Шестеренный насос

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПАТЕНТНЫЙ КОМИТЕТ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ(71) Заявитель Институт надежности машин НАН Беларуси(73) Патентообладатель Институт надежности машин Академии наук Беларуси(57) 1. Шестеренный насос внутреннего зацепления, содержащий статор с цилиндрической расточкой, ротор,расположенный в ней и состоящий из жестко соединенных между собой вала и зубчатого колеса с зубьями,консольно выступающими над ступицей, и опирающийся на подшипники скольжения и качения, расположенные по одну сторону с валом относительно зоны зубчатого зацепления, шестерню, находящуюся во внутреннем зацеплении с зубчатым колесом, крышку с разделительным сегментом и ось, запрессованную в крышку с эксцентриситетом относительно геометрической оси вращения ротора, снабженного, по меньшей мере, одной дополнительной радиальной опорой в виде подшипника скольжения, отличающийся тем, что дополнительная радиальная опора расположена в зоне зубчатого зацепления и/или за ней с противоположной стороны от вала. 2. Насос по п. 1, отличающийся тем, что радиальная опора в зоне зубчатого зацепления и за ней выполнена в виде втулки, запрессованной в отверстие в оси и охватывающей цилиндрический шип вала, выступающий за плоскость ступицы колеса. Фиг. 1 3. Насос по п. 1, отличающийся тем, что радиальная опора за зоной зубчатого зацепления выполнена в 3354 1 виде кольца, жестко соединенного с торцами зубьев колеса и опирающегося на внутреннюю поверхность цилиндрической расточки в статоре и на наружную поверхность ступенчатой выточки в крышке. Изобретение относится к области гидравлики и может найти применение в объемных роторных насосах. Основной причиной утраты работоспособности насосов (уменьшение давления и производительности ниже допустимых величин), перекачивающих рабочее тело без абразива, является износ подшипников валов от действия радиальной силы. Наиболее значительно это проявляется в конструкциях с радиальными опорами в виде подшипников скольжения. Однако заменить подшипники скольжения на подшипники качения для целой гаммы насосов не представляется возможным (практически все насосы химической промышленности,топливные насосы и др.). Поэтому с целью снижения контактных нагрузок уделяют внимание протяженности радиальных опор скольжения и их взаимному расположению. Известен шестеренный насос внутреннего зацепления фирмы(США) (см. проспект фирмы). Данная фирма на головном и дочерних предприятиях выпускает большое количество типоразмеров насосов для агрессивных сред с различными физическими свойствами. Принципиально эти насосы устроены следующим образом. В цилиндрической расточке статора расположен ротор, состоящий из жестко соединенных между собой вала и колеса с зубьями, параллельными оси вращения и консольно выступающими над ступицей колеса. Зубчатое колесо расположено на конце вала. Вал опирается на две радиальные опоры ближе к колесу расположен подшипник скольжения, на дальнем конце вала - подшипник качения. Подшипник скольжения смазывается и охлаждается рабочим телом, которое подает насос. Поэтому для агрессивных сред с различной вязкостью и способностью кристаллизоваться при взаимодействии с воздухом разработаны различные конструкции торцевых уплотнений той области насоса, где расположен подшипник скольжения. Подшипник качения находится вне области контактирования с рабочей агрессивной средой,смазан консистентной смазкой и закрыт. Шестерня расположена внутри колеса и вращается на подшипнике скольжения вокруг оси, которая запрессована в крышку с эксцентриситетом относительно геометрической оси вращения ротора. Разделительный сегмент серпообразной формы выполнен воедино с крышкой. Однако консольная схема расположения зубчатого колеса на валу и шестерни на оси в данной конструкции насоса является недостатком, существенно сокращающим срок службы насоса. Это обусловлено тем,что радиальная сила, образующаяся в полости нагнетания как результат воздействия сжатого рабочего тела на боковую поверхность зубьев колеса и шестерни, отгибает консольно расположенные детали насоса. При такой схеме нагружения износ подшипников происходит неравномерно и детали, входящие в зубчатое зацепление, перекашиваются. У подшипников вала размерный износ ближней к колесу радиальной опоры значительно больше, чем дальней. Вызвано это тем, что, во-первых, при консольной схеме расположения в подшипниках ротора ближняя к колесу опора нагружена больше, чем дальняя. Во-вторых, ближняя опора является подшипником скольжения, а дальняя - подшипником качения. В-третьих, подшипник скольжения смазывается и охлаждается рабочим телом насоса, которое в данном случае является агрессивной жидкостью. Поэтому при эксплуатации в результате более ускоренного износа ближней опоры - подшипника скольжения - колесо вместе с валом смещается в радиальном направлении и ось вращения ротора наклоняется к геометрической оси нового насоса. При этом консольно выступающие зубья колеса вырабатывают канавки на статоре, сегменте и торце крышки. Плоскость ступицы колеса (при его наклоне) нажимает на торец шестерни и заставляет ее перекашиваться с сопутствующим износом подшипника на корсет. А зубья шестерни изнашивают плоскость ступицы колеса и параллельную ей плоскость крышки. Образующиеся продукты износа попадают в зубчатое зацепление и подшипники скольжения, ускоряя износ насоса. Таким образом, консольная схема расположения зубчатого колеса на валу и шестерни на оси предопределяет неравномерный износ подшипников, перекос деталей зубчатого зацепления, ускоренный износ всего насоса и, тем самым, сокращает срок его службы. Наиболее близким по технической сущности к предлагаемой конструкции насоса является насос по описанию патента 5197869 А от 30.03.1993 г. Насос содержит статор, в цилиндрической расточке которого размещен ротор. Ротор состоит из зубчатого колеса и вала, жестко соединенных между собой, причем колесо расположено консольно на валу. Зубья на колесе расположены консольно по периметру ступицы диска. Вал опирается на подшипники скольжения и качения. В статоре выполнена специальная осесимметричная расточка для дополнительного подшипника скольжения, на который опирается ступица - диск колеса. Шестерня находится во внутреннем зацеплении с колесом и размещена на оси, которая запрессована в от 2 3354 1 верстие в крышке, выполненное эксцентрично оси вращения ротора. Разделительный сегмент между полостью всасывания и нагнетания выполнен воедино с крышкой. Дополнительная радиальная опора для колеса делает конструкцию установки ротора более жесткой. Однако ротор в опорах по-прежнему остается размещенным консольно, так как подшипник скольжения для колеса расположен по одну сторону с опорами для вала относительно зоны зубчатого зацепления. Кроме этого,шестерня на оси также остается размещенной консольно. Таким образом, сохраняется консольная схема расположения зубчатого колеса и шестерни, как и в конструкции насоса фирмыс сопутствующим неравномерным износом их радиальных опор и перекосом сопряженных деталей, входящих в зубчатое зацепление. Задачей настоящего изобретения является увеличение жесткости конструкции насоса за счет изменения схемы нагружения ротора с консольной на двухопорную путем введения дополнительной радиальной опоры в зоне зубчатого зацепления или за ней с противоположной стороны от вала. Поставленная задача решена в шестеренном насосе внутреннего зацепления, содержащем статор с цилиндрической расточкой, ротор, расположенный в ней и состоящий из жестко соединенных между собой вала и зубчатого колеса с зубьями, консольно выступающими над ступицей, и опирающийся на подшипники скольжения и качения, расположенные по одну сторону с валом относительно зоны зубчатого зацепления, шестерню, находящуюся во внутреннем зацеплении с зубчатым колесом, крышку с разделительным сегментом и ось, запрессованную в крышку с эксцентриситетом относительно геометрической оси вращения ротора, снабженного, по меньшей мере, одной дополнительной радиальной опорой в виде подшипника скольжения, причем последняя, согласно изобретения, расположена в зоне зубчатого зацепления и/или за ней с противоположной стороны от вала. При этом радиальная опора в зоне зубчатого зацепления и за ней выполнена в виде втулки, запрессованной в отверстие в оси и охватывающей цилиндрический шип вала, выступающий за плоскость ступицы колеса. Кроме этого, радиальная опора за зоной зубчатого зацепления выполнена в виде кольца, жестко соединенного с торцами зубьев колеса и опирающегося на внутреннюю поверхность цилиндрической расточки в статоре и на наружную поверхность ступенчатой выточки в крышке. Дополнительная радиальная опора в зоне зубчатого зацепления и за ней по другую сторону вала принципиально изменяет схему нагружения ротора с консольной на двухопорную. Шип вала, выступающий за плоскость ступицы зубчатого колеса, расположен во втулке, запрессованной в ось, жестко соединенной с крышкой насоса. Таким образом, ротор имеет радиальные опоры в корпусе насоса по обе стороны зоны зубчатого зацепления и непосредственно в ней. При этом подшипники вала нагружены равномерно. Повышается также плавность работы насоса в период пуска и остановки. Все это повышает ресурс насоса. Такой вариант решения задачи целесообразен для насосов больших размеров, которые работают на больших оборотах и обеспечивают высокие давления в технологических линиях. В небольших по размерам насосах практически возможно обеспечить двухопорную схему установки ротора путем создания дополнительной радиальной опоры по другую сторону зоны зубчатого зацепления от вала в виде кольца, жестко соединенного с торцами зубьев колеса, и размещенного в кольцевой проточке крышки. Это кольцо образует два подшипника скольжения с крышкой и статором. Кроме этого, оно соединяет воедино консольно выступающие зубья колеса, увеличивая их жесткость. Таким образом, двухопорная схема установки ротора значительно увеличивает жесткость конструкции насоса, что обусловливает повышение ресурса его работы. На фиг. 1 изображен насос в осевом разрезе с дополнительной радиальной опорой для ротора в зоне зубчатого зацепления и за ней. На фиг. 2 - разрез А-А фиг. 1. На фиг. 3 - насос в осевом разрезе с дополнительной радиальной опорой для ротора за зоной зубчатого зацепления. Насос на фиг. 1 состоит из статора 1, зубчатого колеса 2, жестко соединенного с валом 3. Полукорпус 4 жестко соединен со статором 1 и имеет места для размещения подшипников скольжения 5 и качения 6. Внутри шестерни 7 расположен подшипник скольжения 8. В крышку 9 с эксцентриситетом (е) относительно геометрической оси вращения ротора запрессована ось 10, вокруг которой вращается шестерня 7. Вал 3 имеет цилиндрический шип для образования дополнительной радиальной опоры вместе с втулкой 11, запрессованной в ось 10 вдоль оси вращения вала. Насос (фиг. 3) имеет ротор с дополнительной радиальной опорой в виде кольца 12. При работе насоса вал 3 вращает зубчатое колесо 2, которое входит в зацепление с шестерней 7 и сообщает ей вращение вокруг оси 10. Рабочее тело переносится во впадинах зубьев колеса и шестерни из полости всасывания в полость нагнетания и там вытесняется из впадин зубьев зубьями сопряженной детали. Сжатое рабочее тело в полости нагнетания воздействует на боковую поверхность зубьев колеса и шестерни, образуя радиальную силу, которая действует перпендикулярно валу 3 и оси 10. В результате оказываются нагруженными уже известные подшипники 5, 6, 8 и дополнительно вновь введенные подшипники 11 и 12. В результате перераспределения нагрузки от радиальной силы на дополнительные радиальные опоры 11 и 12 в зоне 3 3354 1 зубчатого зацепления и за ней значительно снижаются удельные контактные давления вала в радиальных опорах 5 и 6. Следует отметить, что увеличение опорной поверхности подшипника 8 также благоприятно сказывается на ресурсе насоса. Подшипник 12 двойной один образован наружной поверхностью кольца и внутренней поверхностью расточки под колесо в статоре второй - внутренней поверхностью кольца и наружной поверхностью ступенчатой выточки в крышке. При работе насоса кольцо опирается на эти две цилиндрические поверхности (в статоре и в крышке) и разгружает подшипники вала с противоположной стороны зацепления колеса с шестерней (прежде всего подшипник скольжения, расположенный у статора). Таким образом, дополнительные радиальные опоры 11 и 12 обеспечивают двухопорную схему нагружения ротора. Все его подшипники оказываются нагруженными более равномерно. Повышается также плавность работы насоса в период пуска и остановки. В целом, все это значительно повышает ресурс насоса. Государственный патентный комитет Республики Беларусь. 220072, г. Минск, проспект Ф. Скорины, 66. 4