Результат интеллектуальной деятельности: Способ работы нагнетающего насоса маслоагрегата турбореактивного двигателя (ТРД), нагнетающий насос и его рабочее колесо

Группа изобретений относится к области авиадвигателестроения, а именно к способу работы нагнетающего насоса маслоагрегата системы смазки нагруженных узлов авиационного турбореактивного двигателя.

Из существующего уровня техники известен способ работы двухсекционного центробежно-шестеренного насоса маслосистемы авиационных двигателей, содержащий корпус с двумя парами разделителей полостей всасывания и нагнетания и шестерни с крыльчатками, расположенные на двух валах (см., напр., М.М. Бич, Е.В. Вейнберг, Д.Н. Сурнов. Смазка авиационных газотурбинных двигателей. М. Машиностроение. 1979, стр. 57, рис. 4.11).

Известен способ работы двухсекционного центробежно-шестеренного насоса маслосистемы авиационных двигателей, содержащий корпус с двумя парами шестерен с крыльчатками, расположенными на двух валах (RU 2250394 С2, опубл. 20.04.2005).

Известен способ работы комбинированного центробежно-шестеренного насоса маслосистемы авиационных двигателей для подачи и откачки масла, содержащий находящиеся в зацеплении шестерни с кольцевыми проточками и предвключенные центробежные крыльчатки (RU 2472041 С1, опубл. 20.01.2013).

Известен способ работы центробежно-шестеренного насоса маслосистемы авиационных двигателей для подачи и откачки масла, содержащий корпус, находящиеся в зацеплении шестерни и предвключенные центробежные крыльчатки. Разделители полостей всасывания и нагнетания выполнены в виде подпятников с буртами (RU 2291321 С2, опубл. 20.01.2007).

К недостаткам известных решений относятся недостаточная проработанность агрегатов системы смазки маслом нагруженных узлов двигателя, повышенные сложность конструкции, материалоемкость и относительно невысокая эффективность, надежность и долговечность работы маслоагрегата и обусловленные конструктивными решениями невысокие гидродинамические характеристики центробежно-шестеренного насоса, что приводит к повышенному износу трущихся деталей рабочих узлов и снижению надежности работы и КПД насосов в процессе эксплуатации.

Задача, решаемая группой изобретений, заключается в улучшении гидродинамических и энергетических характеристик нагнетающего насоса маслоагрегата, повышении КПД, надежности и долговечности работы насоса при снижении материало- и трудоемкости изготовления и энергозатрат на работу маслоагрегата, связанную с доставкой очищенного и охлажденного масла в узлы смазки нагруженных шестерен двигательных агрегатов КДА и выносной коробки самолетных агрегатов (ВКА).

Поставленная задача решается тем, что в способе работы нагнетающего насоса маслоагрегата двухвального двухконтурного турбореактивного двигателя (ТРД), согласно изобретению, нагнетающий насос, выполненный сблокированным с откачивающим насосом в составе корпуса маслоагрегата, устанавливают на крышке КДА и подают из маслобака очищенное масло в шестеренно-центробежный рабочий орган нагнетающего насоса, содержащий два рабочих колеса, размещенных на двух параллельных валах и имеющих каждое шестерню с зубчатым венцом и предвключенную крыльчатку, при этом один из валов сообщают с рессорой редуктора привода с возможностью получения крутящего момента от источника энергии - стартера и/или вала РВД двигателя и наделяют ведомым рабочим колесом, свободно установленным на валу с возможностью автономного вращения и ограниченным в корпусе от осевых смещений, а второй вал получает крутящий момент от первого вала через шестеренную передачу рабочих колес откачивающего насоса и наделяют в нагнетающем насосе функцией ведущего, передавая крутящий момент на фиксировано посаженное на валу ведущее рабочее колесо и затем на установленное на первом валу ведомое рабочее колесо шестеренно-центробежной пары рабочего органа с предвключенной крыльчаткой каждого из рабочих колес пары, обеспечивающей центробежный подвод к зубчатым венцам колес и с объемным вытеснением перекачиваемой среды из межзубных впадин взаимодействующих зубчатых венцов ведущей и ведомой шестерен, для чего диск крыльчатки выполняют с центральным посадочным отверстием, наделенным шлицами на части длины, и наделяют двусторонней крыльчаткой, лопатки которой выполняют за одно целое с диском, эквидистантно разнося по поверхности сбегов последнего с угловой частотой γ_л.н.н., определенной в диапазоне значений γ_л.н.н.=(0,48÷1,12) [ед/рад]; при этом свободные концы лопаток выполняют направленными навстречу потокам, а непосредственно выходящие из диска концы центробежно-направленными к межзубным впадинам зубчатого венца шестерни рабочего колеса, которое размещают на валу диском крыльчатки конгруэнтно диаметру посадочного места последнего, причем по внешнему контуру диск крыльчатки фиксировано соединен с ободом шестерни, обрамленным зубчатым венцом с угловой частотой зубьев γ_з.ш., определенной в диапазоне γ_з.ш.=(2,23÷3,18) [ед/рад], при этом в ободе шестерни каждого рабочего колеса выполняют под ножками зубьев двустороннюю кольцевую проточку, причем вытеснение перекачиваемой среды из межзубной впадины каждой из взаимодействующих шестерен в нагнетательном насосе производят в угловом секторе β_в.н.н. поворота зубчатых венцов, определяемом половиной угла, образованного радиусами шестерен от заходной точки взаимного пересечения условных цилиндрических поверхностей, описывающих вершины зубьев зубчатых венцов до выходной точки пересечения условных цилиндрических поверхностей по ходу поворота шестерен, составляющем угловой сектор β_в.н.н., определенный в диапазоне значений β_в.н.н.=(0,416÷0,485) [рад], а угловой сектор последующего разрежения β_р.н.н. в освобождаемой от перекачиваемой среды впадине равен углу вытеснения β_р.н.н.=β_в.н.н..

При этом объем ΔV_в.н.н. вытеснения перекачиваемой среды из межзубной впадины, ограниченной в зубчатом венце смежными боковыми стенками смежных зубьев, дном межзубной впадины и с внешней стороны условной цилиндрической поверхностью, описанной по вершинам зубьев венца шестерни, может составлять ψ-ю часть от суммарного объема полного количества межзубных впадин зубчатого венца шестерни рабочего колеса насоса

Ψ=ΔV_в.н.н./∑ΔV_в.н.н.=(5,2÷6,6)⋅10^-2.

Двустороннюю кольцевую проточку под ножками зубьев в ободе шестерни каждого рабочего колеса могут выполнять с осевой шириной, соответствующей минимальной осевой ширине полотна диска крыльчатки, а зубья венца выполняют с осевой шириной, превышающей аналогичный параметр кольца обода шестерни на двойную высоту запирающих буртиков кольцевых подпятников корпуса длиной, включающей суммарную длину дуги последовательных угловых секторов каналов подвода, рабочего вытеснения из межзубных впадин перекачиваемой среды и разрежения освобожденных впадин.

Консольные приконцевые участки лопаток крыльчатки могут выполнять отогнутыми в сторону вращения рабочего колеса с переменным радиусом закрутки, уменьшающимся по ширине лопатки к оси рабочего колеса с градиентом G_ΔR/Вл изменения радиуса приконцевого участка лопатки, считая от периферийного ребра последней до ребра, ближнего к оси рабочего колеса, составляющем

G_ΔR/Вл=ΔR_з.л./В_л.=(R_з.л.max-R_{з.л min})/B_л.=(0,19÷0,28) [м/м],

где R_з.л.max - максимальный радиус закрутки приконцевого участка с периферийной стороны лопатки крыльчатки; R_з.л.min - минимальный радиус закрутки приконцевого участка с внутренней стороны лопатки крыльчатки; В_л - радиальная ширина осевого фронтально ориентированного навстречу потоку участка лопатки крыльчатки.

Поставленная задача в части нагнетающего насоса решается тем, что нагнетающий насос маслоагрегата двухвального двухконтурного турбореактивного двигателя, согласно изобретению, выполнен с возможностью нагнетания очищенного и охлажденного масла к опорам валов роторов высокого давления (РВД) и низкого давления (РНД), нагруженным шестерням коробки двигательных агрегатов (КДА) и выносной коробки самолетных агрегатов (ВКА) описанным выше способом.

Поставленная задача в части рабочего колеса нагнетающего насоса маслоагрегата двухвального двухконтурного турбореактивного двигателя, содержащего шестеренно-центробежный рабочий орган, включающий два рабочих колеса, уставленных на двух параллельных валах, решается тем, что, согласно изобретению, каждое рабочее колесо ведущее и/или ведомое нагнетающего насоса содержит шестерню с зубчатым венцом и двухстороннюю предвключенную крыльчатку для центробежного подвода масла к зубчатым венцам шестерни рабочего колеса, а оси рассматриваемого и оппозитного колес шестеренно-центробежный рабочего органа расположены на расстоянии, обеспечивающем объемное вытеснение перекачиваемой среды из межзубных впадин взаимодействующих зубчатых венцов шестерен рабочих колес, как ведущего, так и ведомого, для чего диск крыльчатки каждого рабочего колеса выполнен с центральным посадочным отверстием для размещения на собственном валу и переменной осевой толщины, совмещающем полотно диска со ступицей и вписанным с каждой стороны в осевой сегмент условной вогнутой тороидальной поверхности со сбегом к периферийному контуру диска с радиусом R_т.п.д. образующей сегмента, составляющем R_т.п.д.=(11,9÷16,8)⋅10^-3 [м], а по внешнему контуру диск крыльчатки фиксированно соединен с ободом шестерни, обрамленным зубчатым венцом, при этом лопатки крыльчатки выполнены за одно целое с диском и эквидистантно разнесены по поверхности сбегов диска с угловой частотой γ_л.н.н., определенной в диапазоне значений γ_л.н.н.=(0,48÷1,12) [ед/рад], причем свободные концы лопаток выполнены направленными навстречу потокам, а непосредственно выходящие из диска концы лопаток выполнены центробежно-направленными к межзубным впадинам зубчатого венца шестерни рабочего колеса, при этом в ободе шестерни выполнена под ножками зубьев двусторонняя кольцевая проточка с осевой шириной, соответствующей минимальной осевой ширине полотна диска крыльчатки, а зубья венца выполнены с осевой шириной, превышающей аналогичный параметр кольца обода шестерни на двойную высоту запирающих буртиков кольцевых подпятников корпуса длиной, включающей суммарную длину дуги последовательных угловых секторов каналов подвода, рабочего вытеснения из межзубных впадин перекачиваемой среды и разрежения освобожденных впадин, причем частота и конфигурация зубьев и впадин в зубчатом венце рабочего колеса и удаление оси от оси оппозитного рабочего колеса в шестеренно-центробежном органе насоса выполнены с возможностью обеспечения вытеснения перекачиваемой среды из каждой межзубной впадины в угловом секторе поворота зубчатых венцов, определяемом половиной угла, образованного радиусами шестерен упомянутых рассматриваемого и оппозитного ему рабочего колеса от заходной точки взаимного пересечения условных цилиндрических поверхностей, описывающих вершины зубьев зубчатых венцов до выходной точки пересечения условных цилиндрических поверхностей по ходу поворота шестерен, составляющем угловой сектор β_в.н.н., определенный в диапазоне значений β_в.н.н.=(0,416÷0,485) [рад], а угловой сектор последующего разрежения β_р.н.н. в освобождаемой от перекачиваемой среды впадине равен углу вытеснения β_р.н.н.=β_в.н.н..

При этом диск крыльчатки и обод шестерни рабочего колеса могут быть зафиксированы от взаимных осевых и тангенциальных смещений разрезным стопорным кольцом и осевой шпонкой.

Обод шестерни может быть обрамлен зубчатым венцом, выполненным с угловой частотой зубьев γ_з.ш., определенной в диапазоне γ_з.ш.=(2,23÷3,18) [ед/рад].

Консольные приконцевые участки лопаток крыльчатки могут быть выполнены отогнутыми в сторону вращения рабочего колеса с переменным радиусом закрутки, уменьшающимся по ширине лопатки к оси рабочего колеса с градиентом G_ΔR/Вл изменения радиуса приконцевого участка лопатки, считая от периферийного ребра последней до ребра, ближнего к оси рабочего колеса, составляющем

G_ΔR/Вл=ΔR_з.л./В_л.=(R_з.л.max-R_{з.л min})/В_л.=(0,19÷0,28) [м/м],

где R_з.л.max - максимальный радиус закрутки приконцевого участка с периферийной стороны лопатки крыльчатки; R_з.л.min - минимальный радиус закрутки приконцевого участка с внутренней стороны лопатки крыльчатки; В_л - радиальная ширина осевого фронтально ориентированного навстречу потоку участка лопатки крыльчатки.

Технический результат, достигаемый группой изобретений, объединенных единым творческим замыслом, состоит в разработке способа работы нагнетающего насоса маслоагрегата на всех режимах работы двигателя с улучшенными конструктивными и эксплуатационными характеристиками рабочего колеса с предвключенной крыльчаткой, обеспечивающими повышение КПД, ресурса и надежности работы насоса и маслоагрегата двигателя в целом.

Сущность изобретения поясняется чертежами, где:

на фиг. 1 изображен маслоагрегат, продольный разрез;

на фиг. 2 - рабочее колесо нагнетающего насоса маслоагрегата, ведомая шестерня, продольный разрез;

на фиг. 3 - взаимодействующие шестерни рабочих колес в нагнетающем насосе, поперечный разрез;

на фиг. 4 - фрагмент лопатки крыльчатки рабочего колеса, вид сбоку;

на фиг. 5 - вид по А-А на фиг. 4, вид на приконцевой участок лопатки с периферийной стороны;

на фиг. 6 - вид по Б-Б на фиг. 4, вид на приконцевой участок лопатки с внутренней стороны.

В группе изобретений, объединенных единым творческим замыслом, двухвальный двухконтурный турбореактивный двигатель содержит валы РВД и РНД с опорами, КДА с насосом форсажным и ВКА, связанные магистралями подачи и отвода масла с маслобаком и фильтром тонкой очистки. Смонтированный в корпусе маслоагрегата 1 (фиг. 1) и установленный на крышке КДА нагнетающий насос 2 выполнен сблокированным с установленным также корпусе маслоагрегата откачивающим насосом 3. Очищенное масло из маслобака подают в нагнетающий насос, который содержит два рабочих колеса 4 и 5. Рабочие колеса 4 и 5 установлены на двух параллельных валах 6 и 7. Пара рабочих колес 4 и 5 работает как шестеренно-центробежный рабочий орган нагнетающего насоса.

В способе работы нагнетающего насоса 2 маслоагрегата двигателя вал 6 сообщают по крутящему моменту через рессору редуктора привода с источником энергии - стартером и/или с валом РВД двигателя и наделяют ведомым рабочим колесом 5 (фиг. 2), имеющим шестерню 8 с зубчатым венцом 9 и предвключенную крыльчатку 10. Ведомое рабочее колесо 5 свободно установлено на валу 6 с возможностью автономного вращения и ограничено в корпусе насоса от осевых смещений.

Вал 7 получает крутящий момент от вала 6 через шестеренную передачу ведущего и ведомого рабочих колес 11 и 12 откачивающего насоса 3 и в нагнетающем насосе 2 наделен функцией ведущего вала. Вал 7 передает крутящий момент на фиксировано посаженное на валу ведущее рабочее колесо 4 и затем на установленное на валу 6 ведомое рабочее колесо 5. Ведущее рабочее колесо 4 выполнено также имеющим шестерню 13 с зубчатым венцом 14 и предвключенную крыльчатку 10. Пара рабочих колес 4 и 5 (фиг. 3) работает как шестеренно-центробежный рабочий орган нагнетающего насоса, обеспечивающий предвключенной крыльчаткой 10 каждого из рабочих колес 4, 5 центробежный подвод к зубчатым венцам колес и с объемным вытеснением перекачиваемой среды из межзубных впадин 15 взаимодействующих зубчатого венца 14 ведущей шестерни 13 и зубчатого венца 9 ведомой шестерни 8.

Каждое рабочее колесо 4 и 5 нагнетающего насоса размещают на соответствующем валу 7 и 6 диском 16 крыльчатки 10 конгруэнтно диаметру посадочного места последнего. Для чего диск 16 крыльчатки 10 выполняют с центральным посадочным отверстием 17, наделенным шлицами (на чертежах не показано) на части длины. Диск 16 крыльчатки 10 ведомого рабочего колеса 5, представленного на фиг. 2, и диск крыльчатки аналогично выполненного ведущего рабочего колеса (на чертежах не показан) выполнен переменной осевой толщины, совмещающем полотно 18 диска со ступицей 19 и вписанным с каждой стороны в осевой сегмент условной вогнутой тороидальной поверхности со сбегом 20 к периферийному контуру диска 16 с радиусом R_т.п.д. образующей сегмента, составляющем R_т.п.д.=(11,9÷16,8)10^-3 [м]. Диск 16 наделяют двусторонней крыльчаткой 10. Лопатки 21 крыльчатки 10 выполнены за одно целое с диском 16 и эквидистантно разнесены по поверхности сбегов 20 последнего с угловой частотой γ_л.н.н., определенной в диапазоне значений γ_л.н.н.=(0,48÷1,12) [ед/рад]. Свободные концы лопаток 21 выполнены направленными навстречу потокам. Непосредственно выходящие из диска 16 концы лопаток 21 выполнены центробежно-направленными к межзубным впадинам 15 зубчатого венца шестерни рабочего колеса.

По внешнему контуру диск 16 крыльчатки 10 каждого рабочего колеса фиксировано соединен с ободом 22 шестерни, обрамленным зубчатым венцом, который выполнен с угловой частотой γ_з.ш. зубьев 23, определенной в диапазоне γ_з.ш.=N_з/2π=(2,23÷3,18) [ед/рад], где N_з - число зубьев шестерни.

В ободе 22 шестерни каждого рабочего колеса 4, 5 выполняют под ножками зубьев 23 двустороннюю кольцевую проточку 24 с осевой шириной, соответствующей минимальной осевой ширине полотна 18 диска 16 крыльчатки. Зубья 23 венцов 9 и 14 шестерен выполняют с осевой шириной, превышающей аналогичный параметр кольца обода 22 шестерни на двойную высоту запирающих буртиков кольцевых подпятников 25 корпуса длиной, включающей суммарную длину дуги последовательных угловых секторов каналов подвода, рабочего вытеснения из межзубных впадин 15 перекачиваемой среды и разрежения освобожденных впадин 15.

Вытеснение перекачиваемой среды из межзубной впадины 15 каждой из взаимодействующих шестерен 8 и 13 (фиг. 3) в нагнетательном насосе производят в угловом секторе β_в.н.н. поворота зубчатых венцов, определяемом половиной угла, образованного радиусами шестерен от заходной точки взаимного пересечения условных цилиндрических поверхностей, описывающих вершины зубьев зубчатых венцов до выходной точки пересечения условных цилиндрических поверхностей по ходу поворота шестерен, определенном в диапазоне β_в.н.н.=(0,4164÷0,485) [рад]. Угловой сектор последующего разрежения β_р.н.н. в освобождаемой от перекачиваемой среды впадине равен углу вытеснения β_р.н.н.=β_в.н.н..

Объем ΔV_в.н.н вытеснения перекачиваемой среды из межзубной впадины 15, ограниченной в зубчатом венце 9, 14 смежными боковыми стенками смежных зубьев 23, дном межзубной впадины 15 и с внешней стороны условной цилиндрической поверхностью, описанной по вершинам зубьев венца шестерни, составляет ψ-тую часть от суммарного объема полного количества межзубных впадин зубчатого венца шестерни рабочего колеса

Ψ=ΔV_в.н.н./∑ΔV_в.н.н.=(5,2÷6,6)⋅10^-2.

Консольные приконцевые участки лопаток 21 крыльчатки 10 (фиг. 4) рабочего колеса выполняют отогнутыми в сторону вращения рабочего колеса с переменным радиусом закрутки, уменьшающимся по ширине лопатки к оси 26 рабочего колеса с градиентом G_ΔR/Вл изменения радиуса приконцевого участка лопатки, считая от периферийного ребра 27 последней до ребра 28, ближнего к оси 26 рабочего колеса, составляющем

G_ΔR/Вл=ΔR_з.л./В_л.=(R_з.л.max-R_{з.л min})/В_л.=(0,19÷0,28) [м/м],

где R_з.л.max - максимальный радиус закрутки приконцевого участка с периферийной стороны лопатки крыльчатки; R_з.л.min - минимальный радиус закрутки приконцевого участка с внутренней стороны лопатки крыльчатки; В_л - радиальная ширина осевого фронтально ориентированного навстречу потоку участка лопатки крыльчатки.

Диск 16 крыльчатки 10 и обод 22 шестерни рабочего колеса 4, 5 нагнетательного насоса зафиксированы от взаимных осевых и тангенциальных смещений разрезным стопорным кольцом 29 и осевой шпонкой 30.

Работает нагнетающий насос маслоагрегата ТРД следующим образом.

Нагнетающий насос забирает масло из маслобака и направляет его под давлением через фильтр тонкой очистки, где масло подвергают очистке. Далее через топливо-масляные теплообменники, где масло охлаждают, подают в узлы смазки очищенным и охлажденным маслом подшипников опор РВД и РНД, нагруженных шестерен двигательных агрегатов КДА и ВКА.

При работе насоса 2 вал 6 с ведомым рабочим колесом 5 получает крутящей момент через рессору редуктора привода с источником энергии - стартером и/или с валом РВД двигателя. Ведомое рабочее колесо 5 свободно установлено на валу 6 с возможностью автономного вращения. Вал 7 получает крутящий момент от вала 6 через шестеренную передачу ведущего и ведомого рабочих колес 11 и 12 откачивающего насоса 3 и в нагнетающем насосе 2 выполняет функцию ведущего вала. Вал 7 передает крутящий момент на фиксировано посаженное на валу ведущее рабочее колесо 4. Таким образом, от вала 7 крутящий момент передается ведущей шестерне 13 рабочего колеса 4, находящейся в постоянном зацеплении с ней ответной ведомой шестерней 8 рабочего колеса 5, свободно установленного на валу 6.

Пара рабочих колес 4, 5 нагнетающего насоса 2 работает как шестеренно-центробежный рабочий орган насоса, который осуществляет центробежный подвод предвключенной крыльчаткой перекачиваемой среды. При вращении крыльчаток рабочих колес 4, 5 подаваемая из полости откачивающего насоса 3 перекачиваемая среда под действием развиваемого ими напора через межлопаточные каналы крыльчаток поступает в полость 31 разрежения насоса с последующим перемещением в полость 32 всасывания. После чего перекачиваемая среда поступает в межзубовые впадины 15 в шестернях 8 и 13, где происходит объемное вытеснение перекачиваемой среды из межзубных впадин 15 взаимодействующих зубчатых венцов 9 и 14 ведущей и ведомой шестерен рабочих колес 4, 5 и далее по масляным магистралям в узлы смазки. Вытеснение перекачиваемой среды из каждой межзубной впадины 15 шестерен производят в угловом секторе поворота зубчатых венцов 9 и 14, составляющем β_в.н.н.=0,44 [рад]. Угловой сектор последующего разрежения β_р.н.н. в освобождаемой от перекачиваемой среды впадине равен углу вытеснения β_р.н.н.=β_в.н.н.

Технический результат изобретения достигают совокупностью разработанных в группе изобретении конструктивных решений и геометрических параметров основных элементов нагнетающего насоса, а именно радиальных параметров и геометрической конфигурации шестерни и диска крыльчатки рабочего колеса, сочетания сужающегося полотна и осевой ширины ступицы, компенсирующих ослабление полотна диска центральным отверстием, что приводит к снижению материалоемкости и повышению максимальных допустимых усилий в элементах диска. Технический результат группы изобретений обеспечивают при наделении крыльчатки каждого рабочего колеса насоса количеством лопаток, располагаемых с угловой частотой, принимаемой из диапазона, найденного в изобретении. При уменьшении числа лопаток ниже нижнего предела заявленного диапазона резко снижается производительность насоса за счет уменьшения подачи перекачиваемой среды в шестеренный рабочий орган насоса. Увеличение числа лопаток в крыльчатке с превышением верхнего предела в указанном в формулу диапазоне приводит к неоправданному ухудшению КПД из-за избыточного дробления межзубных порций, турбулизации перекачиваемой среды и снижению эффективной производительности насоса. Предлагаемая в изобретении частота и конфигурация зубьев и впадин в зубчатом венце рабочих колес шестеренно-центробежного рабочего органа насоса маслоагрегата при минимальном взаимном удалении осей взаимодействующих шестеренных колес в шестеренно-центробежном органе насоса, необходимом и достаточном для максимального радиального вхождения зуба по впадину в положении совмещения радиусов вершины зуба и надира впадины с нормалью к линии центров рабочих колес, проведенной через среднюю точку указанной линии, обеспечивает оптимальное вытеснение перекачиваемой среды из каждой межзубной впадины каждой из взаимодействующих шестерен в насосе и повышает плавность работы и повышение ресурса насоса при одновременном снижении материалоемкости на единицу объема перекачиваемой среды и габаритов узлов маслоагрегата в целом.

Таким образом, за счет улучшенных гидродинамических характеристик нагнетающего насоса достигают повышение КПД и надежность работы насоса и работы маслоагрегата в целом при одновременном снижении материалоемкости и энергозатрат.