Расчеты должны основЫва1"сй на известных выражениях для гёб метрической производительности (6) и для усилия, действующего на роторы (гл III, раздел 2) Величина геометрической производительности насоса пропорциональна произведению квадрата модуля зацепления на ширину шестерен Величина усилия, действующего на роторы, пропорциональна произведению первых степеней величины модуля на ширину роторов Увеличение или уменьшение модуля вызывает, соответственно, сокращение или возрастание нагрузки на роторы, так как для сохранения той же производительности насоса ширина роторов должна быть изменена пропорционально 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) = = 1,562 раза
При предварительных расчетах производительности насосов следует пользоваться нижеследующим соотношением между модулем и шириной роторов {Ь = kgtn)
По заданной производительности насоса за один оборот роторов Qг\) и принятым числу зубьев и величине коэффициента Кв можно определить предварительное значение модуля из уравнения
г О)
2лКе(г+21)
При давлении в кГ/см"
Коэффициент
До 10 До 40 Св 40
До 13 7-9 До 6
Значения модуля должны приниматься согласно ОСТ 1597
Для расчета параметров насоса можно также пользоваться номограммой, изображенной на фиг 36 Здесь производительность насоса должна браться с учетом объемного коэффициента полезного действия
Боковой зазор в зацеплении
Известно, что при беззазорном зацеплении в результате двусторонней работы профиля зубьев роторов достигается плавность подачи жидкости (в случае использования «избыточного» объема отсеченного междузубового пространства) и некоторое увеличение производительности 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 увеличивается компрессия жидкости в отсеченном междузубовом пространстве и создаются благоприятные условия для «заклинивания» жидкости даже в том случае, когда коэффициент перекрытия е равен единице Отсеченное междузубовое пространство разделяется на два изолированных пространства, относительное изменение объема которых в процессе беззазорного зацепления больше, чем в процессе зацепления с боковым зазором Это вызывает необходимость предусматривать фрезерование различного рода канавок и скосов или 6* 83
сверление отверстий, соединяющих между собой отсеченные камеры междузубового пространства. Беззазорное зацепление зубьев роторов требует ужесточения допусков на их изготовление и монтаж. При этом опасность заедания зубчатой пары не исключается.
Выбор величины бокового зазора в зацеплении роторов шестеренных 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 предусматривается для компенсации суммарных погрешностей в профиле, шаге и винтовой линии зуба (для винтовых зубьев). При этом учитываются также вероятность эксцентричной посадки шестерен на валах, неточное прилегание профилей зубьев, деформации, возникающие под нагрузкой и тепловое расширение. Изготовление зубчатых 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], [12] рекомендуют принимать для роторов шестеренных насосов величину бокового зазора, которая превышает требование обычной зубчатой передачи.
Боковой зазор в зацеплении роторов насосов рекомендуется рассчитывать по соотношению
С„ = (0,08 0,15) т.
Как показывают исследования А. И. Петрусевича [20] и опыты, произведенные в лабораториях (на заводах «Красный пролетарий» 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 случаях, 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), вызывающей удар, тем меньше, чем меньше боковой зазор. Шум, часто сопровождающий холостую работу насоса или работу при малых давлениях (без кавитации) можно объяснить этими причинами.
Для роторов с винтовыми зубьями корригирование должно производиться с расчетом на минимальный боковой зазор. В некоторых
случаях используется специальное исправление, предусматривающее минимальный зазор в радиальном направлении между цилиндрической поверхностью головок одного ротора и внутренней поверхностью 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
о =}8°30
РазВертка поверхности Впадин шестерни
Фиг. 37.
Фиг. 38.
конструктивный вариант со свободной или неподвижной посадкой роторов на валы, изготовленных отдельно от валов. Роторы этого типа конструируются в виде различных модификаций, обусловленных специфическими эксплуатационными или технологическими условиями.
На фиг. 37 изображен рариант конструкции ротора со специальными 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 междузубового 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
