книги / Насосы и компрессорные машины

Фиг. 44. Основные детали шестеренчатого насоса:

1 — крышка корпуса: 2 — подшипник ведомой шестерни; 3 — под шипник ведущей шестерни; 4 — ведомая шестерня; 5 — ведущая

расстояния между осями шестерен и прост в изготовлении. Конструктив­ ное исполнение шестеренчатого насоса показано на фиг. 44.

§2. ПОДАЧА (ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ) ШЕСТЕРЕНЧАТОГО НАСОСА

Сдостаточной для практики точностью подачу шестеренчатого насоса можно определить по формуле

одинаковые диаметры и насос за каждый оборот подает количество жидкости, соответствующее сумме объемов всех междузубовых впа­ дин, причем объем впадин равен объему зуба. Так как в формуле (54) все величины, за исключением числа оборотов п, можно считать по­ стоянными, легко установить зависимость производительности от из­ менения числа оборотов. Очевидно, что

Q = сп м3/мин,

где

с = 2тiDHmby\v.

Формула (54) не учитывает элементов зацепления, разности между объемом зуба и объемом впадины.

§3. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ И К.П.Д. ШЕСТЕРЕНЧАТОГО НАСОСА

Вшестеренчатом насосе имеют место главным образом два вида потерь: объемные и механические. Объемные потери уменьшают дей­ ствительную подачу насоса по сравнению с теоретической вследствие протечек жидкости через зазоры и неполного заполнения междузобовых впадин во всасывающей камере насоса. Последний вид потерь

составляет примерно 2/3 объемных потерь. Неполное заполнение междузубовых впадин приводит также к преждевременному износу шесте­ рен, а в случае перекачивания масла, — к преждевременному его ста­ рению. Если впадина заполнена не полностью, то при подходе ее к на­ гнетательной полости из последней во впадину устремится жидкость, имеющая большое давление, что приведет к созданию пульсирую­ щей нагрузки на шестерни. При неполном заполнении впадин может произойти понижение давления и начаться процесс кавитации. Во избежание этого окружная скорость должна быть не более 6—8 м/сек.

Дуга, на которой располагается всасывающая камера, должна составлять примерно 1/8 часть всей окружности. Полному заполнению препятствуют также центробежные силы, возникающие при вращении шестерен.

Абсолютное давление во всасывающей полости должно быть боль­ ше давления, создаваемого центробежными силами, в противном слу­ чае жидкость не сможет заполнить впадины. Центробежные силы бу­ дут сказываться тем заметнее, чем больше будет вязкость жидкости.

Величина протечек жидкости через зазоры (в основном через тор­ цовые) зависит от величины зазора, вязкости жидкости и разности

ного к.п.д. на механический:

V = 'Пи'Пм-

§ 4. ЗАПИРАНИЕ ЖИДКОСТИ В МЕЖДУЗУБОВЫХ ВПАДИНАХ

Если зацепление в шестернях осуществляется при отсутствии зазора между зубьями, то во впадинах произойдет запирание жидкости (фиг. 45).

Запирание будет происходить и тогда, когда в зацеплении одновременно находятся не одна, а несколько пар зубьев, т. е. если

уменьшают величину уплотняющих поверхностей, что приводит к увеличению объемных потерь. Поэтому в насосах при давлениях р = 50 -т- 70 атм и выше, особенно при перекачивании жидкостей с не­

Обе шестерни прочно закрепляются на валу во избежание их осевого

гронными зубьями (при р = 20 -т- 40 кг/слР)

1) сравнительно небольшие веса и габаритные размеры; 2) простота конструкции и изготовления; 3) способность надежно работать при сравнительно больших числах оборотов (движение шестерен равномер­ ное); 4) долговечность; 5) практически равномерная подача; 6) малая зависимость давления от подачи.

Шестеренчатые насосы находят применение в основном для пере­ качивания вязких жидкостей и используются в качестве масляных, топливных, перекачивающих насосов и насосов для различных гидро­ систем управления и автоматики.

§ 6. УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ВИНТОВОГО НАСОСА

Винтовые насосы так же, как и шестеренчатые, принадлежат к классу объемных насосов. Рабочими органами в них являются роторы с винтовыми нарезками. Число роторов может быть два, три и более. Один из роторов является ведущим, остальные — ведомыми.

Роторы помещены в плотно охватывающий их кожух. Всасываю­ щие и нагнетательные камеры размещаются со стороны торцов вин­ товых роторов (фиг. 51).

При вращении винтовых роторов в раскрывающуюся впадину вин­ тового канала, находящуюся во всасывающей полости, поступает жидкость. При дальнейшем вращении роторов эта впадина замыкает­ ся, и жидкость, находящаяся в ней, переносится к нагнетательной полости. В нагнетательной полости впадина размыкается и, так же,

перебалтывания перекачиваемой жидкости, способность к перекачиванию жидкостей с самой различной вязкостью, большое допустимое число оборотов, а следовательно, и возможность соединения с быстроходными двигателями.

Основным требованием, которое предъявляется к винтовым насосам, является максимальная герметичность между всасывающей и нагне­ тательной камерами. Это требование может быть обеспечено соответ­ ствующим уплотнением винтов в кожухе (обойме) насоса по их наруж­ ной поверхности и надлежащим уплотнением междузубовых впадин при зацеплении.

Для того чтобы всасывающая камера не сообщалась с нагнетатель­ ной, что может случиться, если не будет взаимного перекрытия впадин, длина винтовых роторов должна быть несколько больше шага вин­ товой линии. Уплотнение винтовых роторов по наружной поверхности зависит от точности изготовления и посадки их в кожух. Уплотнение по нарезке винтов может быть лабиринтным (с большим или меньшим сопротивлением перетоку) или полным (с взаимным перекрытием впа­ дин нарезки витками).

Для того чтобы два винтовых ротора имели сопряженные нарезки, необходимы два основных условия: 1) нарезки винтов должны иметь различные направления: один правую, другой левую; 2) профили нарезки винтов в сечении плоскостью, нормальной к оси, должны быть сопряженными кривыми, удовлетворяющими законам зацепле­

Пригодность того или иного профиля с точки зрения полного взаим­ ного уплотнения винтов определяется линией их зацепления. Не вдаваясь в подробности этого вопроса, отметим, что эвольвентные профили совершенно не подходят для полного уплотнения нарезок (их линия зацепления будет прямая). Обычные циклические профили

один из профилей должен быть выпуклым, а второй — вогнутым. Кривизна вогнутого профиля должна быть больше кривизны выпук­ лого.

Такими сопряженными кривыми будут эпициклоида (для выпук­ лого профиля) и удлиненная эпициклоида (для вогнутого профиля). Чертящие точки, образующие эти профили, должны быть расположены: одна вне начальной окружности, на продолжении ее радиуса, и вто­ рая — на ней или внутри нее.

Наиболее распространенными винтовыми насосами являются на­ сосы, состоящие из трех винтовых роторов, из которых средний яв­ ляется ведущим, а два боковых — ведомыми (фиг. 52). Передаточное отношение между ведущим и ведомыми роторами равно единице. На­ резка винтов принята двухзаходной, профиль— циклоидальный.

На основании теоретических расчетов, которые впоследствии были подтверждены практикой, наиболее рациональными соотношениями

dH— основной диаметр винтов или наружный ведомого винта; t — шаг нарезки винтов.

Крутящий момент на ведомых винтах создает пара сил G, представ­ ляющая собой произведение давления р на проекцию площади впади­ ны нарезки на плоскость, проходящую через ось вращения (фиг. 53)- Величина крутящего момента пропорциональна площадям Fon и fen впадин нарезки винтов (фиг. 54). Этот крутящий момент уравновеши­ вается моментом силы Gpaot представляющей собой произведение дав­ ления нагнетания р на удвоенную проекцию площади fr на осевую

плоскость (проекция площади fr удваивается потому, что нарезка винтов двухзаходная). При принятых соотношениях и особенностях взаимного уплотнения винтов крутящему моменту, возникающему на ведомом винте, от давления жидкости на площадь впадины будет противодействовать обратный момент, вызванный давлением жидкости

инагнетательной полостей насоса)

ипереносящими его из полости

а по заданному соотношению между постоянной площадью fr и пере­ менной площадью fQn для компенсации момента сил трения ведомых винтов в охватывающем их кожухе (фиг. 55). Для обеспечения необ­ ходимого превышения fr над fm принимают а = 0,3 dH.