Несколько ключевых проблем во внешнем шестеренном насосе

Создано 05.17

Несколько ключевых проблем во внешнем шестеренном насосе

a. Коэффициент перекрытия (степень) e зацепления зубьев шестерен должен быть больше 1, то есть как минимум две пары зубьев шестерен должны зацепляться одновременно. Поэтому часть масла оказывается зажатой между закрытой полостью, образованной двумя парами зубьев шестерен, которая также называется зоной зажатого масла. Зона зажатого масла не соединена с высоко- и низкодавленными масляными полостями насоса и изменяется с вращением шестерни, как показано на рисунке C. С рисунка C (a) до рисунка C (b) объем зажатой масла V постепенно уменьшается; с рисунка C (b) до рисунка C (c) объем зажатой масла V постепенно увеличивается. Уменьшение объема зажатого масла приведет к его сжатию и переливу через зазор, что не только создаст высокое давление, заставит вал насоса и вал нести дополнительную периодическую нагрузку, но также вызовет нагрев масла; когда объем зажатого масла изменяется от малого к большому, в результате отсутствия пополнения масла образуется локальный вакуум и кавитация, что вызывает кавитацию и сильные вибрации и шум. Рисунок B показывает кривую изменения объема зажатого масла. Проблема зажатого масла не только влияет на рабочее качество шестеренного насоса,

Это также может сократить его срок службы.

Общим решением проблемы застрявшей нефти является установка разгрузочных канавок (канавок), соответствующих области застрявшей нефти, на внутренней поверхности передних и задних крышек насоса. В дополнение к двойной прямоугольной структуре, симметрично расположенной относительно центральной линии шестерни (Рис. C), также существуют двойные круглые разгрузочные канавки, симметрично расположенные относительно центральной линии шестерни [Рис. D (a)], и двойные косые резы разгрузочной канавки [Рис. C (b)], а также тонкие разгрузочные канавки, симметрично расположенные относительно центральной линии шестерни [Рис. D (c)]. Характеристики различны, но принцип разгрузки одинаковый, то есть при условии, что камеры высокого и низкого давления не соединены друг с другом, область застрявшей нефти соединяется с камерой высокого давления (порт давления масла) при уменьшении объема и с камерой низкого давления (порт всасывания масла) при увеличении объема. Например, двойная пунктирная линия на рисунке C показывает симметричную двойную прямоугольную разгрузочную канавку. Когда объем области застрявшей нефти уменьшается, она соединяется с масляной камерой под давлением через разгрузочную канавку слева [рисунок C (a)], а когда объем увеличивается, она соединяется с масляной камерой всасывания через разгрузочную канавку справа [рисунок C (c)].

Для обеспечения лучшего эффекта разгрузки и избежания коллизии области всасывания масла и давления, размеры разгрузочного желоба (такие как ширина и глубина прямоугольного разгрузочного желоба или диаметр и глубина круглого разгрузочного желоба) и расстояние между двумя разгрузочными желобами должны быть соответствующими. В общем, два разгрузочных желоба шестеренчатого насоса часто смещены к области всасывания масла и открыты асимметрично. Как показано на рисунке e, расстояние a (минимальный закрытый мертвый объем) между двумя желобами должно гарантировать, что полость всасывания масла и полость давления масла не могут коллидировать друг с другом в любое время. Для стандартной инволютной шестерни с модулем m (угол давления делящей окружности равен a), a = 2.78m. Когда разгрузочный желоб асимметричен, необходимо обеспечить B = 0.8m со стороны полости давления масла. Ширина паза Cmin > 2.5m и глубина паза h ≥ 0.8m.

b. Основное препятствие для высоконапорного шестеренного насоса заключается в том, что существует множество путей утечки, и решить эту проблему с помощью уплотнительных мер не так просто. Существует три основных пути утечки в наружном шестеренном насосе: осевое зазор между двумя сторонами шестерни и торцевой крышкой; радиальный зазор между внутренним отверстием корпуса и наружным кругом шестерни; зазор при зацеплении зубчатых поверхностей двух шестерен. Осевой зазор оказывает наибольшее влияние на утечку, поскольку площадь утечки велика, а путь утечки короткий. Утечка может составлять 75% ~ 80% от общей утечки. Чем больше осевой зазор, тем больше утечка, что приведет к слишком низкой объемной эффективности; если зазор слишком мал, механические потери трения между торцевой поверхностью шестерни и торцевой крышкой насоса увеличатся, что снизит механическую эффективность насоса.

Решение проблемы утечки заключается в выборе подходящего зазора для контроля: как правило, осевой зазор контролируется на уровне 0,03 ~ 0,04 мм; радиальный зазор контролируется на уровне 0,13 ~ 0,16 мм. В средне-высоконапорных и высоконапорных шестеренных насосах обычно используется метод автоматической компенсации осевого зазора для уменьшения утечек и повышения объемной эффективности насоса. Автоматическая компенсация осевого зазора обычно заключается в добавлении плавающей втулки вала (плавающей боковой пластины) или эластичной боковой пластины между передними и задними крышками насоса для сжатия торцевой поверхности шестерни под действием гидравлического давления, чтобы уменьшить утечку через торцевую поверхность в насосе и достичь цели повышения давления. Плавающую втулку вала можно заменять в любое время после износа.

Принцип автоматической компенсации осевого зазора показан на рисунке F. Две сцепляющиеся шестерни поддерживаются скользящими подшипниками или роликовыми подшипниками в передних и задних втулках осей 4 и 2, которые могут свободно перемещаться осево в корпусе 1. Давление масла подается из камеры давления масла к наружному концу втулки вала и действует на область A1 с определенной формой и размером. Результирующая сила гидравлического давления составляет F1 = a1pg, которая прижимает втулку вала к торцевой поверхности шестерни, и ее величина пропорциональна выходному рабочему давлению PG насоса.

Гидравлическое давление на торцевой поверхности шестерни действует на внутреннюю торцевую поверхность втулки вала, создавая обратный толчок на эквивалентной площади A2, которая также пропорциональна рабочему давлению, то есть FF = a2pm (PM — среднее давление, действующее на A2).

Когда насос запускается, плавающая втулка вала близка к торцевой поверхности шестерни под действием упругого элемента (резиновое уплотнительное кольцо или пружина) для обеспечения герметичности.

Для обеспечения того, чтобы муфта вала могла автоматически прилипать к торцевой поверхности шестерни при различных рабочих давлениях и автоматически компенсировать износ, сила давления FY (= ft) должна быть скорректирована +F1) и быть больше обратного давления FF, но FY не должно быть слишком большим по сравнению с FF. Соотношение силы давления к обратному давлению FY / FF зависит от значения [PV] материала муфты вала и шестерни, а также механической эффективности, то есть для уменьшения потерь на трение значение оставшейся силы давления (FY FF) не должно быть слишком большим, чтобы обеспечить образование правильной масляной пленки между муфтой вала и шестерней, что помогает улучшить объемную эффективность и механическую эффективность. Общая

Fy/Ff=1.0～1.2                         (2-1)

Кроме того, необходимо обеспечить совпадение линий действия давления и обратного тяги, в противном случае будет возникать момент, который приведет к наклону втулки вала и увеличению утечки.

c. Проблема радиальной силы и ее меры противодействия при работе шестеренчатого насоса, радиальная сила F, действующая на подшипник шестеренчатого насоса, состоит из радиальной силы FP, создаваемой жидкостным давлением вдоль окружности шестерни, и радиальной силы ft, создаваемой зацеплением шестерни, как показано на рисунке G.

Когда работает шестеренчатый насос, в радиальном зазоре между шестерней и внутренним отверстием корпуса распределение давления жидкости от камеры всасывания масла к камере давления масла постепенно увеличивается шаг за шагом, и приблизительная кривая распределения давления жидкости показана на рис. G. Радиальная сила FP, создаваемая давлением жидкости на ведущей и ведомой шестернях, точно такая же, и ее направление вертикально и вниз к камере всасывания масла. Радиальная сила ft, возникающая при зацеплении шестерен на ведущей и ведомой шестернях, примерно равна, но направление различно. Согласно радиальной силе FP, создаваемой давлением жидкости вокруг шестерни, и радиальной силе ft, создаваемой зацеплением шестерен, можно получить приближённую формулу расчета результирующей силы F1 радиальной силы на ведущей шестерне и результирующей силы F2 радиальной силы на ведомой шестерне.

F1=0.75△pBDe                           (2-2)

F2=0.85△pBDe                           (2-3)

Где △ P -- разница давления между входом и выходом шестеренчатого насоса;

B -- ширина зуба шестерни;

De -- диаметр добавочного круга шестерни.

Очевидно, результирующая сила F2 ведомой шестерни больше, чем сила F1 ведущей шестерни. Поэтому, когда характеристики подшипников на ведущем и ведомом колесах одинаковы, подшипники на ведомом колесе изнашиваются быстрее. Для того чтобы срок службы двух подшипников был равен или близок, масляный порт под давлением можно сместить в сторону с меньшей радиальной силой, чтобы сделать F2 ~ F1.

Поскольку радиальная сила является неуравновешенной силой, и чем выше рабочее давление, тем больше радиальная неуравновешенная сила. Когда это становится серьезным, вал шестерни будет деформирован, а сторона всасывающего порта корпуса будет поцарапана зубьями шестерни. В то же время износ подшипника будет ускорен, и срок службы насоса будет сокращен. Существует два распространенных способа уменьшения радиальной неуравновешенной силы.

Метод 1: разумный выбор модуля зубчатого колеса m и ширины зуба b (B / M = 6-10 для насосов с низким давлением и B / M = 3-6 для насосов со средним и высоким давлением) может снизить радиальную силу без снижения объемной эффективности.

Метод 2: измените распределение давления вдоль окружности, например, уменьшив размер масляного порта насоса, чтобы давление масла действовало только на один или два зуба, или установив масляный желоб (балансировочный желоб) на крышке или вокруг втулки вала, чтобы уменьшить радиальную силу. Как показано на рис. h, балансировочные желоба 1 и 2 на крышке соединены с камерой низкого давления и камерой высокого давления соответственно, чтобы создать гидравлическую радиальную силу, соответствующую камере всасывания масла и камере давления масла для балансировки радиальной силы.

Оставьте свою информацию и
мы свяжемся с вами.

Phone

WeChat