Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

книги из ГПНТБ / Петрина, Н. П. Объемные гидромашины (насосы и двигатели)

.pdf
Скачиваний:
25
Добавлен:
21.10.2023
Размер:
8.93 Mб
Скачать

в точке В. Поэтому в полюсе зацепления сила давления Т?^

и ее

реакция

достигают наибольшей величины. Приведем

силу

Р4

к оси ведущей шестерни, а силу

к оси ведомой,

тогда

сложение силы гидродинамического давления Р 0

с си­

лами

R4

и R2

даст соответствующие

результирующие:

Р < р е э

силу

давления на ведущую шестерню и Р 2 р е з -

на ведомую.

Точный количественный учет всех факторов, влияющих на

величины сил

Р, р е г и Р г р И , в том числе

и пульсаций давлений,

весьма сложен. Поэтому существует несколько полуэмпириче­ ских формул, среди которых наиболее простые и, как нам

кажется,

наиболее обоснованные:

 

 

 

^ ^ = ( 0 , 7 5 4 - 0 , 8 ) p b r 2 - l

( 3 2 0 )

 

Р г р е з =(0,85н - 0 } 9

г

сделать

Учет

сил, действующих на

шестерни, позволяет

 

) р ъ г . /

 

следующие выводы, необходимые для конструирования и экс­ плуатации шестеренных насосов:

1)силы давления на шестерни, как и подача, имеют пульсирующий характер;

2)сила давления на ведомую шестерню больше, чем на

ведущую;

3)для обеспечения долговечности насосов и взаимо­ заменяемости их деталей подшипники необходимо конструиро­ вать по силам, действующим на ведомую шестерню;

4)для выявления износа подшипников в первую очередь надо вскрывать подшипник с заведомо большим износом, т. е. подшипник ведомой шестерни, где при прочих равных условиях износ будет больше, чем у подшипника ведущей шестерни;

5)при больших параметрах насоса, чему соответствуют

большие

p , - b f r 2

,

могут возникнуть очень большие силы

давления,

которые

усложнят конструкцию насоса. Это явля­

ется одной из причин, ограничивающих область применения

шестеренных насосов.

 

Уменьшить величину результирующих сил можно рядом кон­

структивных мер:

 

 

I )

при заданной

подаче путем увеличения числа оборо-

160

тов уменьшать ширину шестерен

Ъ и радиус выступов

зубьев

2)

увеличивать камеру

всасывания (угол ъ ) и умень­

шать камеру нагнетания

(угол

 

) ;

 

3)

в корпусе насоса можно сверлить или отлить

раз­

грузочные

каналы К , Т

для

перепуска жидкости из

радиаль­

ного зазора s в камеры всасывания и нагнетания, что,

в качестве примера, показано на рис.3.II для ведущей шестер­ ни.

§ 3 . 5 . Потери энергии, к. п. д . , характеристики и мощность

Потери энергии и к. п. д.

У шестеренных, как и у других объемных насосов (см. § 4 . 6 ) , существуют объемные, гидравлические и механи­

ческие потери энергии,которые учитываются соответствуицими к. п. д . , а в общем виде - полным к. п. д . , и зависят от разности давлений во всасывающем и напорном патрубках, от величины зазоров между корпусом насоса и шестернями, от вязкости жидкости, скорости вращения шестерен и т. п.

Из всех существующих потерь энергии наименьшую долю

составляют гидравлические. Это объясняется

тем, что отно­

сительные скорости движения жидкости, т. е.

скорости

движения относительно рабочих органов зубьев

и стенок

проточных полостей насоса, незначительны, а местные сопро­ тивления (повороты, клапаны и т. п.) почти отсутствуют. Гидравлический к. п. д . , которым учитываются эти потери, составляет для шестеренных насосов 1| «98^-99%.

Ввиду того, что в шестеренных насосах гидравлические потери энергии невелики, их с целью упрощения учета отно­ сят к механическим потерям и учитывают с помощью механи­ ческого к. п. д . , что позволяет принимать Y] = 1 . Таким

161

образом, рассмотрению подлежат только объемные и механиче­ ские потери.

I . Объемные потери и объемный к. п. д. Аналитическое толкование объемного к. п. д. для шестеренных насосов оста­ ется то же, что и для поршневых, но пределы спецификационных значений объемного к. п. д. и факторы, его определяющие, несколько отличаются от поршневых насосов. Величина объем­ ного к. п. д. при спецификационных параметрах шестеренных насосов, применяемых на кораблях (судах), находится в пре­ делах У[ = 0,584-0,96. Столь широкие пределы изменения ве­ личины объемного к. п. д. объясняются многочисленными причинами, влияющими на этот коэффициент. Приведем главные из них.

Зазоры, с увеличением которых r j , 0 уменьшается ( 2 . 6 5 ) . Допустимая при эксплуатации величина зазоров должна нахо­ диться в пределах 0,025-0,3 мм между торцом шестерни и крышкой насоса (осевой зазор); 0,05-0,3 мм между внутренней стенкой корпуса насоса и вершиной зуба (радиальный зазор). Неоднократными исследованиями установлено (Т.М.Башта, А.Ф.Осипов и д р . ) , что протечки через торцовые зазоры составляют 80-95% всех внутренних протечек. Это объясня­ ется тем, что сопротивление течению жидкости в торцовом зазоре меньше, чем в радиальном, где гидравлические сопро­ тивления больше, потому, что зубья шестерни с внутренней расточкой корпуса образуют лабиринт. Увеличение протечек с увеличением зазоров показано на рис. 3.12,а. Для насосов небольшой подачи и для насосов с напором больше 200 м вод. ст. желательно принимать меньшую величину ука­

занных зазоров или плавающие втулки (рис. 3 . 1 2 , 6 ) . Увели­ чение этих зазоров уменьшает объемный к. п. д. Зазоры могут увеличиваться вследствие перекачивания жидкости, загрязнен­ ной твердыми частицами и увеличения механического трения между деталями насоса. Особенно нежелательно смещение шестерен, так как при нем радиальный зазор $ становится неконцентричным, а это в свою очередь вызывает увеличение 162

Рис. 3 . 12 . Влияние зазоров на протечки жидкости: а) характер изменения протечек через осевой (торцо­

вый) зазор - I и через

радиальный - 2 в зависимости

от величины зазоров; б)

схема устройства плавающих

втулок для автоматического регулирования торцовых зазоров

протечек % л а ъ в 1,2-1,5 раза против протечек, определяемых

по уравнению ( 2 . 6 2 ) .

 

Напор насоса, с увеличением которого г\0

уменьшается,

так как возрастают протечки через зазоры. Характер измене­ ния объемного к. п. д. в зависимости от изменения напора показан на рис.3.13 линиями: ЕМ - для насосов с минималь­ ными зазорами и E N - ДО* насосов с наибольшим допустимым зазором ( 0 , 3 ми). При этом, как уже сказано, торцовые зазоры оказыввияг большее влияние на протечки, чем радиаль­ ные. Неоднократные опыты показали, что протечки через за­ зоры пропорциональны величине напора насоса; поэтому между объемным к. п. д. насоса и его напором чаще всего наблюда­ ется линейная зависимость.

Вязкость жидкости, с увеличением которой уменьшаются протечки через зазоры. Однако с повышением вязкости не всегда связана увеличение объемного к. п. д. насоса. При большой вязкости и относительно большой скорости шестерен межзубцовые впадины могут неполностью заполняться перека-

163

о

40

80

120 Q,H%

Рис. 3 . 13 . Границы изменения объемного и ме­ ханического к. п. д. шестеренных насосов в зави­ симости от Q. и Н , выраженных в процентах от

спецификационных значений; оси Н-т|_0 -

относят­

ся только к характеристикам

E M M E N .

чиваемой жидкостью, из-за чего объемный к. п. д. уменьша­ ется.

Число оборотов шестерен,

с увеличением которого

обыч­

но возрастает объемный к. п.

д. насоса. Но чрезмерно

боль­

шое число оборотов, как и большая вязкость жидкости, также

может вызвать неполное

заполнение

впадин

(см.

уравнение

( 3 . 2 4 ) , что

уменьшает

коэффициент

наполнения

( 2 . 6 7 ) .

Величина

номинальной подачи насоса,

с увеличением кото­

рой объемный к. п. д. повышается. Это объясняется влиянием зазоров на протечки жидкости, которые с увеличением подачи насоса и, следовательно, его размеров увеличиваются незна­ чительно. Эта зависимость показана на рис. 3.13 линиями ОАВ и ОСД,- ограничивающими приблизительные пределы изменения объемного к. п. д. корабельных (судовых) шестеренных насо­ сов. Верхняя характеристика ОАВ представляет собой зависи­ мость между параметрами т| и Q. для насосов большой по­ дачи с небольшими напорами и другими благоприятными усло164

~ I 4 I 0

м /час) и

OCD

- для насосов небольшой подачи (

вкяш, а нижняя

 

 

3

относительно

больших напоров ( H « I 5 0 f

 

 

 

 

400

м вод. ст.)

при других

неблагоприятных условиях. По

оси абсцисс принята подача насоса, в процентах от спецификационной, которая обозначена 100$. Чрезмерное увеличение

подачи может привести к уменьшению объемного к.

п.

д . ,

что на рис. 3.13 показано участками линий KJ)

и

К а В ,

характеризующими кавитационный режим работы насосов. Воздух у растворенные в жидкости газы значительно

уменьшают подачу насоса, особенно, если вредное простран­ ство насоса большое ( 2 . 6 8 ) . Вредным пространством в шесте­ ренном насосе является объем впадины, образованный зубьями

.1-2-3

(рис.

3 . 5,6 ) .

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

На рис.

3.14 пока­

оС=0°/о

 

 

 

 

зано

влияние

раство­

100

10 %о

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ренного в смазочном

80

20%

——

 

s-

масле

воздуха

( а % ' )

 

3 0 %

 

 

 

 

 

 

 

60

 

 

 

 

 

на подачу насоса при

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

изменении

давления

40

 

 

 

 

 

на нижнем свободном

20

 

 

 

 

 

уровне, откуда заса­

596 462 353

286

198 144

740

сывается масло. Из

 

 

р н а

jRjupm.cm.

уравнения (2.68) видно

Рис. 3.14. Зависимость подачи

что на коэффициент

масляного шестеренного

насоса от

наполнения

Т],

влияет

содержания воздуха

d %

 

и ето

давления на нижний уровень

масла

относительная

величина

 

Н-У

 

 

 

 

вредного пространства

 

 

 

 

 

 

X

так же как и сх . Насыщение

смазочного

масла

воздухом

способствует эмульсированию масла, что ухудшает его смазоч­ ные свойства.

Наполняемость

впадин также влияет на объемный к. п. д . ,

в частности на "Л,

.Степень заполнения

впадин уменьшается

с увеличением высоты всасывания насоса,

температуры подо­

грева жидкости сверх нормальной величины, числа оборотов

выше допустимого

предела и т. д. Для улучшения наполняемости

впадин необходимо увеличивать угол i p 5 (рис. 3 . 1 1 ) , но при этом могут увеличиться протечки через радиальный зазор.

Объемный к. п. д. шестеренного насоса находят опытным путем, так как он зависит от весьма многих обстоятельств, которые не поддаются точному теоретическому учету. Поэто­ му существует много различных опытных формул для определе­ ния объемного к. п. д . , справедливых в границах конкретного типа насосов и для данного их производства.

2.Механические потери и механический к. п. д. т| .

характеризуют

собой главным образом механическое трение

в подшипниках

насоса, между зубьями шестерен, а также

трение шестерен о корпус и крышки.

К этим потерям, как уже было упомянуто, относятся и гидравлические потери энергии. Для механического к. п. д. шестеренных насосов применимы те же уравнения, что и для поршневых, с той лишь разницей, что у шестеренных насосов

принимается И Т = Н . Величина механического к. п.

д.

для

спецификационных параметров находится в пределах

т^м

=

=0,854-0,95, а характер его изменения в зависимости от пода­ чи или напора приведен на рис. З.ТЗ, где линией 0 L R пока­

зан примерный характер

изменения величины только

верхнего

предела механического

 

к. п. д. Подобным же образом изме­

няются и другие

спецификационные его

значения,

в том чис­

ле нижний предел

г[

=

0,85. Небольшое

изменение

механиче­

ского к. п. д. в широких границах изменения подачи объяс­ няется тем, что суммарная величина механических потерь в этих пределах меняется мало. Однако при слишком большом напоре может значительно возрасти давление на шестерни, что выразится в чрезмерно большом удельном давлении на опоры валов. При этом может произойти нарушение их смазки вслед­ ствие выдавливания масляного слоя и появление сухого тре­ ния, что вызовет значительное снижение механического к. п. д. и даже аварию.

3 . Полный к. п. д . , который представляет собой произве­ дение объемного к. п. д. на механический, находится в сле166

 

 

 

 

дующих пределах

г[

=

 

 

 

60

= 0,50f0,85 .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

п

 

4 0

Характеристики

 

 

 

 

 

 

 

 

N к8гл

и мощность

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

. ( Л

12

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8

Характеристики ше­

•Я

N

 

стеренных

насосов и

ч

 

4

двигателей

изобража­

 

 

30

а Д . "

 

0

ются в тех же коорди­

20 Н

 

натных осях, что и

 

 

 

 

10

 

 

 

поршневых

(рис.2.26,

0

 

12 р

кгс

2.27 и 2.28).Существен­

 

 

 

 

 

CJ42

ного различия в

харак­

Рис.

3.15. Рабочая характеристи­

теристиках

этих

двух

 

ка насоса типа РЗ-30

 

 

 

групп насосов нет,

что

 

 

 

 

 

_

Мощность на Выходном бали

 

 

 

 

5

10

_j53

 

 

 

20

30"

АО

50

60

70

 

ПооЧюаелша

расход

жидкости,

Л/JKUH

РИС. 3.16. Универсальная характеристика шесте­

ренного гидродвигателя

167

объясняется общностью принципа их действия. Однако у шес­ теренных насосов с увеличением напора и вязкости жидкости объемные и механические потери увеличиваются больше, чем у поршневых. Поэтому полный к. п. д. больше зависит от на­ пора, что можно показать на примере рабочей характеристики насоса РЗ-30 (рис. 3 . 1 5 ) .

Для шестеренных насосов, которые используются в гид­ ропередачах иногда даются универсальные характеристики, пример которой показан на рис. 3 . 1 6 .

Мощность шестеренного насоса определяется по тем же уравнениям, что и поршневого насоса.

§ 3 . 6 . Процесс всасывания и явление кавитации

Процессом всасывания в шестеренном насосе является движение жидкости во всасывающем трубопроводе и наполнение

впадин между зубьями

(рис.

3 . 1 7 ) .

 

 

 

 

Для движения жидкости

во всасывающем трубопроводе

необ­

ходимо,

чтобы давление во

всасывающей камере

р в

было

 

меньше давления на нижнем уровне

жидкости р н у и чтобы дав­

ление р в

было

больше упругости паров жидкости при данной

ее температуре

р „ .

 

 

 

 

 

 

 

 

Хорошее наполнение впадин (большая величинат\т п )

воз­

можно в том случае, когда выподяются условия движения во

всасывающем трубопроводе

и

когда:

 

 

 

 

 

1)

число

оборотов

шестерен

соответствует

у г л у

н а п о л н е н и я

(рис. ЗЛГ

-

угол q > 3 )

рис.

3.17

-

угол ц>з

или

) ,

т. е .

впадинам,

которые

находятся

во

всасывающей полости,

где

давление

р в *,

 

 

 

2)содержание в жидкости воздуха и газов, а также объем вредного пространства будут минимальны;

3)вязкость жидкости и упругость ее паров будут мини­ мально возможными.

Несоблюдение всех этих требований может отрицательно

168

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ