Потери энергии шестеренного насоса
Потери энергии шестеренного насоса
В шестеренном насосе имеются главным образом два вида потерь: объемные и механические. Объемные потери уменьшают действительную подачу по сравнению с теоретической из-за протечек жидкости через зазоры и неполного заполнения междузубовых впадин во всасывающей полости насоса. Последние составляют примерно 2/3 объемных потерь. Протечки через зазоры зависят от их величины, вязкости жидкости и перепада давления. Определение протечек аналитическим путем может быть произведено по известным формулам гидравлики.
Экспериментально было установлено, что относительные протечки уменьшаются с увеличением ширины шестерни. Нужно отметить, что частота вращения шестерен не влияет на абсолютное значение протечек. Протечки через радиальные зазоры значительно меньше, чем через торцевой зазор (между торцом крышки корпуса и торцами шестерен). Было отмечено, что при одинаковых зазорах и давлении протечки через радиальный зазор примерно в три раза меньше, чем через торцевой зазор. На этот факт надо обратить серьезное внимание при эксплуатации, особенно после ремонта и сборки насосов.
Неполное заполнение междузубовых впадин помимо уменьшения действительной подачи приводит также к преждевременному износу шестерен, а в случае перекачки смазочных масел — к преждевременному его старению. Если впадина заполнена не полностью, то при подходе к нагнетательной полости из последней во впадину устремляется жидкость с большим давлением, создавая тем самым пульсирующую нагрузку на шестерни. При неполном заполнении впадины может произойти понижение давления в ней и начаться кавитация. Во избежание всего этого окружная скорость шестерен не должна превышать 6—8 м/с.
Практика показывает, что для полного заполнения междузубовых впадин жидкостью необходимо, чтобы дуга, на которой располагается всасывающая полость, была не меньше V8 части окружности, а абсолютное давление в ней — не менее 3 • 104 Па. Такое давление при входе в насос необходимо для преодоления противодавления, создаваемого центробежными силами при вращении шестерен.
Объемный к. п. д. шестеренных насосов лежит в пределах гь = -= 0,8—0,95.
чают с учетом всех элементов зацепления:
Механические потери связаны с трением вращающихся шестерен. Эти потери тем меньше, чем лучше смазывающие свойства перекачиваемой жидкости и чем меньше перепад давления в насосе. С возрастанием давления они растут. При достижении определенного давления может произойти выжимание смазки трущихся поверхностей и даже возможно их заклинивание.
Численное значение механического к. п. д. г]м = 0,9—0,95. В виду того, что гидравлические потери из-за их малости в шестеренном насосе (и вообще во всех объемных насосах) во внимание не принимаются, то общий к. п. д. насоса будет г] = rjoriM-
Замыкание (компрессия) жидкости в междузубовых впадинах
В случае, когда зацепление в шестернях осуществляется при отсутствии зазора между зубьями, то во впадинах произойдет замыкание жидкости (рис. 5.3а). Такое же замыкание будет происходить и тогда, когда в зацеплении одновременно находится не одна, а несколько пар зубьев, т. е. если коэффициент перекрытия >1 (рис. 5.36).
При вращении шестерен замкнутый объем будет уменьшаться, а давление жидкости в нем повышаться (когда зубья входят в зацепление). По выходе зубьев из зацепления объем жидкости, замкнутый во впадине, будет увеличиваться, а давление — падать. В этом случае часть поверхности зубьев будет подвергаться знакопеременной нагрузке, отрицательно сказывающейся на прочности их и работе подшипников. Кроме того, жидкость в замкнутых объемах нагревается, а при понижении давления из нее будут выделяться газы, что, в свою очередь, приводит к уменьшению подачи насосу, возможности возникновения кавитации и, если насос перекачивает масло, к ухудшению его качества. Чтобы избежать этого вредного явления, необходимо при выборе шестерен коэффициент перекрытия приближать к единице. Если же явления замыкания избежать нельзя, то прибегают к следующим конструктивным мерам; образованию зазора между неработающими сторонами зуба (срезка неработающей стороны зуба), прорезанию узких канавок на нерабочих поверхностях зуба, устройству специальных радиальных каналов в шестернях у основания впадин, по которым жидкость выпускается из замкнутого объема или подводится к нему, фрезерованию специальных выемок в торцовых крышках корпуса.
Необходимо отметить, что перечисленные способы разгрузки замкнутого объема усложняют обработку деталей насоса и уменьшают величину уплотняющих поверхностей, что приводит. к увеличению
объемных потерь. Поэтому в насосах при давлении перекачиваемой жидкости от 5 МПа и выше отказываются, особенно при перекачке жидкости с небольшой вязкостью, от разгрузочных устройств.
Наиболее радикальным средством устранения замыкания жидкости во впадинах является применение шестерен с косым зубом. Такие шестерни обеспечивают высокую плавность зацепления и позволяют получить более равномерную подачу при более равномерном заполнении впадин. Ликвидация явления замыкания жидкости во впадинах достигается такими соотношениями между углом подъема зуба и шириной шестерни, при которых зуб одним краем входит, а другим выходит из зацепления, одновременно перекрывая всасывающую полость от нагнетательной.
На практике угол подъема зуба |3 выбирается в пределах 20—30°. Несмотря на достоинства косозубых шестерен, последние имеют и крупный недостаток — появление односторонней осевой силы. Чем больше угол Р и чем больше давление перекачиваемой жидкости, тем больше будет эта сила. Поэтому применение шестерен с косым зубом будет оправдано только в том случае, когда перекачивается жидкость с хорошими смазывающими свойствами при сравнительно небольших давлениях. В противном случае торцы шестерен и крышек корпуса быстро будут изнашиваться, а следовательно, резко возрастут объемные потери. Указанный недостаток шестерен с косым зубом можно избежать, применив шестерни с шевронным зубом.