Главная страница сайта  Российские промышленные издания (узловые агрегаты) 

1 ... 4 5 6 [ 7 ] 8 9 10 ... 18

степени зависит от физических свойств нагнетаемой жидкости и определяется индивидуальными качествами гидравлической установки. При тщательном монтаже всасывающей магистрали (герметичности) и отсутствии свободно падающих струй жидкости механическое примешивание воздуха может быть сведено к минимуму. Практически, однако, в минеральных маслах, циркулирующих в гидросистемах, неизменно содержится примешанный воздух в количестве до 10% объема масла.

Относительный объем увлеченного из атмосферы воздуха при падении давления до значения pj, приведенный при данной температуре к атмосферному давлению, составляет Р а количество

воздуха, выделившегося из раствора при тех же условиях, отнесенное к единице объема жидкости при равновесном состоянии системы, определяется уравнением

,. a=.a(-l). . . (87)

ума \ Рмз J

где, как и в предыдущем случае, : ;.>.;

...г. ... Ра - атмосферное давление (абсолютное) в мм . ст.;

р^,з = Рес - Pt - 2 Pi - абсолютное давление в междузубовой вп а-

дине в мм рт. ст. .....

Концентрация эмульсии в междузубовой впадине насоса, находящейся в зоне всасывания Xj, определяется отношением суммарного объема, найденных составляющих газовой (воздушной) среды, к единице объема эмульсии

> риз; ........ -

\ Рмз I \ Рмз ]

Концентрация эмульсии в междузубовой камере, находящейся в зоне нагнетания, определяется из соотношения Бойля- Мариотта, применяемого для давлений pjg и р„,

откуда i ч.,-;. М .-. , - . . ./ .,.

К=- . . (90)

-(-tj)

Следовательно, количество масла, содержащегося в единице объема масляно-воздушной смеси, составляет: для зоны всасывания (1 - kj); для зоны нагнетания (1 - Xj). Объем масла, подаваемый в нагнетательный трубопровод за один оборот роторов, без учета

утечек , в случае работы насоса с использованием защемленного объема отсеченного междузубового пространства составляет.

Здесь Vm (1) - объем масла, подаваемый в нагнетательную маги страль за один оборот ведущего ротора; Ve - суммарный объем междузубовых впадин; Узщ (наим) - наименьшее суммарное значение объема, отсеченного междузубового пространства (суммарный объем вредного пространства ). Подставляя в эту формулу значение геометрической производительности (для случая работы насоса с использованием защемленного объема) Qs(i) = Vg - Узщ(наим), после преобразований получим уравнение в виде

Ум (1) = (1) (1 - h) - Узщ (наим) {i - Xj).

После дальнейших преобразований , ;

л РМЗ

зщ (наим)

Рнг

откуда, в результате подстановки обозначения Кзщ, равного - формула приобретает окончательный вид:

/ Рмз

1 + Кзщ

зщ (наим)

Vm(\) = Qe(l)

(91)

В случае работы насоса без использования защемленного объема во все расчетные формулы вместо коэффициента Кзщ следует подставлять коэффициент Кзщ(1), представляющий отношение наибольшего объема отсеченного междузубового пространства Узщ (наиб) к наибольшему значению геометрической производительности насоса.

5. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ . Объемный коэффициент (т])

г

Коэффициент t\o представляет собой отношение фактической производительности насоса к ее теоретической величине и является основным качественным показателем его работы.

Объемные потери, обусловленные утечками жидкости под действием перепада давлений между камерами нагнетания и всасывания

1 Величина утечек жидкости через торцовые и радиальные зазоры в шестеренных насосах является лишь функциейЛр(х и не зависитот присутствия в жидкости воздуха в условиях неразрывного потока.

79 . ч

и недозаполнением рабочих камер в зоне всасывания, причинами которого (недозаполнения) могут являться потери на всасывании и наличие в нагнетаемой жидкости газов и воздуха в растворенном и примешанном состоянии, представляют собой сумму значений утечек через зазоры и потерь от недозаполнения (потери на всасывании). Следовательно, действительная производительность насоса

Если обозначить

Q = Q.(i) -Qy-Q

где

Рмз рнг

то действительная производительность определится

Яф = ЯгО)П{1-К,-Кее)- (92)

Отсюда значение объемного коэффициента полезного действия определится следующей формулой:

r\o=i-Ky-l<ec- (93)

Механический коэффициент (г])

Механические потери в шестеренных насосах сводятся в основном к потерям на трение и характеризуются значением момента сопротивления (М^д^р). Механический коэффициент полезного действия насоса определяется отношением среднего теоретического момента сопротивления к значению крутящего момента на приводном валу:

ср т

Р . - .

Здесь ,

Значения составляющих, входящих в знаменатель, рассмотрены в разделе Механические и гидравлические потери .

Общий (эффективный) к. п. д. насоса т], представляет собой произведение объемного и механического коэффициентов полезного действия (т1э = ЦоЦм) и характеризует отношение теоретической мощности насоса (N) к мощности, потребляемой насосом в процессе работы (Л'я). Следовательно,

Расчетная формула. Ыз=квт

Мощность NjKBm

Давление РкГ/смг

600 --

500 --

300 -f , ,. 200 4-

100-.-90 -r 80--70--60 - 50--

40-r 30--

20 --

10 -T 9 - : 8--7 --6--5 --(t-T

rrtOOO --3000

гооо

. . can--1000

--300 200

-- 20

Схема пользоданио о Ыз О

- - opit

- -0,03 --0.02

(f,008-

.003 -0J002

Фиг. 32.

Производительность в л/мин

-т-5000 -г 4000 -. -3000

-.- 800 -.- 700 -- 600

--5D0

л: -.ty 4- 300

-- 3 -- 2

. . * .

--0.2

..I*

- -Po

--60 --50 40

--30 -г 20

--B 5 4

- - 3

-.-г

J- I

где

45-10*

ИЛИ

АрСг71620

71620

= 0,159

45-10 {Мер. т + Меопр) Мер. т + ЛГопр

Для упрощенных расчетов теоретической мощности насоса может быть использована приведенная на фиг. 32 номограмма.

Фиг. 33.

а) V = 2.6 емЧеек; п = 500 об/мин.; р^ = 0,5 кГ/см; б) v = 2,6 см/сек; р^ = 5 кГ/см; Рд = 0,5 кГ/см; в) п = 500 об/мин.; р^ = 5 кГ/см; р^ = 0,5 кГ/см.

На фиг. 33 изображены кривые (полученные экспериментально) баланса мощности шестеренного насоса, построенные в функции давления нагнетания (а), числа оборотов (б) и вязкости жидкости (в).

Как показывают кривые, полученные при определенных условиях испытаний, основной составляющей потерь мощности в насосе . -..1 , 75

являются потери на вязкостное трение смещающихся слоев жидкости, находящейся в торцовых и периферийных зазорах. Эти потери не зависят от давления (фиг. 33, а). При больших значениях давления нагнетания станет сказываться составляющая потерь трения в периферийном зазоре, зависящая от давления. Потери мощности, определяемые утечками жидкости ANy, являются функцией только давления. Потери скоростного напора АЛ не зависят ни от давления, ни от вязкости и являются лишь функцией скорости вращения п (число оборотов). Потери мощности на трение в уплотнении АЛуп также являются только функцией скорости вращения роторов. Подшипники скольжения насоса при экспериментировании работали в условиях жидкостного трения, чем и объясняется малая зависимость величины потерь AN gg от значений давления. Большее влияние на величину потерь в подшипнике оказывает изменение числа оборотов п. , > 4 - i

1 /

T.-.s-.

1 - /.

i

л .

rV-.-. V;:.; V-

л^ ГЛАВА III л- Л'

. КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСОВ И ИХ ЭЛЕМЕНТОВ

Изложенный в главе И материал представляет собой основу для выполнения необходимых расчетов при конструировании узлов и деталей гидравлических шестеренных насосов.В главе П1 рассматриваются вопросы практического применения теоретических исследований при расчетах геометрических параметров насосов. Вместе с тем здесь рассматриваются методы необходимых прочностных расчетов и определения оптимальных конструктивных форм, а также выбор материалов и некоторые вопросы технологии изготовления деталей шестеренных насосов. Подробно освещены вопросы конструирования всех основных деталей: роторов, валов, опор, корпусов и уплотнений, а также вопросы, связанные с расчетами систем канализации жидкости, гидравлической компенсации торцовых зазоров и нагрузок на опоры валов. , ...

1. РОТОРЫ (ШЕСТЕРНИ)

в качестве рабочих органов шестеренных насосов наибольшее распространение получили прямозубые роторы (шестерни) с профилем зуба, очерченным по эвольвенте круга. Передаточное отношение зубчатой пары обычно принимается равным единице, что упрощает конструкцию насоса и улучшает ее технологичность.

Расчет параметров зацепления и выбор числа зубьев

Применение роторов с малым числом зубьев позволяет более полно использовать для нагнетания объем междузубовых впадин, чем в многозубых роторах, и сократить размеры насоса (фиг. 34). На фиг. 35 для сравнения изображены в одном масштабе размеры насосов с одинаковой производительностью и различным числом зубьев с одинаковой шириной роторов.

Роторы с малым числом зубьев применяются в насосах, имеющих широкие диапазоны производительности и давления. При этом, в насосах, рассчитанных на давления, превышающие 70 кГ/см

ввиду малых размеров торцовых уплотняющих поверхностей для обеспечения высокого объемного к. п. д., применяется автоматическое выбирание торцовых зазоров (см. фиг. 40). В случаях, когда

применение сложной системы автоматической компенсации торцовых зазоров признается нецелесообразным, а габариты насоса не лимитируются, повышение объемного к, п. д. достигается за счет увеличения размеров торцовых уплотняющих поверхностей. При этом число зубьев роторов увеличивается (фиг. 84). Достаточные размеры межосевого расстояния роторов (в насосах с многозубыми роторами) позволяют использовать в качестве опор мощные подшипники качения, тогда как в насосах с малым числом зубьев роторов опорами валов могут быть только подшипники скольжения или игольчатые. Роторы с большим числом

z=;4

/♦ 16 18 iJucno зубьев

Фнг. 34. Коэффициент использования объема в зависимости от числа зубьев роторов:

о) t = 0,25 без использования избыточного объема;

б) £ = 0,25 с использованием избыточного объема,

в) t = 0,5 без использования избыточного объема;

г) 5 = 0,5 с использованием избыточного объема.

Фиг. 35.

зубьев часто применяются в насосах низкого и среднего давлений. В этом случае снижается пульсация потока жидкости.

Следовательно, при выборе числа зубьев конструктор должен руководствоваться конкретными условиями и требованиями эксплуатации.

Современные шестеренные насосы изготовляются с числом зубьев у роторов от 6 до 28-30.

Коррекция (исправление) зацепления

Выбор рациональной системы коррекции является до настоящего времени одним из наиболее сложных и наименее разработанных вопросов в деле конструирования зубчатых передач. Это положение создалось в результате противоречивых требований к зубчатым передачам, применяемым в различных эксплуатационных условиях, а также в результате сложных соотношений между показателями качества зацепления и параметрами передачи. Поэтому ни одна из существующих систем корригирования зацепления не является универсальной, и каждая дает удовлетворительные результаты только при определенных (ограниченных) требованиях к передаче, в определенных пределах изменения величин ее параметров. Качество зацепления, как известно, характеризуют коэффициент перекрытия, относительное удельное давление, удельное скольжение, коэффициент потерь, контактные напряжения в полюсе зацепления, расчетный фактор формы зуба, ширина вершины зуба, удаленность от границ подрезания и бесшумность работы.

Специфические условия работы шестерен в качестве роторов гидронасосов предъявляют к качеству зацепления особые дополнительные требования. Зацепление должно обеспечивать высокое значение объемного коэффициента полезного действия, наименьший коэффициент потерь от защемления жидкости, а также высокие показатели всасывающей способности насоса. Некоторые параметры зацепления оказывают существенное влияние на гидравлическую характеристику насоса. Например, для шестеренных насосов среднего давления, где нагрузка на зуб сравнительно невелика, явление подрезания не представляет серьезной опасности для прочности зуба. Однако это нарушает нормальное зацепление зубьев на этих участках эвольвентного профиля. Такое зацепление вызывает шум и быстрый износ зубьев. Кроме того, подрезание увеличивает объем вредного пространства междузубовых впадин, который не участвует в нагнетании и ухудшает этим всасывающую характеристику насоса.

В прямой зависимости от коэффициента перекрытия находится коэффициент потерь от защемления жидкости. Следовательно, корригирование зацепления роторов насоса должно предопределять не только устранение подрезания зуба (у роторов с малым числом зубьев), но и возможное улучшение всех перечисленных выше общих и специфических для насосов качественных показателей зацепления. Поэтому корригированию очень часто подвергаются зацепления, в которых не подрезается профиль зуба (например, у насосов ЕКМ и Keelavite, см. фиг. 84 и 74).

В диапазоне обычно применяемых чисел зубьев для роторов насосов достаточно хорошие результаты можно получить при коррекции зацепления путем положительного смещения (от изделия) исходного контура режущего инструмента относительно обрабатываемой заготовки. Делительные окружности шестерен (роторов), нарезанных с такой коррекцией, не касаются друг друга в процессе зацепления. При этом угол зацепления а^ отличен от угла исход-

него контура инструмента а^, равного 20°. Положительное корригирование исключает подрезание профиля зуба, уменьшает величины относительного удельного скольжения и удельного давления, снижает значения контактного напряжения и потерь на трение и увеличивает прочность зуба. При положительном корригировании улучшаются также и некоторые важные гидравлические показатели работы насоса.

Улучшение объемного коэффициента полезного действия в шестеренных насосах с корригированным профилем зубьев достигается за счет увеличения радиусов кривизны рабочих участков профилей. Это при прочих равных условиях увеличивает площадь контактирования, снижает величину удельного давления и улучшает уплотнение в зоне зацепления, препятствующее утечкам жидкости из камеры нагнетания в камеру всасывания.

Улучшение условий заполнения жидкостью междузубовых впадин при положительной коррекции достигается приданием зубу формы, которая способствует снижению гидравлических потерь на входе в междузубовое пространство [12].

Величина коэффициента потерь от защемления жидкости, который характеризуется отношением дизб(наиб) к quae (наим), является функцией коэффициента перекрытия е и с ростом величины коэффициента положительной коррекции уменьшается.

Положительное смещение инструмента при корригировании уменьшает толщину зуба у его вершины. Перемычка толщиной Sg является элементом уплотнения, разделяющим камеру нагнетания и всасывания по окружности выступов шестерен. Поэтому выбор коэффициента коррекции должен сопровождаться проверкой заострения вершины зуба следующим уравнением: /

= - + tg a-h inv Go - inv a,j

Результаты испытаний шестеренных насосов, в том числе и насосов высокого давления, показывают, что при величинах в пределах от 0,2 т до 0,25 т и соответствующих значениях зазора между цилиндрическими поверхностями роторов и расточек корпуса, утечки жидкости по периферии составляют незначительную долю общего объема утечек. Следовательно, толщину зуба по окружности головок в упомянутых пределах можно признать удовлетворительной.

Проверка заострения зуба требуется также и для предотвращения скалывания вершины зуба (при цементированных шестернях). С увеличением коэффициента коррекции коэффициент перекрытия 8 уменьшается. В случае работы насоса с использованием избыточного объема защемленного пространства это вызывает увеличение неравномерности подачи жидкости. С уменьшением величины 8 уменьшается вредное действие заклинивания жидкости в отсеченном междузубовом пространстве и улучшаются всасывающие свойства насоса (объем вредного пространства сокращается), улучшаются условия канализации жидкости.

1 ... 4 5 6 [ 7 ] 8 9 10 ... 18