Шестеренный насос

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПАТЕНТНЫЙ КОМИТЕТ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ(57) 1. Шестеренный насос, содержащий корпус, в цилиндрических расточках которого размещены шестерни внешнего зацепления, жестко закрепленные на валах, установленных в подшипниках скольжения, каналы для подвода и отвода рабочей жидкости, сообщенные с полостями всасывания и нагнетания, и разгрузочные полости, выполненные на наружной поверхности подшипников и соединенные с полостью нагнетания, отличающийся тем, что на внутренней поверхности подшипников выполнены дополнительные разгрузочные полости, расположенные диаметрально противоположно полости нагнетания, причем упомянутые разгрузочные полости выполнены замкнутыми. 2. Насос по п. 1, отличающийся тем, что в торцах каждой из шестерен выполнены дополнительные радиальные опоры скольжения, установленные на упомянутых подшипниках, а расположенные на наружной поверхности последних разгрузочные полости размещены на их радиусной поверхности со стороны полости нагнетания в пределах сектора контактирования шестерен с полостью нагнетания. 3. Насос по пп. 1, 2, отличающийся тем, что центральный угол сектора контактирования шестерен с полостью нагнетания, образованный радиусами, проходящими через центр вращения каждой шестерни, полюс зацепления и точку пе(71) Заявитель Институт надежности машин Академии наук Беларуси(73) Патентообладатель Институт надежности машин Академии наук Беларуси ресечения цилиндрической расточки с корпусом,составляет 35 - 45. 1539 1 Изобретение относится к области гидравлики,в частности к шестеренным насосам. Известна шестеренная гидромашина 1, содержащая корпус, в цилиндрических расточках которого размещены шестерни внешнего зацепления, жестко соединенные с валами, и торцевые уплотнительные элементы, имеющие канавки,расположенные на стороне, противоположной полюсу зацепления шестерен, полуоткрытые к ним и сообщенные с полостью высокого давления. Недостатками такой конструкции являются низкий объемный КПД и повышенный износ подшипников скольжения вследствие большой радиальной силы. Наиболее близким по технической сущности к изобретению является шестеренный насос 2,содержащий корпус, в цилиндрических расточках которого размещены шестерни внешнего зацепления, жестко закрепленные на валах, установленных в подшипники скольжения, каналы для подвода и отвода рабочего тела, сообщенные с полостями всасывания и нагнетания и незамкнутые разгрузочные полости, выполненные на наружной поверхности подшипников и соединенные с полостью нагнетания. Недостатком шестеренного насоса такой конструкции является высокая нагруженность пар трения вал-подшипник, обусловленная недостаточным противодействием разгрузочных сил,приложенных к вал-шестерне со стороны разгрузочных полостей и смазочных канавок, радиальной силе, воздействующей на шестерни в полости нагнетания. Задача изобретения - практически полная разгрузка подшипниковых узлов насоса от действия радиальной силы. Поставленная задача решена в шестеренном насосе, содержащем корпус, в цилиндрических расточках которого размещены шестерни внешнего зацепления, жестко закрепленные на валах,установленных в подшипниках скольжения, каналы для подвода и отвода рабочей жидкости, сообщенные с полостями всасывания и нагнетания,и разгрузочные полости, выполненные на наружной поверхности подшипников и соединенные с полостью нагнетания, в котором согласно изобретения на внутренней поверхности подшипников выполнены дополнительные разгрузочные полости, расположенные диаметрально противоположно полости нагнетания, причем упомянутые разгрузочные полости выполнены замкнутыми. При этом в торцах каждой из шестерен выполнены дополнительные радиальные опоры скольжения, установленные на упомянутых подшипниках, а расположенные на наружной поверхности последних разгрузочные полости размещены на их радиусной поверхности со стороны полости нагнетания в пределах сектора контактирования шестерен с полостью нагнетания. Кроме этого, центральный угол сектора контактирования шестерен с полостью нагнетания,образованный радиусами, проходящими через центр вращения каждой шестерни, полюс зацепления и точку пересечения цилиндрической расточки с корпусом , составляет 35- 45. На фиг.1 показан шестеренный насос в продольном разрезе. На фиг.2 - разрез А-А фиг.1. Шестеренный насос состоит из корпуса 1, в цилиндрических расточках которого размещены шестерни 2 внешнего зацепления, жестко соединенные с валами 3 и 4. Валы 3 и 4 установлены в подшипники скольжения 5 и 6. Каналы подвода 7 и отвода 8 рабочего тела сообщены соответственно с полостями всасывания 9 и нагнетания 10. На внутренней радиусной поверхности подшипников 5 и 6 выполнены разгрузочные полости 11 в виде продольных канавок, причем указанные полости 11 выполнены замкнутыми (ограничиваются внутренними поверхностями подшипников 5 и 6 и наружными поверхностями валов 3 и 4). В торцах каждой из шестерен 2 выполнены дополнительные радиальные опоры скольжения, образованные цилиндрическими выступами подшипников 5 и 6 и выточками соответствующих размеров в шестернях 2 с двух боковых сторон. На наружной радиусной поверхности дополнительных радиальных опор скольжения шестерен выполнены дополнительные разгрузочные полости 12 в виде сегментных карманов, причем упомянутые полости 12 выполнены замкнутыми (ограничиваются наружными поверхностями подшипников 5 и 6 и внутренними поверхностями шестерен 2). Соединены разгрузочные полости 11 и 12 с полостью нагнетания 10 посредством каналов (на фиг.1 и 2 не показаны). Разгрузочные полости 11 для валов 3 и 4 располагают в пределах сектора, диаметрально противоположного сектору контактирования шестерен 2 с полостью нагнетания 10, образованного радиусами, проходящими через центр вращения шестерни, полюс их зацепления и точку пересечения цилиндрической расточки с корпусом. Разгрузочные полости 12 для шестерен 2 образуют в дополнительных радиальных опорах скольжения,выполненных в торцах каждой из шестерен 2 и располагают в пределах сектора контактирования шестерни 2 с полостью нагнетания 10. Такое расположение разгрузочных полостей 11 и 12 в радиальных опорах 5 и 6 валов 3 и 4 и шестерен 2 обеспечивает необходимую встречную направленность радиальной и разгрузочных сил. Размеры разгрузочных полостей 11 и 12 в опорах 5 и 6 валов 3 и 4 и шестерен 2 рассчитывают из условия суммарная площадь контактирования каждой пары вал-шестерня с разгрузочными полостями 11 и 12 должна равняться площади поверхности шестерни 2, воспринимающей радиальное усилие от сжатого рабочего тела в полости нагнетания 10. Кроме этого, с целью снижения величины 1539 1 радиальной силы целесообразно уменьшить размеры сектора контактирования шестерни с полостью нагнетания. Для этого центральный угол этого сектора следует уменьшить до значения 3545. При этом не ухудшаются условия отвода рабочего тела из полости нагнетания. При работе насоса обе шестерни 2 вместе с валами 3 и 4 согласованно вращаются и переносят рабочее тело во впадинах зубьев из полости всасывания 9 в полость нагнетания 10. В полости нагнетания 10 рабочее тело вытесняется из впадин зубьев шестерен 2 зубьями сопряженной шестерни. Часть сжатого рабочего тела в начальный момент работы насоса из полости нагнетания 10 по канавкам в корпусе 1 и отверстиям в подшипниках 5 и 6 поступает в разгрузочные полости 11 и 12, выполненных в опорах валов и шестерен и заполняет их. Поскольку эти полости перекрыты наружными поверхностями валов 3 и 4 и внутренними поверхностями цилиндрических выточек в торцах шестерен 2, прижатыми радиальной силой рад.,образуются неподвижные объемы рабочего тела в разгрузочных полостях 11 и 12. Давление рабочего тела в разгрузочных полостях 11 и 12 и нагнетания 10 равное (т.к. соединены каналами). Таким образом, создается мощная гидростатическая сила(4122), которая действует на каждую пару валшестерня и оказывает противодействие радиальной силе рад. В результате снижается удельное давление валов 3 и 4 и шетерен 2 на опорные поверхности подшипников скольжения 5 и 6. При выполнении всех необходимых условий изобретения контактные давления в узлах трения валподшипник и шестерня-подшипник можно свести до минимально возможной величины путем соз дания разгрузочной гидростатической силы, равной по величине и противоположной по направлению радиальной силе, т.е. практически подвесить пару вал-шестерня в сжатом рабочем теле(между радиальной силой и компенсирующей ее разгрузочной силой). Следует отметить, что при контактировании поверхностей валов и шестерен со сжатым рабочим телом, находящимся в разгрузочных полостях, происходит смазка под давлением узлов трения. Уравновешивание радиальной силы такой же по природе и равной по величине гидростатической силой позволяет свести практически до нуля влияние основного фактора, обуславливающего потерю работоспособности шестеренных насосов,перекачивающих рабочее тело без абразива. Таким образом, гидравлическая разгрузка радиальных опор валов и шестерен насосов значительно повысит их долговечность, т.е. способность сохранять рабочее давление и производительность в течение длительного времени.