. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСОВ И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ
Изложенный в главе И материал представляет собой основу для выполнения необходимых расчетов при конструировании узлов и деталей гидравлических шестеренных насосов.В главе П1 рассматриваются вопросы практического применения теоретических исследований при расчетах геометрических параметров насосов. Вместе с тем здесь рассматриваются методы необходимых прочностных расчетов и определения оптимальных конструктивных форм, а также выбор материалов и некоторые вопросы технологии изготовления деталей шестеренных насосов. Подробно освещены вопросы конструирования всех основных деталей: роторов, валов, опор, корпусов и уплотнений, а также вопросы, связанные с расчетами систем канализации жидкости, гидравлической компенсации торцовых зазоров и нагрузок на опоры валов. , ...
1. РОТОРЫ (ШЕСТЕРНИ)
в качестве рабочих органов шестеренных насосов наибольшее распространение получили прямозубые роторы (шестерни) с профилем зуба, очерченным по эвольвенте круга. Передаточное отношение зубчатой пары обычно принимается равным единице, что упрощает 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/см
ввиду малых размеров торцовых уплотняющих поверхностей для обеспечения высокого объемного к. п. д., применяется автоматическое выбирание торцовых зазоров (см. фиг. 40). В случаях, когда
применение сложной системы автоматической компенсации торцовых зазоров признается нецелесообразным, а габариты насоса не лимитируются, повышение объемного к, п. д. достигается за счет увеличения размеров торцовых уплотняющих поверхностей. При этом число зубьев роторов увеличивается (фиг. 84). Достаточные размеры межосевого расстояния роторов (в насосах с многозубыми роторами) позволяют использовать в качестве опор мощные подшипники качения, тогда как в насосах с малым числом зубьев роторов опорами валов могут быть только подшипники скольжения или игольчатые. Роторы с большим числом
z=;4
/♦ 16 18 iJucno зубьев
Фнг. 34. Коэффициент использования объема в зависимости от числа зубьев роторов:
о) t = 0,25 без использования избыточного объема;
б) £ = 0,25 с использованием избыточного объема,
в) t = 0,5 без использования избыточного объема;
г) 5 = 0,5 с использованием избыточного объема.
Фиг. 35.
зубьев часто применяются в насосах низкого и среднего давлений. В этом случае снижается пульсация потока жидкости.
Следовательно, при выборе числа зубьев конструктор должен руководствоваться конкретными условиями и требованиями эксплуатации.
Современные шестеренные насосы изготовляются с числом зубьев у роторов от 6 до 28-30.
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 передачам, 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 определенных 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 гидронасосов предъявляют к качеству зацепления особые дополнительные требования. Зацепление должно обеспечивать высокое значение объемного коэффициента полезного действия, наименьший коэффициент 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 представляет серьезной опасности для прочности зуба. Однако это нарушает 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 ухудшает этим всасывающую характеристику насоса.
В прямой зависимости от коэффициента перекрытия находится коэффициент потерь от защемления жидкости. Следовательно, корригирование 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 коррекции зацепления путем «положительного» смещения (от изделия) исходного контура режущего инструмента относительно обрабатываемой заготовки. Делительные окружности шестерен (роторов), нарезанных с такой коррекцией, не касаются друг друга в процессе зацепления. При этом угол зацепления а отличен от угла исход-
