Klasyfikacja pomp wyporowych

Cel ćwiczenia: Eksperymentalne określenie charakterystyk statycznych pompy zębatej IŻ-40. Charakterystyki wyznacza się przy zachowaniu stałych wartości ciśnienia ssania oraz lepkości czynnika roboczego.

Czym jest pompa?

Jest podst. Elementem hydrostatycznego układu napędowego, która służy do zmiany energii mechanicznej doprowadzonej do silnika napędowego (silnik spalinowy, elektryczny lub inny) na energię ciśnienia zakumulowaną w przetłaczanym ciekłym czynniku roboczym wykorzystywanym jako jej nośnik. Zatem jest ona generatorem energii ciśnienia w układzie napędzanym przez różne silniki. Jeżeli chcemy, aby takie generatory spełniły się w układzie napędowym to stawiamy mu następujące wymagania:

- wysokie ciśnienie robocze Pr >> 0 – tym większa gęstość strumienia transportowanego przewodami

- dużą sprawność ni >> 0 - i dlatego duża sprawność

- zdolnością do samo zasysania czynnika roboczego

- nieznacznie zmieniającą się wydajnością w całym zakresie zmian ciśnienia – tym większa V silników

- dużą trwałością

Takie wymagania mogą spełnić jedynie konstrukcje o dużej szczelności wewnętrznej, a więc pompy wyporowe -> tutaj najlepiej sprawdza się pompa zębata.

Pompy śrubowe

Po pierwsze ciecz jest przenoszona w bruzdach międzyzwojowych śrub w kierunku zgodnym z ich osią

- mogą być dwuśrubowe lub wielośrubowe.

Najczęściej stosowane są wielośrubowe, bo dwuśrubowe są tylko do transportu cieczy i nie znajduje zastosowania w układzie napędowym. W wielośrubowych tylko jedna śruba otrzymuje napęd (czynna) , a reszta śrub to śruby bierne, które służą do szczelnego zamknięcia bruzd międzyzwojowych, spełniają rolę komór wyporowych pompy oraz do szczelnego oddzielenia komór ssawnej od tłocznej. Dlatego trój śruba, która jest najczęściej stosowana ma lepszą zwartość konstrukcji (większa wydajność przy podobnych wymiarach i prędkościach obrotowych oraz pełne obciążenie śruby czynnej wynikająca z symetrii położenia śrub biernych. Są cichobieżne.

Pompy łopatkowe

Zmieniające swą objętość wraz z obrotem wałka komory wyporowe są utworzone przez łopatki oraz części obwodu wirnika i wytoczenia obudowy. Zamknięcia czołowe komór stanowią płaszczyzny pokryw. Wysuwane łopatki są usytuowane albo w wirniku razem z nim albo w obudowie.

Pompy łopatkowe możemy podzielić ze względu na sposób działania na:

1. Pojedynczego działania – Czyli na 1 obrót wirnika przypada po 1 cyklu na ssanie i tłoczenie

2. Podwójnego działania – Gdzie na 1 obrót wirnika przypadają 2-krotne cykle ssania i tłoczenia

Czyli wydajność tych pomp jest dwukrotnie większa przy tych samych wymiarach gabaryt.

Z kolei pompy poje dyn. Działania mają mimośrodowe usytuowanie wirnika w cylindrycznym wytoczeniu obudowy. Wartość tego mimośrodu e można zmienić w obu kierunkach od 0 do e_max przewidzianej konstrukcji pompy. Mamy dzięki temu możliwość zmiany wydajności w sposób ciągły oraz zmianę kierunku tłoczenia. W pompach podwój. Działania obudowa ma owalny otwór lub cylindryczny do współpracy z wirnikiem o nieokrągłym kształcie. Niemożliwe nastawienie wydajności.

Pompy wielotłoczkowe promieniowe

Wydajność takiej pompy zależy od skoku tłoczka równego podwójnej wartości mimośrodu e. Jeśli wartość ta jest niezmienna to pompa ma stałą wydajność. Zmieniając wartość mimośrodu np.: za pomocą zmiany położenia osi obudowy względem wirnika można uzyskać zmianę wartości wydajności pompy.

Zatem pojawia się podział na pompy o stałej i zmiennej wydajności. I tak np.: w pompach o zmiennej wydajności możemy nastawić w sposób ciągły różną wartość mimośrodu o różniących się znakach. Ta zmiana znaku powoduje zmianę kierunku tłoczenia pompy. Przewód ssawny stanie się tłoczny, a tłoczny ssawnym.

Najważniejsze w pompach promieniowych jest możliwość uzyskania dużych wydajności dzięki temu, że w bębnie cylindrowym może pracować równocześnie spora liczba tłoczków ustawionych w wielu rzędach.

Ze względu na wartości ciśnień roboczych pompy te ulegają innym konstrukcją wielotłoczkowych pomp wyporowych. Najczęściej stosowane są pompy z wirującymi tłoczkami.

Pompy wielotłoczkowe osiowe

I tu kolejny podział:

- z wychylnym wirnikiem

- z wychylną tarczą oporową

Przy zmianie wydajności pompy polegającej na zmianie kąta pochylenia osi wirnika, na skutek dużych wartości jego momentu bezwładności względem osi obrotu są wymagane duże siły nastawcze. Konstrukcje urządzeń do tego celu służących są większe i cięższe. Własności dynamiczne urządzeń nastawczych i regulatorów są dla tego typu pomp gorsze niż dla pomp z wychylną tarczą.

Wadą pomp z wychylną tarczą oporową jest obciążenie tłoczka znaczną siłą promieniową wynikającą z oddziaływania tarczy. Może to doprowadzić do zanieczyszczeń czynnika roboczego i zmuszenia do filtracji. Z tego też powodu ta siła ogranicza nam pochylenie tarcz do 20 stopni. Zmniejsza to zakres zmienności wydajność pomp, gdzie przy pompach z wirnikiem możemy uzyskać kąt nawet do 40 stopni. Nie mniej jednak dokładne metody obliczeń łożyskowania hydrostatycznego umożliwiają zminimalizowanie wydatku niezbędnego do zapewnienia poprawnej współpracy układu stopka-tarcza oporowa. Są drogie, hałaśliwe i stosunkowa duża pulsacja wydajności i ciśnienia.

Coraz bardziej ludzie interesują się produkcja pomp o zarysach zębów nie-ewolwentowym i głównie o zazębieniu wewnętrznym. Spowodowane jest to niższym poziomem emitowanego hałasu i znacznie mniejszą nierównomiernością wydajności. Pompy zębate cechuje przede wszystkim prostota konstrukcji i demontażu. Poza tym duża trwałość eksploatacyjna i niska cena.

Zarys Ewolwentowy

Stosowanie jest głównie do zazębienia zewnętrznego, zapewnia kompensację luzów czołowych jak i kompensację luzów promieniowych i osiowych. Pompa o takiej budowanie z kołem o jednakowej liczbie zębów prostych jest najtańszym rozwiązaniem konstrukcyjnym, przez co możemy uzyskać dużą dokładność wykonania części, co skutkuje dużą trwałością oraz bardzo dużą sprawnością przy dużych ciśnieniach roboczych. Aby zrobić zarys takiego zęba potrzebujemy wycinku łuku ewolwenty zwyczajnej. Rozkład sił w zazębieniu Ewolwentowy jest korzystny gdyż wypadkowa siła między zębna P ma stałą wartość, kierunek i zwrot.

Zarys Cykloidalny

Jest zbliżony do ewolwenty, które wywodzą się z cykloidalnych. Koła cykloidalne są wykonywane z bardzo dużą dokładnością i współpracują ze sobą bez luzu lub z luzem minimalnym, wynikającym jedynie z odchyłek wykonawczych lub montażowych. Zastosowanie takiego zarysu zęba umożliwia uzyskanie maksymalnej zawartości konstrukcyjnej, a więc zmniejszenie masy pompy na jednostkę przenoszonej mocy. Dzieje się tak dzięki temu, że różnica liczb zębów współpracujących kół może być sprowadzona nawet do jedności. Do tego możemy uzyskać zminimalizowanie współ. nierównomierności wydajności.

Zarys hipocykloidalny

Zęby hipocykloidalny maja odwrotne proporcje niż cykloidalne. Taki zarys jest stosowany do pomp gerotorowych czyli liczba zębów uzębionego wieńca jest tylko o 1 większa od liczby zębów koła czynnego. Zęby pracują równocześnie, a zmienne podczas obrotu, przestrzenie miedzy zębne są oddzielone od siebie przez linie styku kolejnych par współpracujących zębów. Podstawowe zalety tego zarysu to poprawa współ. nierównomierności wydajności; zmniejszenie hałasu oraz gabarytów pompy.

Zarys logarytmiczny

Zarys zęba jest tworzony według spirali logarytmicznej. Taki zarys zęba został zastosowany w latach 40 XX w. w pompie gerotorowej Piggota.

Zarys Truningera

Oryginalne rozwiązanie konstrukcyjne pompy wielostopniowej o zazębieniu wewnętrznym typu QT zaproponowane przez szwajcara Paula Truninger’a. Bok zęba jest uformowany przez łuk o bardzo małej krzywiźnie. Sprawia to, że ząb ma kształt zbliżony do trapezu. Przy takim zarysie uzyskano koła o liczbie zębów 11/15. Różnica równa liczbie 4 zębów także zastosowano wkładkę sierpową, oddzielającą strefę ssawną od tłocznej.

Omówienie konstrukcji pomp zębatych o zazębieniu zewnętrznym i wewnętrznym.

Pompy zębate oparte są na wykorzystywaniu przestrzeni międzyrębnej jako przestrzeni wyporowej i do transportu medium od obszaru ssawnego do tłoczonego. Podstawowym podziałem pomp zębatych są pompy zębate o zazębieniu wewnętrznym i zewnętrznym.

Zalety pomp zębatych:

- niski koszt wykonania

- mały ciężar

- zwartą budowę

- dużą trwałość

- mała wrażliwość na zanieczyszczenia czynnika roboczego

- możliwość łączenia ich w prosty sposób w pompy wielostrumieniowe

Do ujemnych cech zaliczamy:

- dużą hałaśliwość

- pulsację ciśnienia

Zewnętrzne

Dopływający przewodem ssawnym czynnik roboczy wypełnia przestrzenie międzyrębne obu współpracujących kół zębatych, w których jest unoszony do wylotu tłocznego. Koło 1 jest osadzone sztywno na wałku napędowym, natomiast koło 2 obraca się na osi lub wraz z osią w łożyskach osadzonych w kadłubie. Warunkiem osiągania w przewodzie tłocznym wymaganego ciśnienia jest szczelność wewnętrzna pompy, uzależniona od wartości luzów: promieniowego – między wytoczeniem kadłuba, a kołem głów – oraz osiowego, wyznaczonego różnicą odległości powierzchni pokryw zamykających kadłub i szerokości kół zębatych.

Wewnętrzne

W tej konstrukcji wszystkie zęby współpracują ze sobą równocześnie, a zmienne podczas obrotu przestrzenie międzyrębne są oddzielone od siebie przez linie styku kolejnych par współpracujących zębów. Doprowadzenie czynnika do strefy ssania oraz odprowadzenie go ze strefy tłoczenia odbywa się przez kanały w pokrywach czołowych pompy, mające odpowiednie połączenia z wylotami ssawnym i tłocznym. Niższy poziom emitowanego przez nie hałasu oraz znacznie mniejsza nierównomierność wydajności (pulsacja ciśnienia)

Zasklepianie cieczy we wrębach kół zębatych

Zjawisko to pojawia się w pompach o zazębieniu wewnętrznym przy wejściu pary zębów w zazębienie. Gdy następna para zębów zaczyna wchodzić w zazębienie i odcina ciecz w tzw. przestrzeni zasklepionej.

Są dwa przypadki:

1. Zazębienie bez luzu obwodowego międzyzębnego

2. Zazębienie z luzem obwodowego międzyzębnego

W 1 przypadku cała objętość przestrzeni dzieli się na dwie części, przy czym każdą część należy rozpatrywać oddzielnie. Objętość zasklepiona zmniejsza się z obrotem kół od punktu ich zetknięcia do momentu pokrycia się osi wrębu koła czynnego z osią zazębionego zęba koła biernego na linii środków kół.

W 2 przypadku gdy uwzględniamy luzy obwodowe, które mogą wynosić od 0,3-0,5 mm, to przestrzeń zasklepiona utworzona jest między dwoma parami zębów. Przestrzeń zazębiona powstaje w momencie, gdy nowa para wchodzi w zazębienie. Dalszy obrót kół prowadzi do zwiększenia objętości przestrzeni zasklepionej, aż do momentu wyjścia z zazębienia pierwszej pary. Zmniejszenie się objętości ciecz, praktycznie nieściśliwej, towarzyszy wzrost ciśnienia zgodnie ze znaną reakcją.

Stosunek zmiany objętości przestrzeni zasklepionej do objętości początkowej określa się jako współczynnik kompresji .

Występujące powtarzalnie znaczne skoki ciśnienia oddziałują bardzo niekorzystnie na zespół kół zębatych, powodując nadmierne zużycie zębów i przeciążenie łożysk. Szkodliwego działania przestrzeni zasklepionej można uniknąć w dwojaki sposób:

- przez zastosowanie rowków odciążających,

- przez dobór warunków zazębienia kół.

Rowki odciążające

Umieszcza się je na powierzchni czołowej kadłubów przedniego i tylnego pompy.

Kompensacja luzów:

W pompach zębatych występują 3 typy szczelin, które są źródłem strat objętościowych: szczeliny obwodowa, czołowa i międzyzębna.

Szczelina obwodowa.

Szczelina obwodowa znajduje się między powierzchniami wytłoczenia kadłuba a zew. powierzchnią kół zębatych. Grubość jej wyznacza luz promieniowy , z jakim koła są osadzone w wytłoczeniu kadłuba. Luz ten nie ma na ogół jednakowej wartości na całym obwodzie. Przeciętne wartości luzu promieniowego wynoszą od 0,02 – 0,09 mm. Jest to uwarunkowane koniecznością obrotu kół z małymi oporami tarcia, zwłaszcza w sytuacji, gdy nierównomierny rozkład obciążenia obwodowego przemieszcza koła w łożysku przeważnie w stronę przestrzeni ssawnej.

Szczelina czołowa.

Drugim miejscem przecieków są szczeliny czołowe, ich grubość zależy od luzu osiowego powstałego między czołowymi powierzchniami kół zębatych a powierzchniami pokryw bocznych pompy. Luz osiowy nie może być mniejszy niż 0,02 – 0,06 mm, gdyż mogłoby to grozić zatarciem pompy. Wartość luzu jest uwarunkowana:

- możliwością dokładnego wykonania elementów zespołu wirnikowego i pokryw w stosunku do osi kół, wichrowatością i niewspółosiowością powierzchni płyty okularowej i pokryw,

- koniecznością utrzymania niezbędnej grubości filmu smarującego w celu zapewnienia tarcia płynnego,

- różnicą wartości współczynników rozszerzalności materiału kół zębatych i płyty okularowej, na wskutek czego różnie zmieniają się wymiary przy wzroście temperatury.

Poprawę sprawności pomp zębatych można osiągnąć minimalizując luzy, a także kompensując ich zwiększanie się na skutek zużycia współpracujących części. Osiąga się to stosując dociskane siłą ciśnienia tłoczenia nieruchome ścianki tworzące szczelinę do współpracujących z nimi powierzchni zespołu wirnikowego.

Kompensacja luzów osiowych:

Na powierzchnię zew. łożyska działa siła dociskająca je do płaszczyzny czołowej koła równa:

Pd = F1 * p , f1- powierzchnia zew. , p – ciśnienie.

W szczelinie między kołem a łożyskiem występuje określony rozkład ciśnień na obwodzie, w wyniku którego łożyska są odpychane siłą odpychającą:

Pod = f2 * pśr, f2 – powierzchnia, na której działa uśrednione ciśnienie pśr.

Podczas rozruchu pompy łożyska są dociskane wstępnie siłą sprężystości Ps pierścienia uszczelniającego luz specjalnej sprężyny. Luzy osiowe będą więc właściwie kompensowane, jeśli będzie spełniony warunek:

Pd + Ps ≥ Pod.

Lewa strona tej nierówności nie może jednak przyjmować wartości dowolnie dużych.

Drugim warunkiem, który powinien być spełniony jest działanie sił dociskającej i odpychającej wzdłuż jednej prostej. W przeciwnym przypadku powstanie moment, który będzie powodował ukosowanie łożysk, a co za tym idzie wzrost grubości szczelin.

Tak więc hydrauliczna kompen. luzów osiowych sprowadza się do:

- doprowadzenia cieczy roboczej pod cieśnieniem tłoczenia na powierzchnię zew. elementów łożyskowania, po jednej lub po obu stronach zespołu wirnikowego,

- ograniczenia elementami uszczelniającymi określonej pod względem kształtu i wymiarów powierzchni f1 łożysk, na którą będzie działać doprowadzone ciśnienie tak, aby siły Pd i Pod były równe,

- takiego usytuowania powierzchni f1 na powierzchni łożyska, aby kierunki działania sił leżały na jednej prostej.

Kompensacja luzów promieniowych.

Komp. l. promieniowych jest stosowana jako uzupełnienie komp. l. osiowych. Pozwala uzyskać poprawę szczelności wew. oraz zwiększenie zakresu ciśnień roboczych, a także korzystniejszy przebieg sprawności całkowitych.

Komp. l. promieniowych sprowadza się do zrównoważenia sił promieniowych, powstałych w wyniku nierównomiernego rozkładu ciśnienia na obwodzie kół zębatych, a powodujących mimośrodowe przesuwanie tych kół w łożyskach i wytłoczeniach korpusu w kierunku przestrzeni ssawnej.

Pulsacja wydajności w pompach zębatych.

Wydajność chwilowa pompy zmienia się okresowo, wykazując charakter pulsacyjny. Dla pracy układu zasilanego przez pompę pracującą w ten sposób jest to zjawisko niekorzystne. Nierównomierność wydajności wywołuje w całym układzie pulsację ciśnień, a więc jest źródłem okresowo zmieniających się obciążeń i odkształceń elementów, a tym samym ich drgań. Miarą pulsacji wydajności jest tzw. współczynnik nierównomierności wydajności, definiowany jako stosunek różnicy wydajności max. i min. do wydajności średniej teoretycznej.

mała delta = (Qmax – Qmin)/Qt, Qt – wydajność średnia teoret.

Im nierównomierność wydajności jest mniejsza, tym pompa lepsza.

W pompach zębatych chwilowa wydajność jest funkcją kąta obrotu kół. Wartość współ. nierów. wydajności zależy od liczb zębów obu kół oraz od wszystkich wielkości geometrycznych charakteryzujących zazębienie, z wyjątkiem modułu.

Zależność wydajności i nierównomierności wydajności zależy od parametrów geometrycznych kół

Na jednostkową wydajność (chłonność) właściwą wpływają:

• liczba zębów z1 lub z2,

• współczynnik wysokości zęba λ,

• współczynnik przesunięcia ekwidystanty ν.

Zwiększenie liczby zębów wpływa wprost proporcjonalnie na wydajność pomp. Zwiększenie współczynnika λ również powoduje zwiększenie wydajności jednostkowej, ponieważ zęby mają większą wysokość, przez co zwiększa się objętość wrębów międzyzębnych. Wpływ współczynnika przesunięcia ekwidystanty ν zależy od rodzaju zazębienia. W przypadku pomp o zazębieniach epicykloidalnych zwiększanie ν od 0 do 1 zmniejsza wydajność pompy. Zarys uzębienia znajduje się bowiem wewnątrz epicykloidy zasadniczej, przez co zmniejszają się wymiary kół, a więc i objętość wrębów. W zazębieniach hipocykloidalnych zwiększanie współczynnika ν powoduje zwiększanie wydajności. Zarysy kół tworzone są na zewnątrz hipocykloidy zasadniczej, co zwiększa objętość wrębów.

Analiza zależności wykazuje, że współczynnik nierównomierności wydajności (chłonności) zależy, podobnie jak wydajność właściwa, od liczby zębów z1 i z2, współczynnika wysokości zęba λ oraz współczynnika przesunięcia ekwidystanty ν. Zwiększanie liczby zębów z zasadniczo zmniejsza współczynnik nierównomierności wydajności δ. Wpływ współczynników λ i ν należy rozpatrywać łącznie. W zazębieniach epicykloidalnych zwiększenie λ i ν powoduje zmniejszenie współczynnika δ.

Odwrotnie jest w zazębieniach hipocykloidalnych. W pierwszym przypadku zwiększenie współczynnika λ i ν sprawia, że współczynnik δe maleje, w drugim δh zwiększa się. W obu przypadkach dla przyjmowanej zwykle liczby zębów z ≥6 oraz typowych wartości parametrów λ i ν, współczynnik wynosi δ = 1–10%. Wśród pomp wyporowych tylko pompy śrubowe i łopatkowe mają porównywalnie mały ten współczynnik.