В работе приведены результаты опытного определения неравномерности подачи рабочей жидкости шестерёнными насосами и способы снижения пульсаций давления посредством эластичного привода гидронаоса

В сельскохозяйственной технике (тракторах, самоходных машинах, комбайнах, прицепных гидрофицированных машинах) в подавляющем большинстве используются шестеренные насосы типа НШ. Как известно, шестеренные насосы не обладают идеально постоянной подачей рабочей жидкости, подача насоса является величиной переменной, зависящей от угла поворота шестерен, т.е. что связано с постоянно изменяющимся объемом в нагнетательной полости насоса из-за поочередного вхождения зубьев в зацепление.

Текущая геометрическая подача соответствующая максимальному расходу в общем случае будет [1]:

                                        (1)

где:     b – ширина шестерни;

ω₁ – угловая скорость ведущей шестерни, с^-1;

m- модуль зацепления;

r_н – радиус начальной окружности.

Минимальное значение мгновенной подачи:

                                                  (2)

Таким образом, мгновенная подача для любого промежуточного положения точки зацепления будет находиться в интервале Q₁ и Q₂, а изменение подачи происходит по углу поворота в пределах угла   где z – число зубьев шестерни.

Разность между максимальным и минимальным значением мгновенной подачи:

                                       (3)

Среднее значение подачи насоса может быть приближенно вычислено по выражению:

        (4)

где:     n – частота вращения шестерни;

dн– диаметр начальной окружности;

Выражение (4) справедливо с z=8…15, α =20⁰ с точностью 2 – 3%.

Фактическая подача насоса будет меньше расчетной на величину объёмных потерь, состоящих из потерь на перетечки и потерь на всасывание.

Ввиду сложности эвольвентного зацепления существующие формулы для определения подачи шестерённых насосов дают погрешность от 5 до 30% [1].

Авторами ставилась цель – снизить (погасить) пульсации подачи рабочей жидкости, а соответственно и пульсации давления в гидроприводе за счёт введения упругодемпфирующих связей в привод гидравлического насоса типа НШ. Поэтому наряду с аналитическим описанием подачи насоса НШ – 46 были проведены опытные замеры подачи насоса от угла поворота вала ведущей шестерни.

Рисунок 1 – Срез шестеренного насоса НШ-46 с различными углами поворота приводного вала и указанными нагнетательными камерами

Угол поворота вала насоса в 10⁰ позволяет увидеть существенную разницу площадей, а соответственно и объемов нагнетательных камер, который колеблется от 1,8·10^-5 до 2,2·10^-5  м³.

Для  определения фактической наравномерности подачи шестерённых насосов исследовались модели НШ – 10Е и НШ – 46.

Так как для насоса НШ – 10Е число зубьев шестерён z = 10, то было сделано 36 замеров площадей( 360/10 = 36). В результате сканирования было получено 36 фигур и определены площади сечений нагнетательной полости..

Объём вытесняемой жидкости: 

где h –ширина шестерни (для насоса НШ -10Е, h=15,75мм);

S_A=f (φ) –площадь сечения межзубового пространства в нагнетательной полости насоса (для насоса НШ – 10Е площадь изменяется в зависимости от угла поворота от 64,2 мм² до 88,3 мм²).

В результате обработки полученных данных в Excel была получена зависимость подачи насоса от угла поворота (рис.2).

Рисунок 2 – Зависимость объемной подачи насоса от угла поворота его приводной шестерни насоса НШ-10Е

Из графика (рис.2) видно, что на один поворот шестерни насоса НШ-10Е (угол 360⁰) приходится 10 всплесков (что соответствует количеству зубьев z=10). Перепад амплитуд с максимального значения изменения объема до минимального объясняется вхождением очередного зуба шестерни в нагнетательную полость, поочередное вхождение зубьев то ведущей, то ведомой шестерни и создает такую картину изменения подачи рабочей жидкости от угла поворота.

Определим частоту колебаний наиболее влияющей на подачу рабочей жидкости гармоники, с амплитудой 0, 0000138 м³.

Круговая частота колебаний пропорциональна количеству зубьев шестерни насоса и при частоте вращения вала насоса n=1000 мин^-1 будет , где    - угловая скорость вала насоса,

Период колебаний

тогда частота колебаний  В общем виде зависимость для определения частоты колебаний объёмной подачи насоса из–за дискретности зацеплений зубьев примет вид:

                                                (5)

Построим зависимость частоты колебаний f от частоты вращения вала насоса n и количества зубьев шестерни насоса z (рис.3).

Рисунок  3 -  Зависимость частоты пульсаций подачи рабочей жидкости насосом от частоты вращения вала насоса и количества зубьев шестерни насоса

Из поверхности (рис.3) можно узнать частоту пульсаций подачи рабочей жидкости в зависимости от заданной частоты вращения вала шестерённого насоса и количества зубьев шестерни насоса (т.е. для конкретного типоразмера насоса).

Рисунок   4 –  Зависимость объёмной подачи насоса НШ – 46 от угла поворота его приводной шестерни (z=8)

         Частоту пульсаций давления шестерённого насоса следует учитывать при составлении динамических моделей гидропривода, так как эти пульсации могут вызывать резонансные колебания столба жидкости и элементов гидроагрегатов при определённых условиях. Построенные выше зависимости пульсаций объёмной подачи использовались в математических моделях эластичного привода гидронасоса  (ЭПГ) [2], некоторые результаты моделирования приведены на (рис.5), откуда видно, что при использовании ЭПГ пульсации давления от неравномерности эвольвентного зацепления насоса типа НШ  (высокочастотная гармоника) практически гасятся полностью.

Рисунок 5 – Фрагмент диаграммы изменения угловой скорости вала приводного двигателя в зависимости от вида привода насоса.

Литература

1. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов/ Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др. – 2-е изд., перераб. – М.: Машиностроение, 1982. – 423 с., ил.
2. Несмиянов, И.А. Эластичный привод гидронасоса как способ снижения энергопотребления гидромашин./ Несмиянов И.А., Хавронин В.П. // Тракторы и сельскохозяйственные машины. №6, 2007. С.45-46.

Все статьи автора «Несмиянов Иван Алексеевич»