Шестеренные гидромашины

(коловратные) Выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления. Наиболее распространены с внешним зацеплением: пара сцепляющихся между собой цилиндрических шестерен, помещенные в плотно охватывающий их корпус, имеющий каналы в местах входа в сцепление и выхода из него. Надежны в эксплуатации, имеют малый габарит и вес, компактны. Давление – 100 атм., реже 150-200 атм. (хотя есть и до 300 атм.). Производительность (низкое давление) до 1000 л/мин (срок службы до 5 тыс. часов) число оборотов максимум 2500 и 4000 об/мин (при небольшой подаче  12000 и 18000 об/мин) самовсасывающие. При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев, переносится из камеры всасывания в камеру нагнетания, которая образована корпусом насоса и зубьями. Поверхность зубьев, омываемые жидкостью под давлением, вытесняют при вращении шестерен больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, освобождаемом зацепляющимися зубьями. В результате жидкость в количестве, равном разности объемов, описываемых этими двумя парами зубьев, вытесняется в нагнетательную камеру. Производительность: коэффициент перекрытия Е=1, у шестерен одинаковое число зубьев, зацепление эвольвентное нормальное. Мгновенная подача насоса будет зависеть от текущего положения точки зацепления, которая при повороте шестерен на угол (Z – число зубьев) переместится из положения, соответствующего началу вступления очередной пары зубьев в зацепление, по профилю одного зуба от его основания до вершины, а второго - от вершины до основания, пройдя этот путь по высоте каждого зуба, равна 2m, где m – модуль зубосцепления. точность (2-3%) при Z=8/15 угол зацепления 200 Если число зубьев ведомой шестерни не равно числу зубьев ведущей, то при расчетах следует исходить из данных ведущей шестерни. Производительность определяется лишь параметрами зацепления (коэффициент перекрытия профиля) и не зависит от объемов впадины и зуба. При сохранении условий зацепления любое уменьшение толщины последнего будет сопровождаться лишь увеличением вредного пространства без изменения расчетной производительности насоса. Еще одна формула для насосов с числом зубьев Z=8/16 В случае необходимости точного определения QT пользуется измерением (прокачанной) при нулевом перепаде и малой скорости Для устранения утечек жидкости из одной камеры насоса в другую обеспечено равенство статических напоров на сторонах всасывания и нагнетания. Для обеспечения примерного равенства статических напоров всасывания и подачи применяется расходный бачек с большой свободной поверхностью жидкости. Пульсация Неравномерность подачи шестерных значительно превышает неравномерность подачи насосов прочих типов. Мгновенная подача жидкости шестеренным насосом является периодической функцией с периодом, равным Форма периодической кривой зависит от ряда факторов и в первую очередь от коэффициента перекрытия Е. При нулевом давлении и отсутствии компрессии жидкости во впадинах: частота пульсации потока жидкости равна числу зубьев ведущей шестерни. Амплитуда, (разница между наибольшим и наименьшим мгновенным колебаниями и подачами) определяется как: - ширина шестерни; - радиус основной окружности шестерни; - коэффициент перекрытия; и - число зубьев и угловая скорость ведущей шестерни. Коэффициент неравномерности , - угол зацепления В случае, если E>1 неравномерность подачи на эллперическому Фактическая неравномерность подачи значительно превышает расчетную вследствие обратного потока рабочей жидкости в камере насоса при переходе их из полости всасывания в полость нагнетания. Причем эта дополнительная пульсация при определенных условиях может значительно превышать расчетную степень, неравномерности подачи жидкости увеличивается увеличением коэффициента перекрытия и уменьшается с увеличением числа зубьев. Однако при большом числе зубьев затрудняется отвод жидкости, запертой во впадинах. С увеличением угла зацепления степень неравномерности уменьшается. В момент вступления в зацепление очередной пары зубьев подачи обрываются запертая жидкость. В том случае, если запертая жидкость используется (отводится в камеру нагнетания) неравномерность подачи уменьшается. Запертый объем обычно разгружается с помощью глухих канализационных канавок небольшой глубины, выполнены на боковых крышках насоса. Запертый объем, уменьшающийся при вращении шестерен, соединяется канавкой с полостью нагнетания, а увеличивающийся с плоскостью всасывания (необходимо обеспечить положительное перекрытия в любое момент – расстоянии между разгружающими канавками выбирается наименьшим из возможных, при которых обеспечивается надежное разделение канавок текущим зубом). l – шаговая длина линии зацепления - угол зацепления Длина канавки (практически h=1,2 м) Ширина при числе зубцов от 10 до 17 а=(1,2/1,5)м Глубина при и мм C=0,05м, при м=4,5. Нагрузка подшипника Наиболее нагруженный узел на него действуют радиальные силы от давления жидкости на шестерни и механические силы, обусловленные реакцией от вращающего момента. При приближенных расчетах: f – проекция боковой площади шестерни - перепад давлений f=Bd Дает некоторое завышение (15-20%), поскольку действую на полное рабочее давление, а некоторое среднее значение, и действует оно по дуге 2700, т.е. нагрузка частично уравновешена. Применяют на практике эллперическое выражение: О механических силах: Сила реакции от вращающего момента увеличивает радиальную нагрузку на подшипнике ведомой шестерни и уменьшает ее на подшипнике ведущей. Тогда величина равнодействующей радиальных сил, действующих на ведомую шестерню: Жесткость валов должна быть одинаковой, что бы деформация их (с учетом деформации подшипника) была меньше соответствующих радиальных зазоров между шестернями и корпусом (величина прогиба). При расчетах валиков на скручивание учитывается, что мгновенная действительная нагрузка (из-за пульсации давления и от ударов) может значительно превышать нагрузку от среднего крутящего момента. Поэтому предусматривается запас (20-25%) прочности. Разгрузку вала от действия одностороннего радиального давления жидкости, возникающего в следствии запирания жидкости, часто выполняют путем применения непересекающихся (перекрещивающихся) между собой радиальных сверлений в шестернях, которые обеспечивают равенство давлений в диаметрамно противоположных межзубовых впадинах шестерен. Выбор параметров насоса. При окружной скорости шестерни м/с и отношении в пределах 6 – 10 используют эллперическое выражение: (мм) Q – расчетная подача насоса в л/мин Для уменьшения габаритов число зубьев выбирается, возможно, меньшим (при всех прочих равных условиях). При этом снижается так же возможность запирания жидкости во впадинах, но понижается прочность зубьев из-за подрезания ножек и увеличивается амплитуда пульсации расхода. Ширина шестерни (длина зуба) обычно не превышает 10 модулей. На практике в насосах высокого давления соотношения длины зуба к диаметру шестерни (начальной окружности). С подшипниками качения: . С подшипниками скольжения: Большая ширина шестерни – трудности точного изготовления – снижение объемного КПД. Заполнению впадин шестеренного насоса будут препятствовать центробежные силы, под действием которых давление жидкости во впадинах может значительно понизится, что приведет к выделению из жидкости воздуха и к нарушению полноты заполнения впадин жидкостью. Исходя из этого окружную скорость ограничивают м/с (для жидкости вязкостью гсм) Заполнение можно улучшить, выполнив входной канал в виде диффузора. Для нереверсивных машин камеру всасывания выполняют с большим углом охвата, чем камера нагнетания. Крутящий момент на валу шестерной ГМ. Теоретический момент на валу ведущей шестерни слагается из суммы собственного момента, этой шестерни и момента ведомой шестерни, который передается на ведущую шестерню с помощью зацепляющихся зубьев. Мгновенное значение момента определяется произведением равнодействующей сил перепада давления на проекции. Расчетное значение среднего крутящего момента: - диаметр начальной окружности Через удельный объект Средняя расчетная мощность: В шестеренной машине фактический момент с учетом механических потерь на валу: Для насоса: Для гидромотора Потери трения имеют место в подшипниках, уплотнениях вала, вращающихся шестернях (вязкостное и механическое трение) и в основном, в узле, предназначенном для компенсации и торцевых зазоров. Мех. потери – до 90% теряемой мощности. Торцевые зазоры. Перетечки пропорциональны перепаду давления между полостями, т.е. с увеличением давления необходимо уменьшать зазоры, что требует повышения точности изготовления. Иначе может произойти заклинивание. Основные утечки – через торцевые зазоры, т.к. необходимо обеспечить возможность легкого вращения. К тому же, шестерня может сместится, уменьшив зазорс одной стороны и увеличив с другой. Исходя из этого, применяют устройство для совместного уплотнения шестерен по их торцам – система компенсации. Две подвижные плавающие втулки из антидеформационного материала давлением, прижимаются к торцевым поверхностям шестерен, поджимая их к подобным же неподвижным втулкам. При нулевом давлении поджатие втулок осуществляется пружинами и втулки посажены в колодцы корпуса с минимальным радиальным зазором. Плавающие втулки одновременно служат подшипниками скольжения для шестерен. (однако при высоких давлениях применяют игольчатные подшипники). Из-за неравномерного распределения давления в зазоре между дисками и шестернями возможен перекос дисков. Что бы избежать этого можно осуществлять дифференциальным поджимом – выбор диаметра поджимающих поршней или раздельным питанием каждого поджимающего поршня. (подвод из соответствующей зоны окружности шестерни). Для повышения давления или подачи жидкости применяют многошестерные (до шести) насосы. Последовательное или параллельное соединение в одном корпусе позволяет повысить давление или увеличить подачу, а так же получить несколько автономных ступеней (потоков). Для уменьшения шума и более плавного вращения применяют косозубые (спиральные) шестерни. Уменьшается влияние погрешностей в профиле зуба. Для снижения пульсации необходимо обеспечить условие, что бы произведения. и т.д., где  - угол наклона зубьев. ( выбирают таким, что бы сдвиг зубьев по окружности на торцах шестерен составлял половину шага – обычно 7100) Косозубые – прилагают осевое усилие к торцу – требует упорных подшипников. При небольших давлениях (7МПа) применяют насосы с шестернями внутреннего зацепления – более компактны и имеют меньшие габариты. Принцип действия тот же. Ведущая шестерня – с внутренними зубьями, для определения полостей всасывания применяется серпообразный разделительный элемент. Применяют так же специальный профиль, тогда не требуется разделительный элемент – героторные насосы. Пригодны для работы p до 14 МПа Для малых подач n – 1800 об/мин Q=100 л/мин Для больших n – 1200 об/мин Q=150 л/мин