![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Трушин, В. Н. Механическое оборудование и установки курс лекций
.pdf97
где Ср#,Срг>--" SPa— У11“» образованные осями цилиндров с осью мертвых положений.
Частота пульсации потока пропорциональна числу оборотов вала насоса и числу цилиндров в ряду. При нечетном числе ци
линдров |
|
частота |
и |
амплитуда |
|
|
||
пульсации |
несколько |
сглажива |
|
|
||||
ется, так как подачи отдельных |
|
|
||||||
цилиндров |
накладываются друг |
|
|
|||||
на друга с некоторым смещением |
|
|
||||||
по |
циклу. |
|
|
|
|
|
|
|
|
На рис.4.4 показаны графи |
|
|
|||||
ки |
колебаний подач |
радиально |
|
|
||||
поршневых насосов с различными |
|
|
||||||
числами |
поршней. |
|
|
|
|
|
||
|
Средняя теоретическая |
по |
|
|
||||
дача радиального |
насоса за один |
|
|
|||||
оборот |
определяется по формуле |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
Рис.4.4. Графики подачи |
||
|
|
|
|
|
|
радиально-поршневых |
насосов |
|
где |
|
d - диаметр цилиндра; |
|
|
||||
|
|
h - ход поршня, равный 2е ; |
|
|
||||
|
|
г - число поршней в насооѳ. |
|
|
||||
|
Теоретическая |
производительность будет |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
хсІге г п |
м3/іган. |
(4.6) |
|
|
|
|
|
От |
г |
||
|
|
|
|
|
|
|
Угновенная подача жидкости одним поршнем аксиально-плун жерного насоса также определяется по формуле (4.1).
Рис.4.5. Кинематическая схема аксиально-поршневого насоса
98
|
Закон движения поршня найдем из рассмотрения кинематической |
|||||
схемы насоса (рис.4.5}. |
|
|
|
|
||
|
Пройденный поршнем путь за время |
поворота диска |
ва |
угол |
||
ср = соі будет |
|
|
|
|
||
|
|
х =AA''cosoL , |
|
|
||
где |
оі - |
угол наклона диска к оси вращения ротора. |
|
|
||
|
Точка |
С на проекции диска |
(соответствующая точке |
А ) при |
||
повороте |
последнего на угол ср |
переместится в положение |
С' , |
|||
при |
этом |
|
|
|
|
|
|
|
АА"= |
С А1 |
_ |
|
|
|
|
sind |
‘ |
|
|
Из схемы видно, что
СА' а С0(1 - cos
Так как
СО “ А О slndt= /?sLnd,
то
СА'= /?sLnd(/-cos^).
Следовательно, |
|
X = .f f iLncL (-L~соі ^ ) |
c o s d = tf(/-cosU>)cosd,(A.7) |
sind |
’ |
Тогда скорость перемещения поршня будет
г4/р
Ѵ о т Г - й “ ffwcoscLsLnq»
и соответственно подача
<2=f/?WC0Sol$inCf.
Суммарная мгновенная подача всех поршней, находящихся в плоскости нагнетания, определится по формуле
Q =i£,/?0 )coscLslnq>, + fffcocosdsi,ncj>i+ •+/’/?£ücosdsln(fl=
t=Z |
|
= /’tfCOCOSd^ StnCft, |
(4.8) |
99
гдѳср(,срг , |
С^-утлы, обра |
|
|
|||
зованные осью кривошипа |
каждого из |
Зона нагнетания |
||||
цилиндров с осью мертвых положений |
|
|
||||
( рис . б ) . |
|
|
|
|
|
|
Суммарная пульсация подачи,за |
|
|
||||
висящая от |
числа |
цилиндров, будет |
|
|
||
такая же, |
как и |
для |
радиально |
|
|
|
поршневых |
насосов. |
|
|
|
||
Теоретическая |
производитель |
|
|
|||
ность |
аксиального |
насоса |
опреде |
|
|
|
ляется по формуле |
|
|
|
|
||
|
|
QT= ^ ^ h i n |
м3/мин, |
Рис.4.6. Распределение зон |
||
|
|
|
|
|
всасывания и |
нагнетания |
^де |
d - диаметр |
поршня; |
|
аксиального |
насоса |
|
|
|
|
h - ход поршня;
г- число цилиндров;
п- число оборотов блока.
Так как полный ход поршня h = 2 Rcosd, то
йТ= |
Rzncosd. |
(4.9) |
§4.3. МОЩНОСТЬ, К.П.Д. И РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
Взависимости от производительности и напора, создаваемых насосом, мощность на его валу определяется формулой
/Ѵ= і з а .
юц
Вроторных поршневых насосах из-за отсутствия клапанов и небольшого хода поршней в блоках цилиндров гидравлические по
тери незначительны и практически = I. С л е д о в а т е л ь н о , • Относительно небольшие размеры цилиндров приводят я тому,
что роторные насосы весьма чувствительны к изменению зазоров, увеличение которых вызывает резкое снижение объемного к.п.д. Несмотря на малую величину зазоров (0,1 мм и меньше), их от носительная величина значительна, поэтому rj0 этих насосов мо жет быть мал и лежит в пределах 0,5 - 0,98. С повышением напо
ра к.п.д. снижается, главным образом из-за увеличения щелевых потерь.
100
На величину объемного к.п.д. существенное влияние оказывает эксцентриситет, с которым работает насос. С уменьшением экс центриситета подача насоса уменьшается, а утечки практически остаются постоянными. Следовательно, в насосах регулируемой производительности длительная работа при малом эксцентриситете нерациональна. Объемный к.п.д. зависит и от вязкости перекачи ваемой жидкости. Чем больше вязкость, тем меньше.утечки и выше і^о .
Механические потери энергии, оцениваемые qM , зависят главным образом от сил трения между движущимися поверхностями
деталей насоса. Влияние |
механических потерь особенно |
велико |
||||||||
|
|
|
у насосов |
с налой |
подачей; |
в |
||||
|
|
|
этом случав резко |
возрастает |
|
|||||
|
|
|
относительная величина потерь |
|||||||
|
|
|
на трение. Значительное влия |
|||||||
|
|
|
ние |
на величину механических |
|
|||||
|
|
|
потерь оказывает напор, созда |
|||||||
|
|
|
ваемый насосом. При больших |
|
||||||
|
|
|
напорах возрастает |
силовое |
|
|||||
|
|
|
взаимодействие между трущимися |
|||||||
|
|
|
поверхностями деталей |
насоса, |
||||||
|
|
|
что затрудняет обеспечение жид |
|||||||
|
|
|
костного трения между ними. В |
|||||||
|
|
|
зависимости от мощности |
насоса |
||||||
Рис.4.7. Схема |
регулирования |
и создаваемого им напора меха |
||||||||
нический |
к.п.д. изменяется |
в |
||||||||
производительности радиально |
||||||||||
пределах от 0,75 до 0,97. |
|
|||||||||
поршневого |
насоса: |
|
|
|||||||
I - стакан; 2 - направляющая; |
|
Полный к^п.д. насосов лежит |
||||||||
3 - цилиндр управления |
|
|||||||||
в пределах 0,4 - 0,85. |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|||||
Из формул (4.6) и (4.9) следует, что |
для поршневых |
рота |
||||||||
ционных насосов |
производительность |
может |
изменяться |
за |
счет |
изменения числа оборотов вала. Это экономичный способ регули рования, однако его применение связано с известными трудно стями.
Некоторые конструкціи радиальных насосов позволяют регу лировать производительность путем изменения эксцентриситета (рис.4.7), которое достигается за счет перемещения стакана I насоса в направляющих 2 при подаче рабочей жидкости в цилиндр управления 3.
IOI
Аксиальные насосы могут регулироваться изменением угла oL .
Наличие карданного соединения ротора насоса с шайбой ( см. рис.4.2) при установке двигателя на подвижной платформе по зволяет плавно регулировать Q .
Г л а в а 5
ПЛАСТИНЧАТЫЕ. ШЕСТЕРЕНЧАТЫЕ И ВИНТОВЫЕ НАСОСЫ
§ 5.1. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ПЛАСТИНЧАТЫХ НАСОСОВ
Насосы данного типа относятся к ротационным и бывают с внешним и с внутренним подводом жидкости.
Схема пластинчатого насоса с внешним подводом жидкости по казана на рис.5.1. В корпусе I вращается эксцентрично располо женный ротор 2. В радиальных пазах ротора ходят пластинки (ши
беры) 5. Внутренняя |
по |
|
|
||||
верхность |
корпуса |
обрабо |
|
|
|||
тана так,что полость вса |
|
|
|||||
сывания 4 и полость пода |
|
|
|||||
чи 5 отделены |
одна |
от |
|
|
|||
другой пластинами и замы |
|
|
|||||
кающей цилиндрической |
по |
|
|
||||
верхностью |
а - б |
, длина |
|
|
|||
дуги которой |
должна |
быть |
|
|
|||
не меньше расстояния меж |
|
|
|||||
ду концами пластинок, на |
|
|
|||||
ходящихся в крайнем верх |
Рис.5.1. Схема пластинчатого |
||||||
нем положении. Вследствие |
|||||||
насоса с внешним |
подводом |
||||||
наличия эксцентриситета е |
жидкости: |
|
|||||
I - корпус; 2 - ротор; 3 - плас |
|||||||
при вращении ротора 2 |
жид |
||||||
тинка; 4 - всасывающая полость; |
|||||||
кость пероносится |
из по |
5 - полость |
подачи |
||||
|
|
||||||
лости 4 в полость 5 в межлопаточных пространствах А. |
|||||||
Если эксцентриситет е |
уменьшить смещением ротора вверх, |
то и в нижней части насоса возникнут межлопаточные пространст ва и часть жидкости из полости 5 будет обратно переноситься в полость 4. При е - О насос'прекращает подачу жидкости.
Средняя производительность такого насоса
102
|
|
|
|
|
Q = qf Izn м8/мин, |
(5.1) |
|||||
где |
fk |
- |
площадь межлопастного пространства при пробегании |
||||||||
|
|
|
его по |
замыкающей |
дуге |
а - 6 |
; |
|
|
||
|
I |
- |
длина |
пластины; |
|
|
|
|
|
||
|
z |
- |
число |
пластин; |
|
|
|
|
|
||
|
n |
- число |
оборотов ротора в мин; |
|
|
|
|||||
|
4 |
- к.п.д. |
насоса. |
|
радиус |
корпуса R |
, эксцен |
||||
|
Выражая |
|
f |
через внутренний |
|||||||
триситет |
е |
|
и центральный угол d |
, можно |
получить развернутую |
||||||
формулу для |
определения производительности |
насоса. Величина fA , |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
кроме того, может быть определена |
|||||
|
|
|
|
|
|
графически. |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
На рис.5.2 представлена схема |
||||
|
|
|
|
|
|
пластинчатого |
насоса с внутренним |
||||
|
|
|
|
|
|
подводом жидкости. Здесь имеются |
|||||
|
|
|
|
|
|
те же элементы конструкции, что и |
|||||
|
|
|
|
|
|
в насосе с внешним подводом: кор |
|||||
|
|
|
|
|
|
пус I, эксцентрично посаженный ро |
|||||
|
|
|
|
|
|
тор 3 и рабочие пластины 4. |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
Всасывание и подача |
происходят |
|||
|
|
|
|
|
|
через осевое отверстие в роторе, |
|||||
|
|
|
|
|
|
которое разделено неподвижной пе |
|||||
Рис.5.2. Схема пластинча |
регородкой 2 |
на полость |
подачи Б |
||||||||
того |
насоса |
|
с внутренним |
и полость всасывания А. При враще |
|||||||
подводом |
|
жидкости: |
нии ротора в направлении, указан |
||||||||
I - корпус; 2 - неподвижная |
|||||||||||
ном |
стрелкой, |
межлопаточные объемы |
|||||||||
перегородка; |
3 - ротор; |
||||||||||
|
4 - пластины |
|
слева от линии мертвых положений |
||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||
увеличиваются. Благодаря этому происходит всасывание |
жидкости |
по радиальным каналам из полости А. Последняя сообщена со всасывающим трубопроводом. При пробегании мѳжлопаточных объ емов по дуге б-а происходит их уменьшение и жидкость подает ся в полость Б, соединенную с напорным трубопроводом.
За один оборот вала каждый объем между пластинами подает количество жидкости, равное fд I . Производительность насоса
можно вычислить по формуле (5.1).
Объемный к.п.д. пластинчатых насосов составляет 0,94-0,98. Насосы двух рассмотренных схем реверсивны и обратимы. Эти насосы создают давления до 100 кгс/см^ при производительностях
до 200 л/мин и числах оборотов вала до 1500 в минуту.
юз
§5.2. УСТРОЙСТВО И ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ШЕСТЕРЕНЧАТЫХ НАСОСОВ
Шестеренчатый насос (рис.5.3) состоит из пары шестерен I и 4, находящихся в зацеплении друг с другом. Шестерни с не большими радиальными и осевыми зазорами охватываются корпу сом 5, имеющим входной 2 и напорный 7 патрубки. Корпуо и ше стерни в районе патрубков образуют входную и напорную полости 3 и б, а мекзубцовые впадины и корпус - рабочие камеры насоса.
Одна из |
шестерен |
связана |
с валом |
|
||||
двигателя насоса. |
При |
вращении |
|
|||||
шестерен во входной полости 3 |
|
|||||||
зубья шестерен выходят иа впадин, |
|
|||||||
что приводит |
к увеличению |
объема |
|
|||||
входной |
полости |
и |
засасыванию - |
|
||||
жидкости. Жидкость, попавшая в |
|
|||||||
неждузубовые |
впадины, |
переносится |
|
|||||
в напорную полость б. |
В этой |
по |
|
|||||
лости |
зубья |
шестерен |
входят |
во |
|
|||
впадины, уменьшая их объем |
и вы |
|
||||||
тесняя из них жидкость. |
|
|
|
|||||
Шестеренчатые |
насосы |
бывают |
Рис.5.3. Схема шестерен |
|||||
с внешним и внутренним зацеплением |
||||||||
чатого насоса: |
||||||||
шестерен, постоянной и |
переменной |
I и А - шестерни; 2 и 7 - |
||||||
производительности,односекционные |
всасывающий и напорный |
|||||||
патрубки; 3 и б - входная |
||||||||
и многосѳкционвыѳ |
(с параллельным |
и напорная полости; |
||||||
соединением |
секций). |
В шестерен |
5 - корпус |
|||||
|
чатых насосах применяются главным образом зубья с эвольвѳнтным профилем, который нечувствителен к изменению расстояния между осями шестерен.
За каждый оборот ротора шестеренчатый насос подает объем жидкости, равный рабочему объему всех впадин шестерен. Для на
соса, состоящего из двух |
шестерен, производительность Q |
опре |
||
деляется по формуле |
|
|
||
|
|
QT= 2Fbzn, |
|
|
где F |
- |
поперечное рабочее сечение впадины шестерни; |
|
|
Ь |
- |
длина зуба; |
|
|
н и п - |
соответственно |
число впадин (или число зубьев) |
и |
|
|
|
число оборотов |
одной из шестерен. |
|
104
Выразить величину F в общем виде, особенно для корригиро ванных шестерен, довольно сложно. Поэтому для практических це лей при определении производительности шестеренчатого насоса пользуются приближенной формулой.
|
Q T= Ь і ^ |
ачН |
Ьп = 25СВначт Ь п , |
( 5 - 2 ) |
где 2}ңач - |
диаметр начальной |
окружности; |
|
|
h = 2 m - |
высота рабочей части зуба, принимаемая равной двум |
|||
|
модулям. |
|
|
|
Формула |
(.5.2) получена |
из |
предположения, что |
объем впадин |
между зубьями равен объему зубьев и поэтому дает несколько за вышенные результаты (в пределах 2 - 5%).
Рассмотрим влияние различных факторов на производитель
ность шестеренчатых |
насосов. |
|
|
В л и я н и е |
ч и с л а |
з у б ь е в . |
Выражение (5.2) |
перепишем в виде |
|
|
|
Q =25CDHa4 mbn = 2$cmzzbn = A m * 2 , |
(5.3) |
||
где А = 251 Ьп = const. |
|
|
|
Так как
D нац
т =
ТО
Если D,нач |
const |
, то |
увеличение числа зубьев приво |
дит к уменьшению производительности. |
|||
Перепишем выражение |
(5.3) в виде |
||
|
|
т = |
№ ■ |
Тогда
105
Если QT = const , то |
увеличение |
количества зубьев при |
водит к увеличению диаметра |
начальной |
окружности шестерни. |
Таким образом, с точки зрения производительности и габа ритов целесообразно делать насосы с малым количеством зубьев
шестерен. |
|
В л и я н и е |
з а з о р о в . Производительность насоса |
при прочих равных |
условиях зависит от величины торцового и ра |
диального зазоров |
между шестернями и корпусом и от плотности |
контакта входящих |
в зацепление зубьев, так как через эти за |
зоры происходит утечка жидкости из полости высокого давления в полость низкого давления.
При хорошем изготовлении шестерен утечки по профилю зацеп ления зубьев могут быть полностью устранены. Устранить торцо вый и радиальный зазоры невозможно, во-первых, по условиям производства, так как при этом потребовалась бы чрезмерная точность изготовления деталей, и во-вторых, по условиям экс плуатации, в связи с неодинаковым изменением размеров деталей из различных материалов при изменении их температуры.
Практически радиальный зазор колеблется в пределах 0,02 - 0,2 мм. Торцовый зазор всегда меньше радиального и находится в пределах 0,01 - 0,1 мм (меньшие пределы соответствуют насо сам, развивающим большее давление). При большом зазоре (осо бенно торцовом) уменьшается производительность насоса и его подсасывающая способность.
При малом зазоре возможно защемление шестерен в корпусе, надиры и поломка валиков, особенно при работе в условиях низ ких температур.
Следует иметь в виду, что наличие радиального и торцового биения шестерен в расточках корпуса делает зазоры в насосе пе ременными в течение каждого оборота, а это в свою очередь влия
ет не только |
на величину утечек, но |
и на величину давлений и |
||
усилий, возникающих |
в зазорах. |
|
|
|
В л и я н и е |
о к ' р у ж н о й |
с к о р о с т и |
ш е |
|
с т е р е н . |
Из формулы (5.2) следует, что увеличение |
оборо |
тов насоса приводит к возрастанию его производительности. Одна ко в действительности эго возрастание имеет место лишь в опре деленных пределах. Большие окружные скорости шестерен приводят к неполному заполнению впадин жидкостью, так как, во-первых, впадина быстро проходит полость входа и при недостаточном дав лении в этой полости жидкость (особенно вязкая) не успевает
Рис.5.4. Расчетная схема определения центробежных
сил
Можно написать
106
заполнить впадину, а во-вторых, за полнению впадин препятствуют центро бежные силы, развивающиеся в жид кости при вращении шестерен.
Рассмотрим влияние этих сил на заполнение впадин шестерни.
Выделим в заполненной впадине элементарный объем жидкости(рис.5.4) и определим изменение давления в вей по радиусу, которое происходит под действием центробежных сил.
dp = ^ r < i j l = ~rdiD bdr |
-■ , |
ги)г =— raf d r . |
||
г dF |
у |
“ |
rdyb |
у |
Интегрируя это выражение от радиуса впадины rg , получим величину давления р в слое жидкости на текущем радиусе г :
Здесь р0 - давление жидкости на донышке впадины шестер ни. Это давление является наименьшим во впадине. Минимально допустимое давление р должно удовлетворять условию
|
|
|
£в_ |
|
|
|
|
|
|
|
|
Г |
|
|
|
|
|
где |
pt |
- упругость насыщающих паров жидкости; |
|
|
||||
|
Л/? - кавитационный запас. |
|
|
|
|
|||
|
Давление в полости входа р |
должно быть не меньше |
давления |
|||||
жидкости во впадине на внешней окружности шестерни, т.е. |
на |
|||||||
радиусе |
г |
, так как в противном случае жидкостью |
будет |
эа- |
||||
полнена |
только |
часть впадины. |
|
|
|
|
||
|
Следовательно, чтобы предотвратить незаполнениѳ впадины |
|||||||
жидкостью и кавитацию в насосе, |
необходимо обеспечить |
следую |
||||||
щее |
соотношение: |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
/ г |
г \ |
Son |
|
(5.4) |
|
|
|
|
|
|
(и2 -ѴІ ) |
|||
|
|
п Но |
2у (Гш ~ % ) = Р о + ч' гол |
Вп / |
|
|