Ключевые слова: шестеренный насос, утечки, трение, потери, объемный КПД.
Основными параметрами, характеризующими работу шестеренных насосов,
являются подача Q л/мин
и объемный коэффициент полезного действия η
.
Исследованиями [1, 2] установлены
основные зоны в конструкциях шестеренных насосов (рис. 1), через которые
происходят потери перекачиваемой жидкости при перемещении ее из полости
всасывания в нагнетательную.
На рис. 2 изображены кривые, представляющие в процентах долю каждого типа утечек в общем их объеме, в зависимости от величины зазора.
В правильно сконструированном насосе, при отсутствии кавитации, объемные потери определяются зазорами между сопрягаемыми поверхностями деталей рабочих органов, корпусом насоса, уплотняющих втулок и через межзубовое
пространство.
Из схемы (см. рис. 1) ясно, что утечки происходят через радиальные зазоры к Δк
между расточками в корпусе и
внешней поверхностью зубьев вращающихся шестерен, величины которых зависят от размеров Dк
– в корпусе и Dш
–
шестерни роторов, то есть Δк = Dк-Dш.
Относительное положение центров шестерен роторов зависит от радиальных зазоров в подшипниках скольжения Δn = dвт - dц
,
но при эксплуатации насоса происходит износ цапфы ( dц )
и отверстия втулок ( dвт ), что приводит к изменению Δn и Δк.
Утечки в межзубовом пространстве зависят от величин объема зуба и объема межзубовой впадины, а также от условий зацепления.
При увеличении межцентрового расстояния W a в зацеплении роторов появляются зазоры, и перетекание жидкости из полости нагнетания в полость всасывания увеличивается (рис. 3).
Эти зоны в различной степени влияют на объемный КПД насоса, и проследить значимость отдельных зон в общем объеме потерь невозможно.
Утечки через торцевые зазоры Δm
между торцевыми поверхностями втулок подшипников скольжения и торцевой поверхностью шестерен роторов являются
наиболее значительным и подтверждаются исследованиями авторов [1, 2]. Так, при увеличении торцевого зазора на 0,1 мм
в типовом насосе [1] объемный КПД
снижается на 25 %
.
Рис. 1. Схема зон утечек перекачиваемой
жидкости: 1 – шестерня ведущая, 2 – шестерня ведомая, 3 – корпус насоса, 4 – втулки подшипника скольжения, 5 – манжеты поджимные.
Рис. 2. График влияния зазоров на величину утечек:
1 – утечки по зазору в зацеплении;
2 – утечки по торцевым зазорам;
3 – утечки по радиальным зазорам.
Рис. 3. Схема утечек через межзубовое пространство:
а) без изменения Aw
;
б) при изменении межцентрового размера Aw + Δai
.
Уменьшение торцевых утечек велось различными способами поджатия втулок к торцам шестерен.
Применение [2] прямого, дифференциального и следящего методов поджима плавающих втулок или мембран приводит к уменьшению торцевых зазоров, что
в свою очередь уменьшает утечки и увеличивает объемный КПД шестеренных насосов, работающих при больших рабочих давлениях (свыше 7 МПа)
.
В шестеренных насосах, изготавливающихся зарубежными фирмами, гидравлическая компенсация торцевых зазоров обеспечивается за счет поджатия
торцов подпятников к торцам шестерен при помощи жидкости, подаваемой с линии нагнетания к кольцевой площади.
Правильный выбор этой площади имеет большое значение, так как при недостаточном размере имеют место повышенные утечки через торцевые зазоры, а при
чрезмерно большой – полусухое трение торцов шестерни и износ подпятников.
Последнее обстоятельство особенно важно для насосов, работающих с керосином.
Вместе с тем, применение гидравлической компенсации торцевых зазоров влечет за собой значительное усложнение конструкции шестеренных насосов. При этом возникает необходимость использования дефицитных дорогих антифрикционных материалов (оловянистая бронза, баббиты и др.).
Гидравлическая компенсация торцевых зазоров снижает механический КПД насоса и повышает потери мощности.
Рис.4. Шестеренный насос с торцевыми уплотнениями.
С целью уменьшения работы трения на торцах втулка-шестерня предлагается новая конструкция торцевых уплотнений
шестеренного насоса (рис. 4).
Шестеренный насос состоит из корпуса 1, ведущей и ведомой шестерен 2 и 6. На торцах ведущей шестерни 2 установлены уплотнительные втулки 9, а также тарельчатые
пружины 3, диаметры которых равны диаметру окружности вершин зубьев шестерни. Аналогично ведущей шестерни 2, на ведомой шестерне 6 установлены
пластины 5, диаметры которых равны диаметру окружности вершин зубьев шестерни, так, чтобы тарельчатые пружины 3 набегали на пластины 5 в зоне
зацепления шестерен.
Шестерни установлены на игольчатых подшипниках 4, которые, в свою очередь, помещены во втулки 8.
Насос работает следующим образом. При вращении шестерен тарельчатые пружины 3 набегают на пластины 5, тем
самым исключая трение торцов шестерен о прижимные втулки 8.
Потери на трение происходят только в зоне контакта тарельчатых пружин и пластин.
Предложенная конструкция торцевых уплотнений позволяет исключить применение цветных металлов (втулок) и увеличить механический КПД насоса за счет уменьшения работы сил трения на торцах зоны втулка-ротор.
Рассматривая схему зацепления шестерен (рис. 5), сделаем сравнение некоторых кинематических и триботехнических параметров.
Работа сил трения, между торцом шестерни и торцом втулки подшипника качения определяется:
Aтр = FтрLтр,
где Fтр = Nnʄ
– сила трения, Н;
Lтр = 2πRср = π(Re - rц)
– путь трения, м;
Nn
– сила поджатия, Н;
ʄ
– коэффициент трения.
Износ торца втулки у стандартного насоса происходит по площади кольца трения с радиусами Re и rц
, то есть:
Sктр = π(R2e- r2ц)
, м2
В предлагаемой конструкции торцевых уплотнений зона трения очерчивается окружностями впадин и выступов зубьев шестерен (рис. 4, заштрихованная зона).
Путь трения определяется:
Lφ = 2πR0φ/3600
, м.
Здесь угол трения φ
для шестеренных насосов зависит от числа зубьев шестерни, определяется как cos φ/2 = R/Re
и находится в пределах φ = 66o— 69o
для насоса НШ-10. Поскольку работа сил трения пропорциональна пути трения, можно отметить уменьшение показателя Aтр
и интенсивности износа торцов более чем в пять раз, а механический КПД значительно увеличивается.
Анализ величины скоростей в зоне трения показывает, что скорости в точках
Е и Е1
равны
ΔVE = ΔVE1 = VA - VC = VA1 - VC1 =
+ Reφ - Riφ = φ(Re - Ri) = φ 2m
а скорость проскальзывания в точке В
равна 0.
Следовательно, снижение интенсивности износа зон трения в предложенной конструкции торцевых уплотнений подтверждается аналитическими расчетами.
* – автор, с которым следует вести переписку