
ническим условиям на изготов-
ление насоса данного типа.
Обязательными для технической характеристики насоса являются
данные о его производительности при наибольшем рабочем давлении
и величина объемного и эффективного коэффициентов полезного
действия.
Результаты типовых испытаний насоса могут быть изображены
в виде кривых, как это показано на фиг. 98, либо в форме универсаль-
ных характеристик (фиг. 75), прилагаемых к насосам фирмы
«Keelavite».
Испытания можно подразделить на обязательные для всех насо-
сов любого назначения и частичные с целью проверки только неко-
торых специфических параметров, имеющих особое значение для
конкретных условий эксплуатации. Общими для всех насосов
являются установление при испытаниях объемного и механиче-
ского коэффициентов полезного действия, которые определяют
величину непроизводительных затрат энергии на эксплуатацию насо-
сов. Для шестеренных насосов, применяемых в гидравлических
181
приводах металлорежущих станков, особенно важным параметром
является стабильность величин к. п. д. во времени. Поэтому произ-
водят так называемые долговременные испытания опытных образцов
насосов на износоустойчивость, без чего данная конструкция насоса
не получает права на серийное производство. Долговременные
испытания проводят в течение 3000—5000 час. под полной рабочей
нагрузкой. При этом около 25% времени от общего времени, отведен-
ного на испытания затрачивается на круглосуточные испытания.
В последнее время для сокращения сроков испытаний на износо-
устойчивость стали применять радиоактивные изотопы. Опорные
поверхности валов и подшипников скольжения, торцы уплотняющих
деталей и роторов изготовляют из соответствующих радиоактивных
материалов. Интенсивность износа рабочих поверхностей каждой
детали изучается последовательно при условии, что все остальные
детали сделаны из обычных (не радиоактивных) материалов. Контро-
лируя изменение радиоактивности рабочей жидкости по времени,
устанавливают степень и интенсивность износа испытываемой детали
насоса.
В каждой технической характеристике насоса указывается пре-
дельно возможная высота всасывания (высота, на которой может быть
установлен насос над уровнем масла в резервуаре). Исследование
этого показателя обычно производится дросселированием потока
на входе в насос и измерением при этом производительности насоса.
В связи с тем, что высота всасывания является функцией не только
сопротивления всасывающей магистрали, но и функцией числа обо-
ротов насоса, ее предельно-допустимую величину необходимо опре-
делять с учетом всех возможных в эксплуатации чисел оборотов
приводного вала. Определение объемного и механического коэффи-
циентов полезного действия и всасывающей характеристики насоса
производится на жидкостях различных вязкостей. Обычно испыта-
ния выполняются на «холодном» и «горячем» масле. Для насосов
применяемых в гидросистемах металлорежущих станков, исполь-
зуется масло марок «Индустриальное 20», «Индустриальное 30»
и «Индустриальное 45» при температурах 18—50° С.
Насосы, используемые в качестве гидродвигателей, испытывают
на работоспособность при знакопеременном крутящем моменте
на валу. В этом случае на выходном валу гидродвигателя закреп-
ил яется маховик, а жидкость под давлением попеременно (частота
циклов изменяется в зависимости от предполагаемых условий работы)
подается в рабочие камеры гидродвигателя. Маховик позволяет
достигнуть почти мгновенного нарастания нагрузки в момент ревер-
сирования двигателя.
В последнее время в числе обязательных требований к шестерен-
ным насосам, применяемым в гидроприводах станков, предъявляется
требование бесшумности их работы. Определение уровня шума
насоса в децибеллах производится посредством универсальных
шумомеров различных конструкций.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ачеркан Н. С., Расчет и конструирование металлорежущих станков,
Машгиз, 1955.
2. Б а ш т а Т. М., Гидравлические приводы и агрегаты металлорежущих
станков, Машгиз, 1936.
3. Башта Т. М., Самолетные гидравлические приводы и агрегаты, Оборон-
гиз, 1951.
4. Бензельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Подшипники качения, Маш-
гиз, 1959.
5. Белецкий Д. Г., Технология насосостроения, Машгиз, 1956.
6. В а с и л ь е в А. М., Экспериментальное исследование всасывающих
характеристик винтовых насосов, Диссертация (МВТУ, 1953).
7. Гавриленко В. А., Геометрическая теория эвольвентного зацепле-
ния, Машгиз, 1951.
8. Е р м а к о в В. В., Основы расчета гидропривода, Машгиз, 1951.
9. Зайченко И. 3., Гидравлический привод металлорежущих станков,
Машгиз, 1945.
10. Идельчик И. Е., Гидравлические сопротивления, Энерготехиздат,
1954.
11. Иоффе Н. М., Шестеренные насосы (краткий обзор), ЦБТИ Министерство
сельскохозяйственного машиностроения. 1956.
12. И л л и в и ц к и н М., Отчет об испытаниях насоса ВВ-1 (ВИГМ, 1937).
13. Крассов И. М., Экспериментальное исследование растворимости воздуха
в масле, Диссертация (МАИ, 1950).
14. Минин В. А., К расчету всасывающих качеств шестеренных насосов,
В кн.: Минин В. А., Передачи в машиностроении, Гостехтеоретиздат, 1953.
15. Н и к и т и н В. К., Нагрузка шестерен в шестеренных насосах, «Станки
и инструмент», 1950, № 2.
16. О с и п о в А. Ф., Исследование вопросов обеспечения устойчивой работы
шестеренных насосов и моторов на высоких давлениях, Диссертация (МАИ, 1953).
17. П р о к о ф ь е в В. Н., Истечение несжимаемых жидкостей, «Справочник
машиностроителя», т. I, Машгиз, 1950.
18. Прокофьев В. Н., Роторные насосы, — «Энциклопедический справоч-
ник машиностроителя», т. 12, Машгиз, 1948.
19. Подвидз Л. Г., Теоретическое и экспериментальное исследование работы
поршневых насосов на жидкостях с газовой составляющей, В сб. «Гидромашинострое-
ние» (МВТУ, 1945, № 5).
20. П е т р у с е в и ч А. И. и С а б у р о в М. 3., Обработка зубчатых колес
и редукторов, Машгиз, 1946.
21. Решетникова А. Д., Определение вязкости жидкостей, применяемых
в самолетных гидросистемах в зависимости от растворенного в них воздуха, Диссер-
тация (МАИ, 1954).
22. Рыбкин Е. А., Определение коэффициента полезного действия лопастных
насосов, применяемых в гидроприводах металлорежущих станков, Диссертация
(Стаикин, 1953).
23. Рыбкин Е. А. и Усов А. А., Исследование и разработка конструкций
шестеренных насосов (ЭНИМС, 1956).
24. У с о в А. А , Пространство между зацепляющимися зубьями в шестерен-
ных гидронасосах (Станкин, 1958).
183
25. Усов А. А , Исследование шестеренных насосов с целью улучшения
их эксплуатационных параметров (Станкии, 1953).
26. Усов А. А., Испытания иностранных образцов гидрооборудования
(ЭНИМС, 1958).
27. Ю д и н Е. М , Шестеренные насосы, Оборонгиз, 1957.
28. Ф рен кел ь Н. 3., Гидравлика. Машгиз, 1950
29. X а й м о в и ч Е. М., Гидравлические приводы металлорежущих станков,
Машгиз, 1947.
30. X о р г о ш Д., Исследование дифференциального шестеренного привода.
Диссертация (Станкин, 1952).
31. Я н ь ш и н Б. И., Истечение вязкой жидкости через кольцевые и прямо-
угольные щели, В сб. «Гидромашиностроение», вып. № 5, Машгиз, 1949.
32. Atkinson R., The Gear Pump, «Hydraulic Power Transmission», V. 3,
No. 27, 1957.
33. В i n d e г R. E , Fluid Mechanics, 1950. 1 ’’’ -
34. D ii r r A , Hydrauhsche Antriebe und Druckmittelsteurengen an Wachter O.
O. Werkzeugmaschmen, 1952.
35. E r i c h s о n W. B., Displacement correction factors for rotary gear pumps,
«Product Engineering», V. 17, No. 6, 1946.
36. F a w c e t t J. R., Hydraulic pumps and transmission systems, «Mechani-
cal World», V. 133, No. 3402, 1953.
37. Fitzgibbon T. E., Spur Gear Rotary Pump Design, «Product Enginee-
ring», No 1,3, 1951.
38. Gundelach R., Pumpen ftir hydraulischen gesteurte Werkzeugmaschi-
nen, «Technische Rundschau», Nr. 20, 21, 22, 1950.
39. H e n k e R. W., Internal Leakage in Gear Pumps, «Applied Hydraulics»,
V. 8, No. 12, 1955.
40. Hoffman G., Einfiihrung in die Hydraulic, Berlin, 1953.
41. Jacobson D., Same Fundamentals in the Design and Application of
Displacement Meters, «Oil and Gas Journal», V. 39, June, 1940.
42. M a i n e E. A., Theoretical Capacity of Gear Pumps and Motors, «Product
Engineering», V. XXVIII, No. 11, 1956
43. Pigott R., Oil Aeration, «SAE Journal», March, 1944.
44. Pigott R., Same Caractenstics of Rotory Pumps in Aviation Service.
«Trans. A. S. M. E.», V 66, 1944.
45. Sweitzer W , Effect of Aeration on Gear Pump Delivery and Lubrication
Cealing, «Trans. A. S. M. E.», V. 67, N 2, 1944.
46. S w e e n e у R. S., Rotory Pump, «Journal of American Society of Naval
Engineers», No. 55, 1943.
47. О nna H. L., Innere Verluste in Zahnradpumpen, «Hydraulik und Pneuma-
tik Technik», Nr. 4, 1957.
48. Wilson W. E., Performance Criteria for Positive Displacement Pumps
and Fluid Motors, «Trans. A. S. M. E.», V. 71- Feb., 1949.
49. Wilson W. E., P ositive Displacement Pumps and Fluid Motors, 1951
50. Wilson W. E., Clearance Design, «Machine Design», V. 25, N 2, 1953.
ОГЛАВЛЕНИЕ '
Г Г
,t. V,/ , г
Предисловие ..................................................................... 3
Условные обозначения............................................................. 7
Введение ....................................................................... 11
1. Основы гидравлического действия н эксплуатационные возможности
шестеренных насосов ........ . . ............ . 11
2. Классификация иасосов ч . 12
Глава 7. Теоретические значения производительности, крутящего момента
и мощности иасосов.................................................... 21
1. Геометрическая производительность . ... а ............................. 21
Общие положения......................................................... 21
Определение зависимостей для расчета насосов с боковым зазором
в зацеплении прямозубых роторов......................................... 24
Определение зависимостей для расчета насосов с беззазорным
зацеплением прямозубых роторов.......................................... 34
Геометрическая производительность шестеренных иасосов с косо-
зубыми роторами......................................................... 40
Степень неравномерности подачи жидкости................................. 44
Экспериментальное определение геометрической производи-
тельности .............................................................. 45
2. Теоретические значения крутящего момента и мощности насосов 48
Крутящий момент......................................................... 48
Мощность...........,.............................._..................... 49
Глава II. Теоретические значения внутренних потерь в шестеренных насосах 50
1. Объемные потери (утечки)............................................... 50
У....................................течки через радиальные зазоры................................ 50
У течки через неплотности междузубового контакта. 53
У......................................течки через торцовые зазоры.................................. 54
Экспериментальное изучение утечек....................................... 57
2. Механические и гидравлические потери ...».............................. 58
3 Потери на всасывании................................................... 62
4. Влияние на величину потерь растворенного и увлеченного жид-
костью воздуха................................................... 70
185
1
5. Коэффициенты полезного действий.............................. 72
Объемный коэффициент (т]о).................................... 72
Механический коэффициент (т]Л)................................ 73
Глава III. Конструирование и расчет деталей насоса и их элементов... 77
1. Роторы (шестерни)............................................ 77
Расчет параметров зацепления н выбор числа зубьев ....... 77
Коррекция (исправление) зацепления............................ 79
Модуль зацепления и ширина роторов (шестерен)................. 81
Боковой зазор в зацеплении.................................... 83
Конструктивное оформление и монтаж роторов на валах........... 85
Материал, термическая обработка и технические условия на изго-
товление роторов.............................................. 87
Указания по расчету на прочность.............................. 90
Потери на трение в зацеплении................................. 90
2. Расчет нагрузки на роторы н опоры............................ 91
3. Валы (оси)................................................. 100 |
Конструирование и расчет...................................... 100 |
Материалы и технические условия на изготовление валов .... 101 5
4. Опоры валов (подшипники).................................... 102
Подшипники качения........................................... 103
Подшипники скольжения........................................ 104
Указания по расчету подшипников скольжения................... 106
Материалы, применяемые в подшипниках скольжения.............. 107
Компоновка опор ведущего и ведомого валов.................... 109
Потерн на трение в подшипниках.............................. 114
5. Корпуса насосов............................................. 115
Конфигурация рабочих камер н расчет сечений всасывающего
и нагнетающего отверстий..................................... 115
Указания по расчету на прочность............................. 118
Конструктивное оформление корпусов, материалы и технические
условия ..................................................... 118
6. Выбор величин зазоров между поверхностями роторов и корпуса 124
7. Защемление жидкости в междузубовом пространстве н расчет <
системы канализации........................................... 125 ;
Способы разгрузки защемленного пространства посредством кана-
лизации жидкости............................................. 127
Расчет канализационных сечеиий............................... 130
Расчет элементов зацепления роторов для устранения явления
заклиннваиия жидкости........................................ 134
8. Уплотняющие пластины, крышки и втулки ........ .s . . 137
9. Способы гидравлической компенсации торцовых зазоров......... 139
10. Уплотнения приводного вала и связанные с ними потери....... 148
186 \ ‘
Глава 1V. Конструкции Современных шестеренных насосбв, применяемых
в гидроприводах металлорежущих станков.............................. 153
1. Общая компоновка иасосов................................... 153
2. Конструкции шестеренных насосов среднего и высокого давления 155
Двухроторные насосы на подшипниках качения без гидравличе-
ской компенсации торцовых зазоров........................... 155
Двухроторные насосы на подшипниках скольжения без гидравли-
ческой компенсации торцовых зазоров......................... 164
Двухроторные насосы на подшипниках качения с гидравлической
компенсацией зазоров........................................ 168
Двухроторные насосы на подшипниках скольжения с гидравли-
ческой компенсацией торцовых зазоров........................ 169
Трехроториые насосы......................................... 172
Регулируемые шестеренные насосы........ 174
3. Общие технические условия на сборку насосов................ 178
4. Испытательный стенд и виды испытаний иасосов............... 178
Литература.......................................................... 183
Глав
Евгений Александрович Рыбкин
Анатолий Антонович Усов
% ШЕСТЕРЕННЫЕ НАСОСЫ
ДЛЯ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ
Технический редактор Л П Гордеева
Корректоры В Хлопотина и В Полонский
Сдано в производство 16/Х1 1959 г
Подписано к печати 12/IV i960 г Т 03267
Тираж 7500 экз Печ л 11 75 Бум л 5,88
Уч изд л 11 75 Формат 60x92/1 в Зак 88
Типография № 6 УПП Ленсовнархоза
Ленинград ул Моисеенко 10
186
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр а ница Строка Напечатано Должно быть i
W- 7 К 22 24 27 57 59 62 64 64 65 66 67 68 84 96 99 99 101 106 134 143 147 153 157 166 Ры 12 я сверху 8—7 я снизу 17 я сверху Зя » 2 я » 10 я снизу 18—17 я снизу 14 я сверху 22 я » 9-я снизу 15 я сверху 12-я » 24 я » 22 я снизу 7-я » 13 я » 18—17 я снизу 24—23 я снизу 25 я сверху 19 я » 17 я » 1 я снизу 9 я » 13 я » 3 я сверху б к и н н У со «ТО’з дв 2 на кавитг в вышед простран _ Y 2g Т<2гП 2g602a (0,8 0,( Следова КО; в зак 88 (^н) ной формулы» ух зубьев >Se + inv de зазора v его величину щионные пузыри ших из зацепления ствах не успевают со 2g (?г»4\ у nd^c ) ’ точного значения произво дительности двух пар зубьев 2^- + inv ае зазора V на величину момента на величину момента кавитационные пузыри не успевают ©2 2g ’ _ Y Г/ <?2 \%2 ,
\ 6 [€ xb УП] гре 5- )00 тел Пр ( А шее >фф ОгС^Ь/- ' О2^ 0,8d^ тугость, бование А _ 2 ~ -0,9)pW?e Ррез 5—0,001° ьно, величина и этом для 0,65 .тернн 35 ициентом 2е|Дб0гС,^У 1 [ k nd2 60 ) 2g602b (0,8d*J2 + упругостная характеристика, величину зазора 2 0,85 — 0,9 Ррез 0,0005—0,001 радиан Величина В дальнейшем (без £>0,65 (шестерни) 25 значением