17754

Объёмные насосы

Лекция

Производство и промышленные технологии

Лекция №10. Объёмные насосы Специфической особенностью всех объёмных насосов является то что их производительность в основном определяется величинами периодически замыкаемых в них объёмов и скоростью переноса этих объёмов со стороны всасывания на сторону нагнетани

Русский

2013-07-05

709 KB

28 чел.

Лекция №10. Объёмные насосы

Специфической особенностью всех объёмных насосов является то, что их производительность в основном  определяется величинами периодически замыкаемых в них объёмов и скоростью переноса этих объёмов со стороны всасывания на сторону нагнетания. При этом давление нагнетания и соответственно удельная работа насосов при расчётной скорости движения рабочих органов в рабочем диапазоне практически зависят только от сопротивления нагнетательной магистрали. В этих условиях конструктивные расчёты объёмных насосов практически не связаны с гидромеханикой, принципиально очень просты, и в основном сводятся к  вычислениям геометрических значений соответствующих объёмов, которые зависят от формы и конструкции рабочих органов. Так, для шестерённых насосов определяются объёмы впадин между зубьями, для винтовых насосов – объёмы полостей между спиральными выступами, для поршневых насосов – объёмы, освобождаемые ходами поршней в цилиндрах и т.п. Для простых насосов с небольшими расходами и давлениями целесообразно вычисление основных размеров по приближённым формулам, после чего возможна сравнительно простая их доводка на основе простых испытаний. Более сложные или имеющие более важное назначение насосы  могут быть рассчитаны по более сложным зависимостям, в которых обстоятельно учитываются особенности конфигурации рабочих органов, а также вычисляются внутренние утечки и некоторые другие дополнительные параметры их работы на основе гидромеханики и с учётом всех геометрических и конструктивных особенностей проектируемых объектов. В любом случае для каждого типа объёмных насосов при выполнении любых видов расчётов важно выделение и определение всех общепринятых параметров геометрии, связанных с тем или иным видом рабочих органов – с шестернями, с винтами, с цилиндрами и т.п. Соответственно сказанному рассмотрим вначале конструктивное разнообразие шестерённых насосов, а затем упрощённые и точные методы определения их основных параметров, в основном, как уже говорилось, связанные с особенностями геометрии их рабочих органов.

10.1.Типы шестеренных насосов (материал заимствован из книги И.А.Чиняева «Роторные насосы», Л: Машиностроение, 216с.1969.)

Шестеренные насосы являются одним из наиболее распространенных видов роторных насосов. Они применяются в системах смазки машин и механизмов, в различных гидроприводах, для перекачивания нефти, нефтепродуктов и других жидкостей. Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления.

                                    

Рис.  10.1 Схема шестеренного   насоса   с  внешним зацеплением

 

Рис. 10.2 Схема шестеренного насоса   с   внутренним   зацеплением:

/ —внешняя   шестерня;    2—внутренняя шестерня

Наибольшее распространение имеют насосы с шестернями внешнего зацепления. Простейший насос такого типа изображен на рис. 10.1.

Насос состоит из ведущей 1 и ведомой 3 шестерен, помещенных в плотно обхватывающий их корпус 4, который в левой части рисунка показан пунктиром. При вращении шестерен по направлению стрелок жидкость, заполняющая впадины зубьев, переносится из полости всасывания 5 в полость нагнетания 2. В полости всасывания зубья шестерен выходят из зацепления, а в полости нагнетания — входят в зацепление. Соответственно этому в полости всасывания происходит увеличение объёмов, а в полости нагнетания – уменьшение переносимых объёмов.

На рис. 10.2 показана схема насоса с внутренним зацеплением шестерен.

Чтобы отделить нагнетательную полость от всасывающей, применен серповидный элемент 3, помещенный между внутренней и внешней шестернями. Для уплотнения между внешней шестерней и корпусом установлены уплотняющие элементы, находящиеся под действием пружин.

В случае перемены направления вращения шестерен при сохранении тех же подводов и отводов жидкости серповидный элемент следует переместить в положение, диаметрально противоположное изображенному на рис. 10.2. Насосы такого типа имеют меньшие габаритные размеры и меньше изнашиваются, чем насосы с внешним зацеплением шестерен, однако из-за сложности изготовления они применяются редко, в основном в системах смазки реверсивных двигателей.

Основным типом шестеренных насосов является насос, состоящий из пары прямозубых шестерен с внешним зацеплением и с одинаковым числом зубьев эвольвентного профиля. Насосы этого типа отличаются простотой устройства и надежностью в эксплуатации.     

Рис.  10.3. Схема  трехшестеренного насоса

Рис.  10.4.   Схема   трехступенчатого   шестеренного                                                                                     насоса: 1, 2, 3 — ступени  насоса;  4 — перепускной  клапан

                                                                               

Для увеличения подачи применяются насосы с тремя и более шестернями,   размещенными   вокруг   центральной   приводной   шестерни. На  рис.10.3 показан трехшестеренный насос.  Средняя шестерня является приводной; при вращении ее в направлении, указанном стрелкой,  жидкость будет засасываться из каналов и нагнетаться через каналы 2 и 4. Теоретическая подача такого   насоса   в  два  раза больше теоретической подачи   насоса,   состоящего из двух шестерен тех же размеров.   Действительная   подача насоса этого типа из-за увеличения утечек будет несколько ниже удвоенной  подачи   насоса,   выполненного по обычной схеме.

Для повышения давления жидкости шестеренные насосы выполняют многоступенчатыми.

На рис. 10.4 изображена схема трехступенчатого шестеренного насоса. Подача каждой предыдущей ступени этого насоса выше расхода последующей ступени. Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет перепускной клапан, отрегулированный на соответствующее давление.

Применением двух- и трехступенчатого насоса можно соответственно удвоить и утроить давление; однако при этом понижается общий к. п. д. агрегата, так как первые ступени должны быть рассчитаны на превышение потребной подачи для обеспечения надежного питания последующих ступеней.

Путем последовательно-параллельного соединения в одном агрегате нескольких групп шестерен можно получить насос высокого давления с большим числом ступеней расхода, т. е. многопоточный насос высокого давления.

На рис. 10.5 изображена схема двухступенчатого шестипоточного шестеренного насоса.

Рис. 10.5. Схема шестеренного насоса  с параллельно-последовательными потоками жидкости

У насосов с косозубыми (рис. 10.6) и шевронными (рис. 10.7 и 10.8) шестернями вход зубьев в зацепление и выход из зацепления происходят не сразу по всей ширине, как у насосов с прямозубыми шестернями, а постепенно. Благодаря этому они менее чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа, более износоустойчивы и работают плавно и бесшумно.

Существенным недостатком насосов с косозубыми шестернями является возникновение во время работы осевых усилий, прижимающих шестерни к торцам корпуса, что может вызвать их интенсивный износ. Этого недостатка не имеют насосы с шевронными шестернями.

Рис. 10.6.  Насос

с   косозубыми   шестернями

Обычно шевронные шестерни составляют из двух шестерен с косыми зубьями, одна из которых имеет левую нарезку, другая — правую (рис. 10.7).

Рис 10.7.  Роторы насоса  с шевронными   шестернями

Косозубая шестерня 1, сидящая на ведущем валу, имеет правую нарезку, а косозубая шестерня 2, насаживаемая на тот же вал, выполнена с левой нарезкой. Обе шестерни образуют одну шевронную шестерню; они сидят на валу на общей шпонке. Косозубые шестерни ведомого ротора расположены в обратном порядке, т. е. шестерня 3 имеет левую нарезку, а шестерня 4 — правую. Шестерня 3 сидит на валу на шпонке, а шестерня 4 насажена на вал   свободно,  что дает  ей возможность самоустанавливаться при работе роторов относительно зубьев шестерни ведущего ротора. Угол наклона зубьев в шевронных шестернях обычно составляет 20…25°.

Насосы с шевронными шестернями допускают более высокие скорости (числа оборотов) и имеют больший срок службы, чем насосы с прямозубыми шестернями. Кроме того, в этих насосах отсутствует запирание жидкости во впадинах. У    некоторых    насосов зубья шевронных шестерен служат только для герметизации и вытеснения (перемещения) жидкости, передача же крутящего момента происходит   через   внешнюю   пару   прямозубых шестерен (рис. 10.8).

Рис. 10.8. Насос с шевронными шестернями и внешней парой прямозубых шестерен

Недостатком насосов с шевронными шестернями является трудность герметизации камер нагнетания и всасывания, ввиду чего их в основном применяют при сравнительно небольших давлениях и больших расходах.

Насосы с шевронными шестернями хорошо зарекомендовали себя при перекачке высоковязких жидкостей (до 300°ВУ). Их целесообразно применять также для перекачки жидкостей, содержащих газы и обладающих значительной упругостью насыщенных паров. Это объясняется тем, что благодаря отсутствию защемленного объема в полость нагнетания переносится малое количество сжатых газов и паров.

Шестеренные насосы выполняются с внутренними и с выносными  подшипниками. Первые строятся для перекачивания жидкостей, обеспечивающих нормальную работу подшипников, а вторые – для перекачивания агрессивных и не обладающих смазывающими свойствами жидкостей.

Имеются шестеренные насосы, выполненные с обогревом корпуса. У некоторых  шестеренных насосов  применено охлаждение  корпуса.

На шестеренные насосы, выпускавшиеся в СССР, имелся государственный стандарт, который распространялся на насосы с подачей до 144 м3/ч и давлением нагнетания до 2,5МПа.

Современные шестеренные насосы могут развивать давление до 100 кГ/см2 и выше. В авиационных гидросистемах применяются шестеренные насосы с давлением нагнетания 15…20МПа.

Выпускаемые в настоящее время шестеренные насосы являются нерегулируемыми по подаче, хотя регулирование в принципе и осуществимо [20].

Шестеренные насосы часто используют в качестве гидромоторов, для чего их обычно подвергают некоторым конструктивным доработкам и тщательному контролю качества изготовления [3].

10.2. Теоретическая подача шестеренного насоса

 Рабочими органами простейшего шестерённого насоса являются прямозубые шестерни с внешним зацеплением. Имеет смысл выделить основные геометрические параметры такого кинематического элемента, соответствующие общепринятым формам.

Образование и элементы цилиндрического прямозубого колеса.

Представим себе цилиндр радиуса ro, называемый основным цилиндром, и касательную к нему плоскость N (рис. 136), на поверхности которой нанесены линии АВ и СО, параллельные образующей цилиндра.

Рис. 10.9. К образованию профиля зуба

При перекатывании справа налево плоскости N по поверхности основного цилиндра прямые АВ и CD опишут в пространстве эвольвентные поверхности, которые образуют правые боковые поверхности двух соседних зубьев. Левая боковая поверхность одного из зубьев может быть образована прямой Е при перекатывании плоскости N в обратном направлении, т. е. слева направо.

Образовав таким приемом боковые поверхности всех зубьев длине полной окружности, ограничим их высоту поверхностями двух соосных цилиндров диаметров Dе и Di. В результате получим зубчатый венец колеса,  часть которого показана на рис.   10.10, а.

Рис. 10.10. К образованию зубчатого венца

По окружности обода зубцы распределяются равномерно и чередуются с разделяющими их впадинами. Снаружи зубцы ограничиваются   окружностью   диаметра   De,   называемой   окружностью выступов. Эта окружность определяет наибольший размер заготовки колеса в диаметральном направлении. Основание впадин очерчивается окружностью диаметра Di, называемой окружностью впадин. По ширине зубчатое колесо ограничено размером В.

Опишем из центра колеса такую окружность, на которой толщина зуба Sд и ширина впадины S' (измеренные по этой окружности) будут равны друг другу. Такая окружность   называется делительной окружностью,   диаметр    ее    обозначается dд.

Делительная окружность рассекает каждый зубец на две неравные по высоте части: головку зуба и ножку зуба. Высота ножки h" берется больше высоты головки h  для создания радиального зазора (зазор с на рис. 10.11)   в  сцепляющихся   колесах.

Этот зазор нужен для того, чтобы отделить окружность выступов одного колеса от окружности впадин другого колеса. Расстояние, измеренное по дуге делительной окружности, между одноименными профилями (левыми или правыми) соседних зубьев называется торцовым шагом и обозначается буквой t . Кроме величины торцового шага t, пользуются еще измерением основного шага  to   по дуге   основной   окружности   (рис. 10.10, а).

Так как нормаль к эвольвенте является разверткой основной
окружности, то шаг
to можно измерять и по любой нормали к эвольвентам соседних зубьев  (рис.  10.11).

Между t и to существует простая зависимость

или

Длина делительной окружности, равная  может быть определена и как , где z — число зубьев колеса, т. е.,   , откуда

.

Величину отношения торцового шага  t   к числу π   называют модулем зацепления и обозначают буквой m:

.     (10.1)

Выражение (10.1) можно переписать как

.

Модуль т имеет ту же размерность в мм, что и шаг t, поскольку т можно рассматривать как часть шага, кратную π.

Если при проектировании передачи величину модуля устанавливать произвольно, то это приведет к большим производственным затруднениям, поскольку каждому произвольному модулю (шагу) должен соответствовать свой режущий инструмент, который может быть использован только в данном произвольном случае.

Рис. 10.11 Кинематическая схема прямозубого некорригированного зацепления

Во избежание этого произвола величина модуля т стандартизована. Весь режущий инструмент, используемый при нарезании зубчатых колес, выполняется в соответствии с этим стандартом. Сокращенный ряд модулей приведен в табл.  10.1

Табл.  10.1 Стандартизированный  ряд модулей

т, мм

1

1,25

1,5

1,75

2

2,25

2,5

3

3,5

4

4,5

5

5,5

6

6,5

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

18

20

22

24

26

28

30

В странах с дюймовой системой мер (Англия, США), применяется не модуль, а диаметральный шаг или питч р, представляющий собой отношение числа   зубьев   z   к   диаметру   dд  (в   дюймах)   делительной   окружности:

.

откуда dд (в дюймах) = .

Модуль т и питч р связаны между собой зависимостью mp = 25,4. Принят следующий ряд значений    p: 1, 11/4, 11/2, 13/4, 2, 21/4, 21/2, и т.д.  

Все размеры зубчатого колеса можно выразить через модуль.
Торцовый шаг

.

Высота головки, ножки и полная высота зуба, измеренные в радиальном  направлении,   равны соответственно

с = 0,25m –  радиальный зазор (рис.  10.11).

Диаметры окружностей выступов и впадин

Для зубчатой пары межцентровое расстояние может равняться сумме половин делительных окружностей шестерен. В этом случае мы будем иметь некорригированное зацепление, для которого начальные окружности и делительные окружности совпадают. Для такого зацепления при равных диаметрах шестерен

.

Под начальными окружностями понимают такие, которые для зубчатой пары обкатываются при вращении шестерен одна по одной без проскальзывания. Если же шестерни несколько раздвинуть, то межцентровое расстояние А уже не будет равно сумме половин делительных окружностей. Чтобы обкатка шестерён при таком смещении была правильно организованной, профили их зубьев нарезают со смещением режущего инструмента в сторону от центра шестерни, и тогда такое зацепление называется корригированным с положительной коррекцией. В этом случае, как уже отмечалось, диаметр начальной окружности и делительной окружности не совпадают. Схема корригированного зубчатого колеса с положительной коррекцией показана на рис. 10.12.

Рис. 10.12 Схема корригированного колеса с положительной коррекцией в зацеплении с исходной зубчатой  рейкой

Корригирование зацепления

Вопросы корригирования (коррекции) зацепления шестерен насосов рассматриваются в целом ряде работ [3; 20; 27] .Для шестерен насосов наиболее целесообразно применение положительного смещения исходного контура режущего инструмента относительно обрабатываемой заготовки.

Корригированные шестерни с положительным смещением инструмента получаются обкаткой делительной окружности шестерни по прямой, параллельной средней линии исходного контура, причем средняя линия перенесена от центра шестерни на величину ξт, где ξ — коэффициент профильного смещения (коэффициент коррекции).

У положительной передачи

Ад > Ао;   α > α;   ξ >0,

где Ад — действительное расстояние между центрами шестерен;

     Ао — теоретическое расстояние между центрами шестерен;

     α угол  зацепления передачи;

     α о — угол  зацепления основной рейки.

У нулевой передачи (передача с нормальными некорригированными шестернями)

Ад= Ао;  α = α;   ξ = 0.

При коррекции профиля зуба величину положительного смещения следует выбирать больше величины, диктуемой условиями устранения подрезания профиля. Это целесообразно делать потому, что увеличение профильного смещения приводит к увеличению угла зацепления передачи и к увеличению радиусов кривизны профилей зубьев, что благоприятно сказывается на их контактной прочности. Кроме того, увеличение профильного смещения влечет за собой уменьшение степени перекрытия ε, что также является желательным для шестерен насосов, так как уменьшается вредное влияние запираемой во впадинах жидкости. Степень перекрытия ε характеризует продолжительность зацепления и равняется отношению длины l рабочего участка линии зацепления к основному шагу t. Рабочим участком (длиной зацепления) линии зацепления является часть общей касательной к основным окружностям сцепляющихся колёс, заключённая между окружностями головок (см. рис. 10.11).

Уменьшение степени перекрытия ε желательно даже при наличии разгрузочных устройств, так как ограниченность размеров разгрузочных канавок не всегда позволяет снизить скорость выталкиваемой жидкости до малой величины. Поэтому наряду с другими мерами борьбы с вредным влиянием защемленного объема  необходимо стремиться к уменьшению степени   перекрытия.

Отрицательными факторами, которые вызываются увеличением положительного смещения, являются уменьшение радиуса перехода от профиля зуба ко впадине и уменьшение толщины зуба по окружности головок.

Первый фактор обычно не является решающим, так как прочность на изгиб зубьев шестерен насосов достаточно велика.

Величина смещения лимитируется толщиной зуба по окружности головок se. Для шестерен насосов толщины se являются уплотняющими перемычками, разделяющими камеры нагнетания и всасывания по окружности головок шестерен. По данным испытаний шестеренных насосов высокого давления можно считать допустимой величину se, равную   0,2т.

Все перечисленные требования удовлетворяются в излагаемой ниже системе, разработанной Е. М. Юдиным [27]. Эта система гарантирует толщину зуба у вершины не менее 0,2т, при достаточно большом коэффициенте профильного смещения (рис. 10.12). Кроме того, она проста и удобна в практическом применении.

В данной системе, аналогично принятой в британском стандарте, действительное расстояние между центрами шестерен определяется по выражению

    (10.1)

                                                                                                                                                                                                                                                                      

Диаметр начальной окружности

       d=Ad.                                                      (10.2)                                                                                                                                                                                                                                                     

Диаметр делительной окружности

                                               dд = mz=Ao.                                            (10.3)

Разность между действительным и теоретическим расстояниями между   центрами   шестерен

     ,               (10.4)

где ξв — суммарный   коэффициент   воспринимаемого   смещения   передачи, характеризующий в долях модуля, насколько раздвинуты оси шестерен. Коэффициент ξв в рассматриваемой системе равен

Коэффициент   воспринимаемого   смещения   одной шестерни   в   данном  случае при  z1 = z2 = z  будет равен .

Угол зацепления в градусах

.

Величина смещения инструмента принимается равной ξm.

Коэффициент профильного смещения для каждой шестерни

,

где Δs – боковой зазор между зубьями по начальной окружности, принятый в данной системе равным 0,08m.

Коэффициент уравнительного смещения

.

Коэффициент высоты зуба исходного контура (реечного инструмента) принимается равным

Коэффициент высоты зуба

.

Коэффициент радиального зазора исходного контура

.

Диаметр окружности головок шестерни

    (10.5)

Полная высота зуба шестерни

.     (10.6)

Диаметр окружности впадин

.   (10.7)

Для   предварительного  определения  модуля  зацепления   т  при окружной скорости по окружности головок шестерен ue = 7…20 м/сек и отношении b/m  (где b – в мм) в пределах  от 6 до 10 можно пользоваться формулой

,

где Q — в  л/мин.

Окружная скорость ue = 7 м/сек является предельной для обычных  шестерённых насосов, а ue = 20 м/сек –  для насосов с принудительным  питанием от вспомогательного насоса или с наддувом бака.

Теоретическая подача шестеренного насоса

Для определения теоретической подачи Qт шестеренных насосов имеется большое число формул, многие из которых дают результаты, значительно отличающиеся от опытных данных.

Из приближенных формул практически хорошие результаты дает следующая  формула :

,    (10.8)

где   А — расстояние между центрами шестерен в мм; De — диаметр окружности головок (выступов) в мм; b— ширина шестерни в мм; n— число оборотов ротора в об/мин.

Для шестерен с нормальным некорригированным зубом   А = mz  и

 De = m(z + 2), где m — модуль, z— число зубьев шестерни. Для таких шестерен формула (10.8) принимает следующий вид

.                                       (10.9)

Из формулы (11.2) видно, что подача насоса пропорциональна квадрату модуля m и первой степени числа зубьев z. Поэтому в насосах обычно применяются шестерни с малым числом зубьев (наиболее часто в пределах от 8 до 14) и большим модулем, так как они имеют значительно меньшие габариты, чем шестерни с большим числом зубьев и малым модулем, обеспечивающие ту же подачу.

Точная формула для определения теоретической подачи шестерённого насоса с внешним прямозубым зацеплением имеет следующий вид

,           (10.10)              

где Re — радиус окружности головок в мм; r — радиус начальной окружности в мм;

to — основной шаг в мм, равный  (ro радиус основной окружности в мм); k — коэффициент, определяемый по выражению

,

где ε — коэффициент   перекрытия.

В случае некорригированных шестерен, имеющих высоту головки зуба, равную модулю т (коэффициент высоты зуба fh = 1).

,

где αо — угол давления в точке профиля зуба нa делительной окружности или  угол профиля зуба  исходного контура  реечного инструмента (для стандартных колес αо = 20°).

Для насосов с такими шестернями формула (40) принимает вид

.         (10.11)

Здесь b и m выражены в мм.

Для шестерен с числом зубьев z = 8…14 среднее значение k близко к 1,2 и формулы (40) и (41) принимают следующий вид:

         ;               (10.12)

 .                   (10.13)

Формулы (10.5) и (10.6) следует применять при расчетах шестеренных насосов, не имеющих конструктивных устройств, обеспечивающих полное использование запираемой полости. Формулой (10.6) можно пользоваться не только для шестерен с некорригированным зубом, но и для шестерен, имеющих профиль зуба, корригированный по изложенному методу; при этом в формулу следует подставлять вместо z число на единицу больше действительного числа зубьев.

Теоретическую подачу шестеренного насоса в случае полного использования защемленного объема можно определить по формуле

,                   (10.14)

где Re, r, to и b выражены в мм.

Для насосов, имеющих шестерни  с нормальным   некорригированным зубом, формула (10.7) примет вид

         (10.15)

Для  насосов  с шестернями,   корригированными  по  изложенной системе, теоретическая подача определяется по формулам:

приближенная формула

;         (10.16)

точная формула: 

       .                   (10.17)

Максимальная   теоретическая   подача   (с   использованием защемленного объема) находится по формуле

                      (10.18)

Во всех записанных выше формулах величины b, m и tо выражены в мм.

Конец лекции


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

23467. Средний и страдательный залоги 256.5 KB
  1 действительный залог activum средний залог medium страдательный залог passivum αἱρέω я беру захватываю αἱρέομαι я беру для себя выбираю αἱρέομαι меня берут захватывают προσάγω я привожу коголибо προσάγομαι я привожу к себе привлекаю к себе склоняю на свою сторону коголибо προσάγομαι меня приводят к комулибо λούω я мою купаю λούομαι я моюсь купаюсь λούομαι меня моют купают δικάζω я сужу творю суд как судья δικάζομαι я сужусь веду тяжбу как сторона в судебном процессе δικάζομαι надо мною творят суд...
23468. Указательные местоимения 133 KB
  отложительные глаголы страдательного залога deponentia passiva которые в аористе имеют формы страдательного залога а в будущем времени – формы либо среднего либо страдательного залога либо обе параллельные формы: βούλομαι – я желаю βουλήσομαι fut. промежуток времени в который чтолибо происходит в течение чего в продолжение чего во время чего: παρ᾿ ὅλον τὸν βίον – всю жизнь παρ᾿ ἡμέραν – ежедневно день за днём букв. приближение к какомулибо качеству в некоторых выражениях: παρὰ μικρόν παρ᾿ ὀλίγον – без малого почти...
23469. II аттическое склонение 174.5 KB
  образованное от основы перфекта будущее завершённое futurum exactum или futurum III обозначающее состояние в будущем которое станет результатом будущего действия: πεπαιδευκὼς ἔσομαι – я уже буду воспитавшим и тогда буду иметь коголибо воспитанным. Причастие будущего времени указывает на цель или намерение совершить какоелибо действие часто в сочетании с ὡς а также обозначает действие будущее по отношению к действию управляющего глагола например в обороте accusativus cum participio4: παρεσκευάζετο ὡς ἀπαντησόμενος τοῖς...
23470. Первое склонение 168.5 KB
  В сочетании с окончаниями именного склонения конечные элементы основ первого склонения образуют следующий набор практических окончаний: Окончания имён женского рода первого склонения singularis pluralis основа ᾱ ᾰ ᾱ ᾰ nominativus ᾱ purum η ᾰ purum ᾰ impurum αι genetivus ᾱς ης ᾱς ης ων dativus ᾳ ῃ ᾳ ῃ αις accusativus ᾱν ην ᾰν ᾱς ανς vocativus = nom. νῑκ singularis nominativus ἡ στρατιά [ᾱ] χώρᾱ τιμή μάχη νίκη genetivus τῆς στρατιᾶς χώρᾱς τιμῆς μάχης νίκης dativus τῇ στρατιᾷ χώρᾳ τιμῇ μάχῃ νίκῃ...
23471. Слияние гласных в именных и глагольных формах 222.5 KB
  движение сверху вниз с чего откуда по чему под что куда а также место под которым находится ктолибо или чтолибо под чем где: κατὰ τῆς πέτρας Xenoph. промежуток времени в пределах которого осуществляется какоелибо действие в течение чего в продолжение чего при ком: κατὰ τὸν Πελοποννησίων καὶ Ἀθηναίων πόλεμον Herod. отношение соответствие или сообразность с чемлибо относительно чего в соответствии с чем сообразно чему по чему: τὸ κατὰ τοῦτον εἶναι Xenoph. ἀπέκτονα убивать умерщвлять коголибо асс.
23472. Слитные глаголы I спряжения 163.5 KB
  Спряжение глаголов на εω Образец спряжения φιλέω основа φιλη – любить praesens indicativi activi singularis pluralis 1 φιλέω φιλῶ φιλέομεν φιλοῦμεν 2 φιλέεις φιλεῖς φιλέετε φιλεῖτε 3 φιλέει φιλεῖ φιλέουσιν φιλοῦσιν imperativus praesentis activi 2 φίλεε φίλει φιλέετε φιλεῖτε 3 φιλεέτω φιλείτω φιλεόντων φιλούντων infinitivus praesentis activi – φιλέεν φιλεῖν1 imperfectum activi 1 ἐφίλεον ἐφίλουν ἐφιλέομεν ἐφιλοῦμεν 2 ἐφίλεες ἐφίλεις ἐφιλέετε ἐφιλεῖτε 3 ἐφίλεε ἐφίλει ἐφίλεον ἐφίλουν praesens indicativi medii passivi singularis pluralis 1...
23473. III склонение 218.5 KB
  При склонении имён третьего склонения к их основам добавляются окончания во многом сходные с окончаниями первого и второго склонений: число singularis pluralis падеж род m f n m f n nominativus ς ø ø ες ᾰ genetivus ος ων dativus ῐ σῐ accusativus ν ᾰ = nom. Ἄραψ gen. ὄρνις gen. ἐλπίς gen.
23474. III склонение. Основы на -ν 147.5 KB
  существительные имеющие асигматический именительный падеж с удлинением последнего гласного: ὁ ἡ γείτων gen. γείτονος – сосед соседка ὁ ποιμήν gen. существительные с асигматическим именительным падежом распространившие конечный долгий гласный на все формы: ὁ ἀγών gen. ἀγῶνος – собрание состязание борьба ὁ Ἕλλην gen.
23475. Aoristus (аорист) 107.5 KB
  а также при некоторых близких им по значению прилагательных и указывает на цену чеголибо за сколько достойный чего: πολλοῦ πωλεῖται – продаётся за большие деньги ἄιος ἐπαίνου – достойный похвалы ; τῶν πόνων πωλοῦσιν ἡμῖν πάντα τἀγάθ᾿ οἱ θεοί Xenoph. ᾐνιάμην говорить загадками выражаться туманно намекать на чтолибо асс. ἠκολούθηκα следовать за сопровождать коголибо чтолибо dat. ἠτύχηκα терпеть неудачу не достигать чеголибо gen.