Техноэнерг
Пятница, 24.11.2017, 15:56
Меню сайта

Форма входа

Категории раздела
Топливо - Теория горения. [224]
Высокотемпературные установки и процессы. [25]
Теплообменные установки и процессы. [56]
Котельные установки - конструкция и принцип работы. [47]
Устройство и эксплуатация оборудования газомазутных котельных. [64]
Металлургическое оборудование. [75]
Конструкции трубопроводной запорной арматуры. [59]
Объемные гидромашины и гидроприводы. [40]
Гидравлика. Гидравлические расчеты. [45]
Смазка оборудования. [49]
Оборудование пароконденсатных систем [20]
Справочник по сборке узлов и механизмов машин. [23]
Универсальные зажимные устройства токарных станков. [45]
Справочник металлиста [46]
Экономика. [21]

Поиск

Календарь
«  Май 2015  »
ПнВтСрЧтПтСбВс
    123
45678910
11121314151617
18192021222324
25262728293031

Наш опрос
Чем для Вас является теплоэнергетика
Всего ответов: 778

Статистика

Онлайн всего: 2
Гостей: 1
Пользователей: 1
stoyk

Главная » 2015 » Май » 6 » Шестеренные гидромашины - конструкция и принцип работы.
18:06
Шестеренные гидромашины - конструкция и принцип работы.


служба сэс



Шестеренные гидромашины

Благодаря простоте конструкции шестеренные гидромашины получили очень широкое распространение в качестве нерегулируемых насосов, применяемых для питания гидропередач небольшой мощности с дроссельным управлением, для подачи смазки, для питания систем управления.

Рис. 3.47. Шестеренный насос

Шестеренная гидромашина распространенного типа с наружным зацеплением (рис. 3.47) представляет собой пару чаще всего одинаковых шестерен 1 и 9, находящихся в зацеплении и помещенных п камеру, стенки которой охватывают их со всех сторон с малыми зазорами. Камеру образуют корпус 15 и боковые диски 2 и 14. По обе стороны области зацепления 6 в корпусе имеются полости А и Ei соединенные с линиями высокого р2 и низкого рг давления. Перекачиваемая из полости А жидкость заполняет впадины между зубьями и перемещается в полость Б, где вытесняется в линию с давлением р2.
Процесс подачи шестеренной машины рассмотрен на рис. 3.48, а. Текущее значение Q„_T количества жидкости, вытесняемой из полости с давлением р.2, представляет собой алгебраическую сумму объемов, вытесняемых и поглощаемых в результате перемещения ее условных подвижных стенок 1-2, 3-4 и 7-8-9.
Соответственно расход, поступающий в полость А, определяется перемещением стенок 5-6, 10-11, 7-8-9.
Одному рабочему циклу машины соответствует поворот шестерен на угловой шаг 2яИ (г — число зубьев). При этом сечения 1-2 и 3-4 переходят в положение 1'-2' и 3'-4', а точка 8 контакта зубьев перемещается по линии зацепления (рис. 3.48, б), благодаря чему длина отрезков 7-8 и 8-9 изменяется. Это вызывает переменность подачи QHT на протяжении рабочего цикла.
Из теории зубчатых зацеплений известно, что при повороте в пределах углового шага длина отрезков 7-8 и 8-9 изменяется по параболическому закону. Соответственно изменяется и переменная часть QU T (рис. 3.48, в). Геометрические величины, характеризующие

Величина Qlimin зависит от конструктивных особенностей машины. Обычно для улучшения герметичности и плавности хода шестерни выполняют с перекрытием зацепления, т. е. так, что угол поворота, соответствующий контакту двух зубьев (1-2' на рис. 3.48, в) превышает угловой шаг 2n/i. Тогда на протяжении части цикла зацепления (1-2 и 1'-2') в контакте находятся одновременно две пары зубьев. Объем жидкости М (рис. 3.48, а) между ними оказывается аапертым. Вступление в контакт каждой последующей пары зубьев вызывает скачкообразное изменение т (4-1 на рис. 3.48, в) из-за внезапного изменения длины замыкающих отрезков от 7-8-9 до 7'-8'-9' (рис. 3.48, а). При этом пульсация подачи AQ' будет максимальной. Велики п пульсации давления в запертом объеме М, который при вращении сначала уменьшается, а затем увеличивается.
На рис. 3.48, в процессу уменьшения запертого объема соответствует площадь 4-1-5, а процессу увеличения — площадь 2-3-5. Запирание жидкости вызывает шум в машине, кавитационную эрозию зубьев и ударную нагрузку подшипников. В насосе это ведет к усилению пульсации момента на приводном валу, а в гидромоторе, нагруженном постоянным моментом сопротивления, — к усилению пульсаций давления в подводящей линии. При этом в любом случае сокращается долговечность подшипников.
Для ослабления этих явлений в зоне зацепления, на одном из торцов боковых дисков выполняют разгрузочные канавки S и Т (см. рис. 3.48, б). Канавка S соединяет запертый объем М во время его уменьшения с областью р2, благодаря чему объем жидкости
4- 1-5 (рис. 3.48, в) вытесняется в полость с давлением р2 и пульсация подачи снижается до AQ. При этом график Q„ т следует по линии
5- 7-5' вместо линии 4-1-5-7-4' при запирании.
Во время возрастания запертого объема канавка Т соединяет его с полостью, находящейся под давлением pv из которой в него поступает объем жидкости 2-3-5. Для этого расстояние между канавками, равное iСosa, определяется основным шагом зацепления t = 2n/-cosa/t и углом зацепления а (см. рис. 3.48, б). Переключение соединения запертого объема с канавками будет происходить при его наименьшей величине, когда точки контакта 8 и 8' равноудалены от полюса зацепления С. На графике подачи (см. рис. 3.48, в) этому моменту соответствует точка 5.
В описанном случае использования запертого объема минимальная подача при контакте в точках 8 и 8' (см. рис. 3.48, б), т. е. при максимальной длине отрезков 7-8-9,


Даже при условии использования запертого объема неравномерность подачи шестеренных машин велика. Она значительно превышает неравномерность подачи других объемных машин. Это видно из рис. 3.48, г, где показана зависимость о = / (г) для стандартного угла зацепления а = 20°, подсчитанная по зависимости (3.66). Снижение неравномерности требует увеличения i. Однако это приводит при заданном объеме V„ к необходимости увеличения г или Ъ, т. е. к увеличению габаритных размеров и массы машины.
Момент, приложенный к шестерням шестеренной гидромашины, определен действием сил давления жидкости на те же площадки, которые определяют процесс образования подачи, рассмотренный выше. Поэтому все сказанное о неравномерности подачи, как и зависимость, изображенную на рис. 3.48, г, можно отнести и к неравномерности момента шестеренных гидромашин.
Среднее значение момента на ведущей шестерне вычисляют для них, как и для прочих объемных гидромашин по формуле (3.41).
Па рис. 3.49 показана схема распределения давления жидкости по периметру шестерен. Благодаря утечкам между корпусом и головками зубьев давление постепенно снижается от р2 до рх. Действие давления сводится к равнодействующим F, которые порождают значительные нагрузки на подшипники 8 и 13 (см. рис. 3.47). Неравномерность подачи вызывает пульсацию этих нагрузок. Увеличение числа зубьев i, вызывая увеличение размеров шестерен, приводит к возрастанию нагрузок на подшипник. В любом случае из-за неблагоприятных условий работы подшипников необходимо увеличивать их размеры, а следовательно, и размеры машины.
В шестеренных гидромоторах большие значения о вызывают неравномерность вращения и пульсации давления в гидропередаче, поэтому шестеренные гидромоторы применяют сравнительно мало.
Потери энергии на трение в шестеренных машинах велики. Они обусловлены трением торцов шестерен о боковые диски 2 и 14, торцов
11 зубьев о корпус 75 и трением в подшипниках 8 и 13 и уплотнении 5 (см. рис. 3.47).
Утечки из области, находящейся под давлением р2, в область с давлением р1 происходят через торцовые зазоры I, радиальные зазоры II и неплотности зацепления в области 6. В шестеренных гидромашинах, в отличие от пластинчатых, радиальные зазоры 11 трудно сделать самоуплотняющимися. Их величина определяется только точностью изготовления корпуса, шестерен и подшипников. Износ подшипников нарушает герметичность машины. Для уменьшения утечек по торцовым зазорам часто применяют гидравлический поджим боковых дисков. Для этого в камеры 10 под диски 14 подводят жидкость под давлением р2. Начальный поджим производится пружинами 12. Для самоориентации шестерен 1 и 9 между боковыми дисками, а также для отвода утечек области 11 я 7 за торцами осей шестерен соединяют с областью, находящейся под давлением рг. Незначительная остаточная осевая сила, действующая на ведущий вал, воспринимается подшипником 4.

Hs-за отсутствия еамоуплотнения радиальных зазоров утечки в шестеренных машинах при прочих равных условиях больше, чем в пластинчатых. Развитые поверхности трения вызывают значительные механические потери, поэтому КПД гидромашины наружного зацепления невысок и не превышает 0,6—0,7. При использовании простейшего наружного зубчатого зацепления относительно большими являются габаритные размеры и масса шестеренных гидромашин. Шестеренный насос чрезвычайно трудно сделать с регулируемым объемом F0. Устранение приведенных недостатков связано с усложнением конструкции шестеренных машин.
Так, равномерность подачи можно увеличить путем применения косозубых и шевронных шестерен.
Более высокие энергетические и массовые показатели имеют шестеренные насосы с внутренним зацеплением (рис. 3.50 и 3.51). Ведущей большей частью является внутренняя шестерня 2 с наружными зубьями. Подводящее 4 и отводящее 1 окна и размещаются в боковых крышках корпуса. Охватывающая шестерня 3 с внутренними зубьями вращается в расточке корпуса, образуя с ним развитый подшипник скольжения, способный работать под большими нагрузками. В развитых подшипниках скольжения 6 и 7 (см. рис. 3.51) обычно располагается и вал 8 ведущей шестерни. Между шестернями размещается серпообразный уплотняющий элемент 5 (см. рис. 3.50 и 3.51).
Рабочий объем насоса с внутренним зацеплением можно определить по формуле (3.64), подставляя в нее данные для ведущей шестерни.
По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при одинаковых рабочих объемах практически не уступают пластинчатым и значительно превосходят насосы с наружным зацеплением.

Рис. 3.51. Шестеренный насос с внутренним зацеплением и гидростатическим уравновешиванием радиальных сил

Преимуществом их перед пластинчатыми является отсутствие контактного трения, возникающего между пластинами и статором (см. п. 3.21) и ограничивающего максимальное давление пластинчатого насоса. В насосе с внутренним зацеплением шестерни ориентированы подшипниками и всюду, кроме места зацепления, могут быть гарантированы зазоры, определяемые точностью изготовления. Если эта точность позволяет получать малые зазоры, то такие насосы способны работать с малыми утечками при давлениях, превосходящих пределы, доступные для пластинчатых гидромашин. При высоких давлениях фактором, ограничивающим давление насоса с внутренним зацеплением, становится работоспособность подшипников. На рис. 3.51 показана схема насоса с внутренним зацеплением, способного длительно работать при давлениях свыше 20 МПа. В нем охватывающая шестерня 3 опирается на секторный гидростатический подшипник 9, питаемый через отверстия 10 в шестерне 3. Подшипник расположен в зоне равнодействующей сил давления, нагружающих шестерню 3. Серпообразный уплотняющий элемент 5 выполнен самоустанавливающимся. Шестерня 2 имеет меньший периметр и поэтому нагружена меньшей силой, которая воспринимается подшипниками 6 и 7 скольжения. При обеспечении долговечности подшипников и высокой точности изготовления шестерен насосы такого типа превосходят по энергоемкости и КПД пластинчатые гидромашины и успешно конкурируют с нерегулируемыми поршневыми.
Наименьшие размеры имеют шестеренные насосы с циклоидальным внутренним зацеплением (рис. 3.52) без серпообразного уплотнителя. В них внутренняя 1 ведущая и наружная 2 ведомая шестерни постоянно касаются друг друга, образуя в зоне А вертикальной оси симметрии изолированные камеры, в которых жидкость переносится из области р1 в область р2. В зоне Б обе области разделяют зубья, находящиеся в зацеплении. Обязательным условием выполнения этих условий является разница чисел зубьев у шестерен на один зуб. Так как разделение областей р1 и р2 осуществляется благодаря линейным контактам в местах касания определяемых, например, точками 3, 4, 5 и 6, точность изготовления шестерен должна быть высокой. Однако малая протяженность зон уплотнений не позволяет успешно использовать такие насосы для работы при давлениях больше 10—15 МПа. Как относительно дешевые при массовом изготовлении и предельно компактные их широко применяют в малых гидропередачах в качестве насосов и гидромоторов при давлениях 5—7 МПа.

Рис. 3.52. Насос с внутренним циклоидальным зацеплением

Описанные шестеренные гидромашины с внутренним зацеплением являются машинами высокого класса. Реализация их преимуществ требует большой точности изготовления, поэтому наиболее широко распространены простейшие шестеренные насосы с наружным зацеплением, имеющие наименьшую стоимость из всех объемных гидромашин. Их применяют в менее ответственных случаях при средних и малых давлениях (ри < 10 МПа) для реализации небольших мощностей.
Процессы заполнения при всасывании жидкости камер пластинчатого насоса и впадин между зубьями шестеренного насоса в основном одинаковы. Поэтому соображения, изложенные в п. 3.21 о всасывающей способности пластинчатых насосов могут быть отнесены и к шестеренным.


Категория: Объемные гидромашины и гидроприводы. | Теги: жидкость, гидромашина, давление, шестерня, гидромотор, насос
наука нормы правила классификация характеристики Характеристика температура расчет схемы газ теплота размеры параметры вода энергетика трубопровод оборудование смазка требования схема конструкция устройство масло котел Топливо технология пар жидкость давление насос
Всего комментариев: 0
Добавлять комментарии могут только зарегистрированные пользователи.
[ Регистрация | Вход ]
Copyright MyCorp © 2017