Шестеренный насос с внутренним зацеплением

Уменьшить обратный поток жидкости, увеличить подачу насоса и

вы ходное давление позволяют шестеренные насосы с внутренним зацелением зубчатых колес (рис. 6.37). Шестеренные насосы с внутренним зацеплением колес сложнее в изготовлении, но дают более равномерную подачу и имеют меньшие размеры. Внутренняя шестерня, имеет на два-три зуба меньше, чем внешнее колесо.

Охватывающее зубчатое колесо 1, находясь в зацеплении с ведущей шестерней 2, вращается в расточке корпуса в развитом подшипнике скольжения. Подшипник способен воспринимать большие нагрузки, возникающие при больших давлениях.

Между шестернями располагается серповидный уплотняющий элемент 3. Жидкость одновременно запираетется по обе стороны уплотняющего элемента. Подача насоса определяется большим числом впадин, из которых вытесняется жидкость, чем у шестеренного насоса с внешним зацеплением, что и определяет более высокую производительность насоса указанного исполнения.

Рис. 6.37. Шестеренный насос с внутренним зацеплением:

1 – охватывающее колесо; 2 – ведущая шестерня; 3 – серповидный уплотняющий злемент

По размерам и массе насосы с внутренним зацеплением при одинаковых рабочих объемах практически не уступают пластинчатым и значительно превосходят насосы с наружным зацеплением. При качественном исполнении такие насосы способны работать с малыми утечками при давлениях, превосходящих пределы давлений для пластинчачатых гидромашин. При высоких давлениях фактором, ограничивающим предельное давление насоса с внутренним зацеплением, становится работоспособность подшипников. Шестеренные насосы с внутренним зацеплением превосходят по энергоемкости нерегулируемые пластинчатые и поршневые машины.

Равномерность подачи жидкости шестерным насосом зависит от числа зубьев шестерни и угла зацепления. Чем больше зубьев, тем меньше неравномерность подачи, однако при этом уменьшается подача насоса.

На рис. 6.38 приведена схема трехшестеренного насоса. В этом насосе шестерня 1 ведущая, а шестерни 2 и 3 – ведомые, полости 4 – всасывающие, а полости 5 связаны с линией нагнетания. Такие насосы выгодно применять в гидроприводах, в которых необходимо иметь две независимые линии нагнетания. На рис. 6.39 представлен внешний вид шестеренных насосов.

Рис. 6.38. Схема трехшестеренного насоса

Рис. 6.39. Внешний вид шестеренных насосов

На рис. 6.40 показан поперечный разрез шестеренного насоса с внешним зацеплением. КПД шестеренных насосов с внешним зацеплением –0,65…0,72, с внутренним зацеплением – 0,75…0,8.

Рис. 6.40. Разрез шестеренного насоса с внешним зацепленим колес

Героторный насос

Наименьшие размеры имеют шестеренные насосы с циклоидальным внутренним зацеплением (героторные, рис. 6.41). У них внутренняя ведущая шестерня и наружное ведомое колесо постоянно касаются друг друга, образуя изолированные камеры, в которых жидкость переносится из полости питания насоса в полость нагнетания.

Обязательным условием для работы насоса является разница в один зуб между колесом и шестерней. Разделение полостей всасывания и нагнетания осуществляется благодаря линейным контактам в местах касания зубьев колеса и шестерни. Малая протяженность зон уплотнений не позволяет использовать такие насосы для работы при давлениях больше (10…15) МПа. Как относительно дешевые при массовом изготовлении и предельно компактные, они получили применение в малых гидропередачах в качестве насосов и гидромоторов для давлений (5…7) МПа.

Рис. 6.41. Схема работы героторного насоса

(на рисунке показан момент вытеснения жидкости в окно распределителя)

Винтовые насосы

На рис. 6.42 изображена конструктивная схема трехвинтового насоса. Винты образованы тремя двузубыми шестернями с циклоидальным зацеплением. Центральный винт является ведущим. Ведомые винты вращаются в обойме корпуса. Находясь в зацеплении, ведущий винт вместе с ведомыми винтами образуют рабочую полость сложной конфигурации.

Жидкость, также, запирается между впадинами винтовой поверхности ведомых винтов и охватывающей их поверхностью корпуса насоса. При вращении винтов камеры перемещаются поступательно (на нашем рисунке влево). В начале рабочего цикла каждый из винтов соединяется с линией подвода, а в конце – с линией нагнетания. Утечки в винтовых машинах носят внутренний характер. Они происходят вдоль винтов и через подшипники.

При создании машин на высокое давление (25 МПа) и для достижения малых утечек винты делают длинными из условия создания в обойме 10…15 последовательно расположенных камер. Насосы, рассчитываемые на давление (1,5…2,0) МПа имеют небольшую активную длину винтов. КПД насосов высокого давления – 0,7…0,8, насосов низкого давления – 0…0,95.

Рис. 6.42. Конструктивная схема винтового насоса

(а и б – расчетные схемы)

Преимущества винтовых насосов:

· малая неравномерность подачи;

· отсутствие пульсаций давления в запертых объемах;

· бесшумность работы.

Уровень выходного давления у них ниже, чем у шестеренных насосов с внутренним зацеплением и примерно тот же, что у шестеренных насосов с внешним зацеплением. Винтовые насосы находят применение там, где требуется плавность и бесшумность работы. Увеличение скорости вращения больше, чем рекомендуется для данного насоса, может привести к появлению масляного клина и срыву работы насоса.Другим их недостатком является невозможность создания конструкций с регулируемой подачей.

Благодаря широкому удобному подводу, обеспечивающему доступ жидкости ко входу в винты с минимальными потерями винтовые насосы обладают хорошей всасывающей способностью. По экспериментальным данным, насосы обеспечивают полную подачу жидкости при абсолютном давлении (0,06…0,07) МПа в полости всасывания, если скорость движения камер в осевом направлении не превышает (5…5,5) м/с.

Чтобы их снизить стремятся применять большое число витков, образующих зацепление. Как правило, такие гидромашины применяют для малых давлений. На рис. 6.43 показан двухвинтовой насос.

Рис. 6.43. Двухвинтовой насос:

а – расчетная схема; б – конструктивная схема