ШЕСТЕРЕННЫЙ НАСОС

Полезная модель относится к области гидромашиностроения, в частности к шестеренным насосам.
Известна шестеренная гидромашина (патент РФ 2233388), содержащая шестерни внешнего зацепления установленные в цилиндрических расточках корпуса и по одному варианту исполнения пару компенсаторов торцовых зазоров, сопряженных между собой дугообразной выемкой по всей высоте одного компенсатора, примыкающих к торцам шестерни, а сопряженный с ним другой компенсатор примыкает к торцу шестерни, выступающему над торцом другой шестерни. А по другому варианту исполнения с двумя парами компенсаторов примыкающих к обеим торцам шестерен, компенсаторы торцовых зазоров без дугообразных выемок выполнены сопряженными с противоположными торцами различных шестерен. Такая конструкция позволяет повысить коэффициент подачи гидромашины, даже при условии, что венцы шестерен имеют различную ширину или когда расточки корпуса выполненных в виде колодцев, имеют разную глубину.
Однако известно, что нагрузка на подшипники ведомой шестерни больше, чем на подшипники ведущей шестерни при работе гидромашины в режиме насоса (см. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. - М.: Машиностроение, 1974 г. стр.326). Это приводит к тому, что подшипники ведомой шестерни изнашиваются сильнее, чем ведущей шестерни. Причем износ подшипников происходит по направлению действия результирующих гидравлических нагрузок воздействующих на шестерни от давления рабочей жидкости.
В прототипе подшипники ведомой шестерни имеют разную конструкцию и могут быть три варианта исполнения. В случае, когда в насосе имеется два компенсатора торцовых зазоров, возможно два варианта сборки. В первом варианте ведомая шестерня своими цапфами опирается с одной стороны на подшипник скольжения, запрессованный в корпус гидромашины, а другой цапфой на подшипник скольжения компенсатора торцевых зазоров без дугообразных выемок. При таком исполнении гидромашины работающей в режиме насоса, подшипник скольжения, запрессованный в корпус, будет изнашиваться сильнее, чем подшипник скольжения компенсатора торцевых зазоров без дугообразных выемок, т.к. последний будет при работе проворачиваться в корпусе по направлению вращения ведомой шестерни и износ при этом будет не односторонний, а равномерный по диаметру. Это приведет со временем к перекосу ведомой шестерни и задиру корпуса в расточке, где располагается ведомая шестерня. При втором варианте, ведомая шестерня цапфами опирается с одной стороны на подшипник скольжения, запрессованный в корпус гидромашины, а другой цапфой на подшипник скольжения компенсатора торцовых зазоров с дугообразной выемкой. В этом случае происходит одинаковый износ обеих подшипников скольжения, а так как нагрузка на ведомую шестерню больше чем на ведущую, износ подшипников ведомой шестерни больше чем ведущей, что приводит снижению ресурса работы гидромашины. В третьем варианте, когда гидромашина снабжена двумя парами компенсаторов торцевых зазоров, выполненных в виде торцевых втулок, ведомая шестерня опирается одной цапфой на компенсатор без дугообразной выемки, а другой цапфой на компенсатор с дугообразной выемкой. При работе гидромашины в режиме насоса компенсатор без дугообразной выемки будет проворачиваться, а с дугообразной выемкой нет. И как в первом варианте со временем, по мере износа подшипников возникнет перекос ведомой шестерни, что будет задирать корпус насоса.
В основу полезной модели положена задача увеличения ресурса работы шестеренного насоса, у которого разность по ширине венцов шестерен и глубина расточек колодцев корпуса не приводит к заметному уменьшению подачи, за счет устранения одностороннего износа подшипников скольжения ведомой шестерни.
Эта задача решается тем, что предлагается шестеренный насос, содержащий шестерни внешнего зацепления, установленные в цилиндрических расточках корпуса, две пары компенсаторов торцовых зазоров, сопряженных между собой дугообразной выемкой по всей высоте одного из компенсаторов, примыкающих к торцам шестерен и уплотнение с тыльной стороны компенсаторов. Компенсаторы торцовых зазоров без дугообразных выемок сопряжены с обеими торцами ведомой шестерни, а компенсаторы торцовых зазоров с дугообразными выемками сопряжены с обеими торцами ведущей шестерни.
Установка компенсаторов торцовых зазоров без дугообразных выемок на обеих цапфах ведомой шестерни позволит исключить односторонний износ подшипников скольжения, тем самым увеличивается ресурс их работы, так как при вращении шестерен, компенсаторы ведомой шестерни будут проворачиваться в корпусе по направлению вращения ведомой шестерни.
На фиг.1 изображен продольный разрез насоса по осям шестерен;
на фиг.2 изображен поперечный разрез А-А с фиг.1.
Шестеренный насос содержит ведущую 1 и ведомую 2 шестерни, выполненные совместно с цапфами 3, 4, 5 и 6. Ведущая шестерня 1 также имеет приводной вал 7, уплотненный манжетой 8. Шестерни 1 и 2 совместно с компенсаторами торцевых зазоров, выполненных в виде втулок 9, 10, 11 и 12, в которых расположены цапфы 3, 4, 5 и 6 шестерен 1
и 2, установлены во внутренней камере корпуса 13 насоса, образованной двумя цилиндрическими расточками 14 и 15.
Шестеренный насос работает следующим образом. При приведении во вращение шестерен 1 и 2 посредством приводного вала 7 во впадинах из зацепления зубьев образуется вакуум, вследствие чего рабочая жидкость заполняет межзубовые пространства шестерен и переносится в зону высокого давления. С тыльной стороны втулок 11 и 12 в крышке 16 имеется уплотнение 17, которое уплотняет компенсационную камеру 18. Под воздействием давления рабочей жидкости в компенсационной камере 18 втулки 11 и 12 продвигаются в аксиальном направлении и своими торцами поджимаются к боковым поверхностям шестерен 1 и 2, а те, в свою очередь, к втулкам 9 и 10. Втулки 9 и 11 установленные на ведомой шестерне 2 будут вращаться по направлению вращения ведомой шестерни 2, за счет этого подшипники скольжения этих втулок будут изнашиваться равномерно, т.е. не будет одностороннего износа, а это приведет к увеличению ресурса работы насоса. Скорость вращения втулок 9 и 11 будет значительно уступать скорости вращения ведомой шестерни 2, так как фактором торможения будет прижим втулок к корпусу 13 по направлению действия результирующих гидравлических нагрузок, воздействующих на шестерни от давления рабочей жидкости. Также втулки 10 и 12, установленные на ведущей шестерне 1, стремясь провернуться своими выемками, будут притормаживать втулки 9 и 11. В момент пуска насоса, когда в системе нет давления, скорость вращения втулок 9 и 11 будет выше.