13

Содержание

Содержание 2

Введение 2

Шестеренные гидромашины 3

Заключение 12

Введение

В этом реферате мы рассмотрим шестерённые и винтовые гидромашины:

строение, преимущества и недостатки.

Шестерённые насосы отличаются простотой и надёжностью конструкции, компактностью и малым весом. Они более надёжно осуществляют подачу вязких жидкостей, чем например пластинчатые (у пластинчатых возможно залипание пластин в пазах ротора). Вследствие этого шестерённые насосы в большей степени применяются в гидроприводах мобильных машин, в которых возможно значительное повышение вязкости рабочей жидкости при её охлаждении. Но подача жидкости в шестерённых насосах, по сравнению с другими гидромашинами, значительно менее равномерна.

Известны шестерённые насосы с внутренним и внешним зацеплением. Насосы с внутренним зацеплением более компактные но сложнее по конструкции.

Так же как и другие виды объёмных роторных гидромашин шестерённая гидромашина принципиально может работать как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора. В том случае, если к валу гидромашины прикладывается вращательный момент, то машина работает в режиме насоса. Если на вход гидромашины подаётся под давлением рабочая жидкость, то с вала снимается вращающий момент, и машина работает в режиме гидромотора.

Винтовой — насос, в котором создание напора нагнетаемой жидкости осуществляется за счёт вытеснения жидкости одним или несколькими винтовыми металлическими роторами, вращающимся внутри статора соответствующей формы. Винтовые насосы являются разновидностью роторно-зубчатых насосов и легко получаются из шестерённых путём уменьшения числа зубьев шестерён и увеличения угла наклона зубьев.

Предназначен для перекачивания жидкостей различной степени вязкости.

В современных винтовых насосах и гидроматорах применяется преимущественно циклоидальный в сечении, перпендикулярном к оси вращения, профиль нарезки, который обеспечивает высокую герметичность.

Применяются двух и трёхвинтовые машины, однако более распространены трёхвинтовые, в которых ведущий винт уравновешен в радиальном направлении. Винты применяются двухзаходные, причём направление нарезки на ведущем и ведомых винтах противоположное. Эти насосы могут работать при давлениях до 30 МПа

Перекачивание жидкости происходит за счёт перемещения её вдоль оси винта в камере, образованной винтовыми канавками и поверхностью корпуса. Винты, входя винтовыми выступами в канавки смежного винта, создают замкнутое пространство, не позволяя жидкости перемещаться назад.

Рассмотрим устройство этих гидромашин.

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.

Шестеренная гидромашина распространенного типа с наружным зацеплением (рисунок 1) представляет собой пару чаще всего одина­ковых шестерен 1 и 9, находящихся в зацеплении и помещенных в 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 Б, соединенные с линиями высокого р₂ и низкого р₁ давления. Пере­качиваемая из полости А жидкость заполняет впадины между зубьями и перемещается в полость Б, где вытесняется в линию с давлением р₂.

Рисунок 1- Шестеренный насос

Текущее значение Q_и.т количества жидкости, вытесняемой из полости с давлением р₂, представляет собой алгебраическую сумму объемов, вытесняемых и поглощаемых в результате перемещения ее условных подвижных элементов. Одному рабочему циклу машины соответствует поворот шестерен на угловой шаг 2π /i (i — число зубьев).

Величина Q_{и miп} 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 превышает угловой шаг 2π /i. Тогда на протяжении части цикла зацепления в контакте находятся одновременно две пары зубьев. Объем жидкости между ними оказывается запертым. Вступление в контакт каждой последующей пары зубьев вызывает скачкообразное изменение Q_{и .m} из-за внезапного изменения длины замыкающих. При этом пульсация подачи будет макси­мальной. Велики и пульсации давления в запертом объеме, который при вращении сначала уменьшается, а затем увеличивается.

Запирание жидкости вызывает шум в машине, навигационную 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 срок эксплуатации подшипников.

Для ослабления этих явлений в зоне зацепления, на одном из торцов боковых дисков выполняют разгрузочные канавки, одна из канавок соединяет запертый объем во время его уменьшения с областью р₂, благодаря чему объем жидкости вытесняется в полость с давлением р₂ и пульсация подачи снижается, а другая во время возрастания запертого объем соединяет его с полостью, находящейся под давлением р₁, из которой в него по­ступает объем жидкости. Для этого расстояние между канав­ками, равное tcosα.

Даже при условии использования запертого объема неравномер­ность подачи шестеренных машин велика. Она значительно превышает неравномерность подачи других объемных машин.

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, можно отнести и к неравно­мерности момента шестеренных гидромашин.

На рисунке 3 показана схема распределения давления жидкости по периметру шестерен. Благодаря утечкам между корпусом и го­ловками зубьев давление постепенно снижается от р₂ до р₁. Действие давления сводится к равнодействующим F, которые порождают зна­чительные нагрузки на подшипники 8 и 13 (смотри рисунок 1). 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 σ 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 II зубьев о корпус 15 и трением в подшипниках 8 и 13 и уплотнении 5 (смотри рисунок 1).

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 II 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 и 7 за торцами осей шестерен соединяют с областью, находящейся под давлением р₁. Незначительная остаточная осевая сила, действующая на ведущий вал, воспринимается подшипником 4.

Рисунок 3- Распределение давления Рисунок 4- Шестеренный насос жидкости по окружности шестерен с внутренним зацеплением

Из-за отсутствия самоуплотнения 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 V₀ .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 (рисунок 4 и 5). Ведущей большей частью является внутренняя шестерня 2 с наруж­ными зубьями. Подводящее 4 и отводящее 1 окна и размещаются в баковых 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 (смотри рисунок 5) обыч­но располагается и вал 8 ведущей шестерни. Между шестернями размещается серпообразный уплотняющий элемент 5 (смотри рисунок 4 и 5).

По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при одинаковых рабочих объемах практически не уступают пластинча­тым и значительно превосходят насосы с наружным зацеплением.

Преимуществом их перед пластинчатыми является отсутствие кон­тактного трения, возникающего между пластинами и статором 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

Рисунок 5- Шестеренный насос с внутренним зацеплением и гидростатическим уравновешиванием радиальных сил

давлениях фактором, ограничивающим давление насоса с внут­ренним зацеплением, становится работоспособность подшипников, На рисунке 5 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 в успешно конкурируют с нерегулируемыми поршневыми.

Наименьшие размеры имеют шестеренные насосы с циклоидаль­ным внутренним зацеплением (рисунок 6) 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 уплотне­ния не дозволяет успешно исполь­зовать такие насосы для работы при давлениях больше 10—15 МПа. Как относительно дешевые при мас­совом изготовления и предельно компактные их широко применяют в малых гидропередачах в ка­честве насосов и гидромоторов при давлениях 5—7 МПа.

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 (р_н < 10 МПа) для реализации неболь­ших мощностей.

Рисунок 6- Насос с внутренним циклоидальным зацеплением

Процессы заполнения при всасывании жидкости камер пластин­чатого насоса и впадин между зубьями шестеренного насоса в основ­ном одинаковы. Поэтому соображения, о вса­сывающей способности пластинчатых насосов могут быть отнесены и к шестеренным.