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