17755

Действительная подача шестерённого насоса

Лекция

Производство и промышленные технологии

Лекция 11. Объёмные насосы продолжение 10.3. Действительная подача шестерённого насоса. Действительная подача шестерённого насоса меньше теоретической на величину объёмных потерь . Объёмные потери определяются внутренними утечками в насосе и потерями связанны

Русский

2013-07-05

1.66 MB

36 чел.

Лекция 11. Объёмные насосы (продолжение)

10.3. Действительная подача шестерённого насоса.

Действительная подача шестерённого насоса меньше теоретической на величину объёмных потерь 

.

Объёмные потери определяются внутренними утечками в насосе и потерями, связанными с заполнением объёмов на всасывании.

Утечки жидкости происходят через зазоры между торцовыми поверхностями шестерён и корпусов или подпятников, через радиальные зазоры между цилиндрическими поверхностями корпусов и вершинами зубьев и через неплотности контакта между зубьями. Торцовые зазоры могут компенсироваться, для чего торцевые поверхности, прилегающие к шестерням, выполняются подвижными. Прилегание к шестерням обеспечивается использованием гидравлических  сил и усилий специальных пружин. В случае некомпенсируемых торцовых зазоров утечки через них составляют до 75…80 % суммарных утечек в насосе. Торцовые зазоры следует по возможности уменьшать. Их величину доводят до 0,02…0,03 мм.

С увеличением вязкости жидкости утечки уменьшаются. Объёмный КПД с увеличением вязкости вначале растёт, а затем падает из-за возрастания потерь на всасывании.

Потери на всасывании зависят от вязкости жидкости, так как при равном     времени заполнения впадин более вязкая жидкость заполнит меньшую часть объёма. Кроме того, часть жидкости переносится из области нагнетания в область всасывания в защемлённых межзубых объёмах. При этом большое значение оказывает наличие газовой компоненты в жидкости. При наличии растворённого в жидкости  воздуха, он расширяется при  попадании жидкости в область всасывания, занимая часть объёма впадин, предназначенного для заполнения при всасывании. Надёжность заполнения впадин также зависит от формы и размеров канала, подводящего жидкость ко впадинам насоса.

Все названные потери могут быть определены с привлечением законов гидромеханики и с учётом реальных размеров соответствующих зазоров и объёмов, а также с учётом переменных свойств перекачиваемых жидкостей. Сложности  применяемого при этом математического аппарата не обеспечивают  точных результатов расчётов. В основном это связано с большой неопределённостью используемых в расчётах параметров, которые могут значительно изменяться в зависимости от условий изготовления и применения рассматриваемых конструкций. В связи с этим имеет распространение эмпирический подход к определению объёмного КПД, который базируется на учёте разности давлений между нагнетанием и всасыванием насоса р, величиной вязкости жидкости и окружной скорости на начальном диаметре шестерён u. При этом прочие влияющие параметры оцениваются как соответствующие некоторым средним условиям. Например,

В  этих формулах р измеряется в МПа, u в м/с, а вязкость –  в градусах Энглера (оВУ) или в секундах Редвуда (″R).Для выполненных конструкций объёмный КПД составляет 0,8…0,94.

10.4. Компрессия жидкости в защемлённых объёмах

Компрессия жидкости во впадинах между зубьями шестерен может возникнуть вследствие беззазорного зацепления, при котором происходит плотное запирание жидкости во впадине входящим в нее зубом (рис. 11.1 а), а также вследствие одновременного зацепления двух (или нескольких) пар зубьев при зацеплении с существенными зазорами (рис. 10.1, б).

В результате компрессии жидкости возникают большие нагрузки на шестерни, приводящие к износу зуба и перегрузке вала и подшипников. Разрежение, образующееся во впадине в период выхода зубьев из зацепления, также отрицательно сказывается на работе насоса, поскольку в этом случае происходит выделение из жидкости паров и растворенного в пей воздуха, т. е. возникает кавитация.

Рис 11.1 Схемы запирания жидкости во впадинах шестерен насоса

Так как компрессия жидкости во впадинах шестерен ухудшает работу насоса, то прибегают к разгрузке защемленного объема. Отвод из впадин запертой жидкости обычно осуществляется с помощью разгрузочных (перепускных) канавок в торцевых стенках корпуса насоса   (или   в   подпятниках).   Объем жидкости, вытесняемый   из   защемленного   объема   через   разгрузочную канавку,

.

Максимальная подача жидкости из защемленного объема (в момент его образования)  составляет

Разгрузочные канавки рекомендуют располагать так, чтобы отсеченное межзубное пространство сообщалось с зоной нагнетания лишь на время уменьшения своего объема, а в последующий период, когда объем увеличивается, соединялось для предотвращения кавитации с зоной всасывания. Это будет обеспечено при условиях, указанных на рис.11.2. Расстояние между канавками у и их длину  l определяют по выражениям

При расчете сечения канавок, предназначенных одновременно и для подвода жидкости в межзубное пространство из камеры всасывания, скорость течения жидкости следует принимать не более 4…5м/сек.

hк

1

1,5

2,5

4

5,5

7,5

10

m

2

3

4

5

6

7

8

Значения  hк и m (мм) для z = 10…17

Рис. 11.2 Расположение и размеры разгрузочных канавок

Устранить компрессию можно также путем отвода запертой жидкости через радиальные сверления во впадинах и осевые сверления вала (рис. 11.3). Система таких каналов обеспечивает надежный отвод и подвод жидкости к запертому объему, но при этом усложняется конструкция насоса.

Существуют и другие способы предотвращения компрессии в шестеренных насосах, но они являются более сложными, а поэтому применяются  сравнительно редко.

Рис. 11.3. Схема разгрузки запертого объёма при помощи радиальных каналов в шестерне и осевых каналов в вале

 

10.5. Условия бескавитационной работы насоса.

Кавитация в шестерённых насосах начинается, как и в любых других насосах, в месте с наименьшим давлением жидкости. Она связана с вскипанием жидкости и проявляется аналогично выше изложенному для центробежных насосов. В полном соответствии с уже рассмотренными подходами к описанию этого явления можно выделить две группы факторов, определяющих возможность проявления кавитации.

Первая группа факторов связывается с параметрами установки насоса на объекте эксплуатации и зависит от высоты всасывания, давления над уровнем жидкости, сопротивлением приёмного трубопровода и параметрами жидкости, в частности, давлением парциальных паров жидкости в зависимости от её температуры.

Вторая группа факторов определяется конструктивными параметрами насоса и режимом его работы. Она определяет ту величину кавитационного запаса энергии, который необходимо иметь, чтобы исключить вскипание в точке с минимальным давлением. Решение этой задачи в существующих методиках выполняют по-разному, но во всех случаях связывают величину этого запаса с центробежными силами, которые действуют на жидкость у корня зуба и определяют величину снижения давления в жидкости под действием этого фактора.

В принципе, определение параметров бескавитационной работы насоса может и должно выполняться по методике, мало отличающейся от рассмотренной для центробежных насосов. В то же время известные методики представляют данный вопрос хотя и в сходной, но в относительно менее чёткой и пригодной для использования интерпретации.

Отсюда в ряде методик условие бескавитационной работы насоса определяют через допустимую скорость на одном из диаметров шестерни, при которой давление на дне впадин будет выше давления парциальных паров перекачиваемой жидкости.

В соответствии с таким подходом рекомендуется определять допустимую скорость на окружности вершин зубьев:

    ,      (11.1)

где ре – давление во впадине на окружности выступов Re, приблизительно можно принимать это давление равным давлению на всасывании насоса;  рi min  минимально допустимое давление жидкости на дне впадины. Оно должно превышать давление парообразования (парциальное давление паров жидкости) примерно на 0,02…0,03МПа.

В принципе, можно задавать ре с учётом снижения давления на всасывании из-за высоты расположения насоса над уровнем в баке (высоты всасывания), и таким образом оценивать допустимую высоту всасывания. Следует также учитывать,   что  окружная скорость  движения головок зубьев должна ограничиваться в зависимости от вязкости жидкости по условиям заполнения межзубных впадин. В первом приближении рекомендуемые скорости приведены в таблице 10.1.

                                         Таблица 11.1. Рекомендуемые окружные

                                                   скорости  вершин зубьев

ν ·106, м2

1

10

50

150

300

600

ue, м/с

7

5

4

3

2

1,5

10.6. Общая схема определения основных размеров шестеренного  насоса.

Шестеренные насосы ДВС обычно выполняют одноступенчатыми, однопоточными, с двумя прямозубыми, косозубыми или шевронными   шестернями.

Расчетную подачу Qp насоса находят по заданной подаче Q и объемному КПД.

.

Скорость ие шестерни на окружности выступов выбирают в зависимости от вязкости и проверяют по (10.12) на условие бескавитационной работы. Число зубьев шестерен z = 8…14 (в отдельных случаях до 30). Ширина шестерни

,

где для коэффициента kb в зависимости от перепада давлений Δр рекомендуются следующие значения:

Δр, МПа

До 1

До 4

Свыше 4

kb

До 13

7…9

До 6

Модуль шестерни определяют по расчетной подаче из уравнения

,

Где

Модуль округляют до ближайшего стандартного значения, и находят по нему основные размеры шестерен. По уравнению для окружной скорости ие = Reω определяют угловую скорость ω вращения шестерен и согласуют со скоростью вращения двигателя насоса. Окончательное значение ширины шестерни устанавливают из уравнения для подачи насоса.

11. Винтовые насосы

В разделе рассматриваются трёхвинтовые насосы с циклоидальным зацеплением.

11.1. Типы трехвинтовых насосов

У винтовых насосов с циклоидальным зацеплением профиль нарезки винтов в нормальном к оси сечении образован циклоидальными кривыми. Благодаря такой геометрической форме нарезки в сочетании с достаточной длиной винтов, заключенных в обойму (рубашку) насоса, обеспечивается теоретически герметичное отделение камеры нагнетания от камеры всасывания.

Трехвинтовые насосы имеют один ведущий винт и два симметрично расположенных относительно него ведомых винта. Они выполняются с односторонним и двусторонним подводом жидкости.

В СССР выпускались и стандартизировались трехвинтовые насосы с подачей до 800 м3/ч и давлением нагнетания до 25 МПа.

На рис. 11.4 показан трехвинтовой насос с односторонним подводом жидкости. Средний винт 1 является ведущим, а два боковых винта 4 –  ведомыми. Нарезанные части винтов заключены в обойму 5, в которой они вращаются как в подшипниках с небольшими зазорами. Для разгрузки винтов от действия осевых сил, возникающих при работе насоса, у торца ведущего винта предусмотрен разгрузочный поршень 2, а у торцов ведомых винтов помещены разгрузочные стаканы 3. Ведущий винт по сравнению с ведомыми более массивен, так как он несет основную нагрузку в рабочем процессе.

Рис. 11.4. Трёхвинтовой насос с односторонним подводом жидкости

Геометрические соотношения нарезок винтов выбраны так, что обеспечивается не только герметичность рабочих органов, но и отсутствие передачи крутящего момента с ведущего винта на ведомые. Ведомые винты не производит полезной работы, а служат только в качестве уплотнений, препятствующих перетеканию жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания, и в процессе нормальной работы вращаются не в результате взаимодействия с ведущим винтом, а благодаря давлению перекачиваемой жидкости. На рис. 11.5 изображена одна из конструкций трехвинтового насоса с двусторонним подводом жидкости. Ведущий и ведомые винты имеют по две нарезки противоположного направления. Всасывание жидкости происходит по концам корпуса, а нагнетание – в середине. Ведомые винты полностью разгружены от осевых усилий. Незначительное осевое усилие возникает лишь на ведущем винте (см.  п. 29). Опорой для винтов насоса служат две взаимозаменяемые обоймы, вставленные в корпус насоса и закрепленные в нем. Со стороны привода расположен выносной шариковый подшипник, который фиксирует ведущий винт в осевом направлении. В корпусе насоса предусмотрено зарубашечное пространство для парового обогрева.

Винтовые насосы с циклоидальным зацеплением применяются в системах смазки и регулирования машин, в системах гидроприводов, для перекачивания вязких жидкостей и т. д.

Рис. 11.5. Трёхвинтовой насос с двухсторонним подводом жидкости

11.2. Геометрия винтов насоса

У винтовых насосов с циклоидальным зацеплением ведущий винт имеет специальную двухзаходную выпуклую нарезку с постоянным шагом, профиль которой в сечении, нормальном к оси винта, очерчен циклоидальными кривыми и ограничен дугами окружностей наружного и внутреннего диаметров винта. Ведомые винты, идентичные, имеют также специальную двухзаходную вогнутую нарезку с постоянным шагом, равным шагу нарезки ведущего винта. Профиль ведомых винтов в сечении, нормальном к оси винта, очерчен циклоидальными кривыми и радиальными фасками и ограничен дугами окружностей наружного и внутреннего диаметров винта.

Направление нарезки на ведущем и ведомых винтах противоположное, т. е. если ведущий винт имеет правую нарезку, то ведомый — левую, и наоборот. Передаточное отношение между ведущим и ведомыми винтами   равно   единице.

Сечение каждого винта насоса плоскостью, нормальной к его оси, представляет собой шестерню, которую называют образующей шестерней. Совместную работу винтов можно рассматривать как совместную работу бесконечно большого числа образующих шестерен, имеющих бесконечно малую толщину. Каждая пара таких шестерен естественно должна подчиняться основным законам зацепления зубчатых колес. На рис. 11.6 показаны поперечные сечения винтов трехвинтового насоса при теоретическом  зацеплении.

Рис. 11.6 Поперечное  сечение винтов трёхвинтового насоса при теоретическом зацеплении

При любых абсолютных размерах ведущего и ведомых винтов трехвинтового насоса геометрические размеры их нарезки выполняются всегда соответственно   подобными   между  собой, причем за исходную величину принимается диаметр начальной окружности dн винтов (образующих шестерен), который является также наружным диаметром ведомого винта (ведомой образующей шестерни). Подобие геометрических размеров облегчает расчет и нормализацию как самих насосов, так и инструментов для изготовления винтов.

Соотношения между отдельными размерами винтов принимаются следующими:

,

где Dн — наружный диаметр ведущего винта;

Dв — внутренний диаметр  нарезки ведущего винта;

dн — наружный  диаметр  ведомого  винта;

dв — внутренний диаметр нарезки ведомого винта;

t — ход винтовой нарезки.

Для насосов с повышенными требованиями к всасывающей способности применяют винты с ускоренным ходом  .

При теоретическом зацеплении в случае силовой передачи происходит быстрый износ кромок винтовых нарезок. Более всего подвержены износу ведомые винты, которые хотя и могут быть теоретически разгружены от силового взаимодействия с ведущим винтом, но сделать это точно практически трудно. К ведомым винтам

всегда должен быть приложен какой-то момент для преодоления сил трения, возникающих между винтами, с одной стороны, и обоймой и перекачиваемой жидкостью — с другой. Этот момент трения будет величиной, меняющейся в зависимости от развиваемого давления, вязкости жидкости и числа оборотов. Кроме того, удары между винтами при пуске насоса, когда перекачиваемая жидкость не успела еще заполнить насос, и другие случайные причины способны вызвать повреждение острых винтовых кромок.

Чтобы предупредить износ, Г. В. Складнев предложил корригировать винты путем притупления острой кромки у ведомых винтов и некоторого утолщения профиля ведущего винта. Обычно острую кромку притупляют радиальной фаской, ширина которой s = 0,025dн (рис. 11.7). Центральный угол α = 0,18π = 32°24'.

Рис. 11.7 Поперечное  сечение винтов трёхвинтового насоса при действительном (корригированном) зацеплении

Для   обеспечения    герметичности длина   обоймы   должна   быть  больше длины замкнутого между витками объема жидкости. Рабочую длину винтов (обоймы) (рис. 11.8) принимают по действующим стандартам на проектирование винтовых насосов. Расстояние между осями ведомого и ведущего винтов А = dн.

Рис. 11.8. Сцепление винтов насоса

11.3. Теоретическая и действительная подача трехвинтовых насосов.

Общее выражение для секундной теоретической подачи винтовых насосов:

с односторонним подводом жидкости

;

с двусторонним подводом жидкости

где F — площадь живого сечения насоса, равная разности площади поперечного сечения обоймы и площади поперечного сечения всех винтов, не занятой перекачиваемой жидкостью м2 (рис.11.7); п — число оборотов насоса в минуту.

У трехвинтовых насосов с корригированным зацеплением

Теоретическая подача трехвинтовых насосов, выраженная в м3/ч, определяется по формулам:

для насосов с односторонним подводом жидкости

для насосов с двусторонним подводом жидкости

где dн – в см; п – в об/мин.

Действительная подача насоса, определение dн. 

,

где ηо — объемный КПД насоса.

Величина объемных потерь существенно зависит от точности изготовления рабочих органов насоса, так как взаимное уплотнение винтов осуществляется по узкой ленточке. На величину подачи большое влияние оказывает также степень эмульсации масла. В современных тщательно выполненных масляных винтовых насосах объемный к. п. д. доходит до 0,96…0,98

Основой для определения dн  являются формулы по определению подачи насоса. Полученные значения dн обычно округляют до величины, кратной трем, что удобно для изготовления, так как при этом наружные и внутренние диаметры и ход винтов получают также круглые размеры.

 11.4. ОДНОВИНТОВЫЕ НАСОСЫ

Общее устройство одновинтовых насосов

Одновинтовой насос кинематически представляет собой инверсированную схему геророторного, т. е. шестеренного насоса с внутренним зацеплением, разница в числе зубьев шестерен которого равна единице. Такие схемы могут быть выполнены с числом зубьев 1 и 2, 2 и 3, 3 и 4 и т. д. Однако оптимальным является вариант 1–2, в котором роль шестерни с одним зубом выполняет однозаходный винт, а роль шестерни с двумя зубьями с внутренним зацеплением – двухзаходная обойма.

Одна   из типовых   конструкций   одновинтовых   насосов показана на  рис.  11.8, другая возможная конструкция показана на рис. 11.9.

Рис. 11.9.Одновинтовой насос: 1 – корпус; 2 – обойма; 3 – винт; 4 - карданный вал; 5 – приводной вал; 6 – подшипник; 7 – уплотнение

Любое поперечное сечение винта (рис. 11.11, а) представляет собой круг некоторого радиуса R=d/2. Центры этих кругов лежат на винтовой линии, ось которой одновременно является осью винта. Расстояние от центра поперечного сечения винта до оси винта называется эксцентриситетом е, а расстояние между двумя соседними выступами (или впадинами) – шагом t винта. Ход обоймы   Т = 2t (рис.11.11, б).

Рис. 11.10 Одновинтовой насос фирмы Моно Пампс Лимите

Профиль нормального сечения обоймы образован полуокружностями радиуса R и прямолинейными участками длиной 4е. Поперечные сечения обоймы в любом месте одинаковы, но повернуты одно относительно другого. Через каждые пол шага сечения обоймы занимают одинаковые   положения. В процессе работы насоса перекачиваемая жидкость заполняет свободные пространства между винтом и обоймой, герметически изолированными по причине непрерывного взаимного соприкосновения, и перемещается винтом вдоль его оси в камеру нагнетания. При вращении винта вокруг оси его геометрическая ось одновременно совершает круговое движение по окружности с диаметром 4е. Это движение провоцируется взаимодействием винтовых профилей винта и обоймы при вращении винта и обеспечивается специальным соединением вала привода и вала винта. В конструкциях на рис 11.8 и 11.9 винты выполнены с внутренней полостью, внутри которой проходит карданный вал. Наружный конец карданного вала в таких конструкциях совершает одновременно вращательное и круговое движение по окружности с диаметром 4е. Ось карданного вала при этом совершает вращательное движение и одновременно перемещается по поверхности конуса, направленного вершиной в сторону приводного двигателя.  На рис. 11.12 показан одновинтовой насос погружного исполнения. В этом насосе вал выполнен цельным, и его сложное движение обеспечивается применением специальной эксцентриковой муфты.

Рис.11.11. рабочие органы одновинтового насоса; а – однозаходный винт; б – двухзаходная обойма

Во всех схемах насосов возникающие осевые усилия передаются на радиально-упорные подшипники или опорные подшипники скольжения особой конструкции. Обойма обычно выполняется упругой (из резины), но может быть и жесткой. Винт в упругой обойме может иметь зазор или натяг. При жестких обоймах, изготовленных из различных металлов, сплавов и других жестких материалов, между винтом и обоймой образуется только зазор, величина которого для каждого насоса определяется точностью изготовления винта и обоймы.

Одновинтовые насосы применяются для перекачивания как чистых, так и загрязненных жидкостей, в том числе химически активных. Они используются для откачивания загрязненной воды из трюмов судов, изугольных шахт, при добыче нефти из скважин, для подъема воды из колодцев, при транспортировке патоки, дрожжей, продуктов химической промышленности и т.  д.

Рис. 11.12 Схема погружного одновинтового насоса: 1 – корпус; 2 – обойма; 3 – винт; 4 – эксцентриковая муфта; 5 – вал; 6 – уплотнение 7 – подшипники; 8 – полумуфта для соединения с электродвигателем

Конец лекции


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

7383. Эластичность спроса по ценам, доходам, перекрестная эластичность 204.08 KB
  Введение. Экономическая наука призвана определять, как максимально эффективно использовать ограниченные ресурсы - природные запасы, капиталы, трудовые резервы. Подробно всем другим отраслям знаний, экономика включает набор аксиом и доказательств, пр...
7384. Линейная алгебра и аналитическая геометрия 528 KB
  Линейная алгебра и аналитическая геометрия Задача 1. Дана система трех линейных уравнений. Найти решение ее двумя способами: методом Крамера и методом Гаусса. Решение методом Крамера. Запишем формулы Крамера...
7385. Космические и наземные системы радиосвязи и сети телерадиовещания. Проект цифровой радиорелейной линии 905 KB
  Космические и наземные системы радиосвязи и сети телерадиовещания Проект цифровой радиорелейной линии Введение Технология цифровых радиорелейных линий в настоящее время достигла высокого качественного и количественного развития. Сегодня радиорелейны...
7386. Моделирование мобильного телефона Google Nexus One в среде 3ds Studio Max 609.54 KB
  Содержание Введение 1. Техническое задание 1.1 Основание для разработки 2. Рабочий проект 2.1 Моделирование объектов 2.2 Построение корпуса 2.3 Построение нижней крышки корпуса 2.4 Построение верхней крышки корпуса 2.5 Добавление деталей 2.6 Примене...
7387. Проектирование дополнительных рабочих органов для плуга-лущильника ППЛ-10-25 131.86 KB
  В почвенно-климатических регионах Европейской части России с выпадением осадков более 500 мм в год, вспашка с оборотом пласта является наиболее эффективным приёмом основной обработки почвы. В сложившихся условиях дефицита минера...
7388. Визуальный контроль резервуара вертикального стального РВС-5000 32.27 MB
  Визуальный контроль резервуара вертикального стального РВС-5000 1. Эскиз резервуара Технические характеристики РВС 5000 м...
7389. Объемный гидропривод - совокупность объёмных гидромашин 391 KB
  Объемный гидропривод Введение. Объемным гидроприводом называется совокупность объёмных гидромашин, гидроаппаратуры и других устройств, для передачи механической энергии посредством жидкости. Для объемных гидромашин характерно то, что их рабочий проц...
7390. Прогнозирование и планирование как функция управления 17.99 KB
  Прогнозирование и планирование как функция управления Термин прогноз означает предвидение, предсказание. Прогнозирование - это процесс составления прогноза развития тех или иных событий. Практика и теория прогнозирования накопила значительное...
7391. Приводная станция винтового конвейера 679.68 KB
  Кинематический расчет. Выбор электродвигателя. Общий К.П.Д. привода. Из каталога выбираем наиболее близкий по требуемой мощности трёхфазный асинхронный электродвигатель...