Главная страница сайта
Российские промышленные издания (узловые агрегаты)
1 ...
16 17 18 [
19 ]
20 21 22 ...
24 чая полного использования защемлеЕ1П0го объема прн е>1 и ие учитывает зависимость производительности от величины е для случая неиспользования этого объема.
Выведенный нами второй вариант формулы совпадает с формулой Тома, полученной им другим упрощенным методом [17].
Действительно, если в формулу, определяющую производитель-иость в мин:
<2
0=2гй (/Й-г^--),
подставить Re=r+h и разделить на 60, то получим формулу, определяющую производительность в сек:
Эта формула совпадает с формулой Тома, приведенной в работе [17].
В приведенных ниже формулах площади зубьев Зг и впадин Sy, определены по ранее выведенным формулам (7) и (9).
Для сравнения результатов подсчета по указанным формулам и по рекомендуемой основной формуле с эксперимента.пьными данными по ряду насосов, удобно пользоваться ие производительностью насоса Qt, а удельной производительгюстью, представляющей собой частное от деления этой величины на ширину зуба h I и на число оборотов в минуту , т. е. величиной
Ьп
Эту величину q будем выражать в см за 1 оборот и на 1 мм ширины зуба. Умножая на Ь в мм и на -10~ получим Q в л/мин.
В приведенных ниже формулах все линейные величины даны в [мм, а площади Sz и Sy, в мм.
Следовательно, q определяем по формулам: g=2S-\(r . (а)
g={Dl-Dl).\0- . (б)
9=0,875(О=-О-)-10-з. (в) 9=25,г-10-1 (г)
Предлагаемая формула
q=2Rl-r-kyO- . {€) Подсчеты по этим формулам приведены в табл. 4.
Сопоставленке теоретьческой производительности (на i мм ширины
| | | К испытан |
Параметры | | | | 4 |
Модуль т в мм | | | | |
Число | зубьев г | | | | |
Угол зацепления ао в град. | | | | |
Угол зацепления а в град. | | 28,137 | 27,914 | 30,658 |
Радиус начальной окружности г в мм | | | | 14,75 |
Радиус основной окружности Го в мм | 13,244 | 16,3135 | 17,673 | 12,688 |
Радиус окружности головок Ре в мм | 17,5 | 21,5 | | 18,25 |
Радиус окружности впадин в мм | | 14,35 | 16,4 | 10,55 |
Длина ния 1 | линии зацепле-в мм | 8,796 | 10,56 | 10,714 | 11,192 |
| | По формуле (а) | 0,3387/73,3% | 0,5147/74,8% | 0,5809/76% | 0,4129/63% |
| | По формуле (б) | 0,5/108% | 0,7547/109,756 | 0,817/107 о | 0,697/106% |
| По формуле (в) | 0,568/12396 | 0,8408/122% | 0,91/119% | 0,776/118% |
Пи формуле (г) | 0,484,105% | 0,7175/104,3% | 0,78/102% | 0,6683/102% |
ы а S 3 й = * | По формуле {д) | 0,598/129% | 0,86/125% | 0,94/123% | 0,741/112% |
0J OJ 1г- н я га о н ВСЯ и с 0J | По формуле (е) | 0,48/103% | 0,7095/103% | 0,765/100% | 0,67/101,5% |
а* Е к к сь Ч Е ш ш f- К 03 о и аз m | Экспериментальные данные | 0,463/100% | 0,6883/100< | 0,765/100% | 0,66/100% |
Таблица 4
fy6a и 1 о5орот) с эксперимеитальноши данными, принятыми за 100%
дого иасоса
5 1 6 | | | | |
| | | | | |
| | | | | |
| | | | | |
,43,8 | 34,52 | 33,35 | 31,32 | | 31.32 |
21,75 | 24,75 | 22,5 | 27,5 | | |
18,089 | 20,392 | 18,794 | 23,492 | 26,4884 | 28,191 |
25,25 | 29,25 | 27,5 | 32,5 | | |
17,55 | 19,35 | 16,585 j 21,95 | | 26,34 |
11,08 | 13,88 | 15,41 | 16,33 | 17,58 | 19,6 |
0,9013/93% | 1,228/8806 | 1,0315/69,8% | 1,344/79% | 1,355/77% | 1,936/77% |
Лз.53/107 % | 1,5115/108,5% | 1,5115/102,4% | 1,805/10695 | 2,Ш9/113% | 2,6/104% |
Ll535/119% | 1,684/121% | 1,684/114% | 2,011/118% | 2,27/129% | 2,895/116% |
Но49/108% | 1,535/110,4% | 1,503/102% | 1,825/107% | 1,936/110% | 2,628/105% |
714/110% | 1,545/111,2 б | 1,512/102,4% | 1,9/112% | 2,395/136% | 2,781/111% |
К7/100% | 1,413/101,5% | 1,456/98,6% | 1,767/101% | 1,92/103% | 2,54/101% |
97/100% | 1,39/100% | 1,477/100% | 1,757/100% | 1,858/100% | 2,5/100% |
в табл. 4 даны экспериментальные данные по шестеренным насосам, полученные при минимальном сопротивлении (сопротивлении труб н каналов), а следовательно, при минимальных утечках, близких к нулю.
В тех случаях, когда при больших оборотах сопротивления и утечки являлись ощутимыми, взяты экспериментальные данные по замеру производительности при малых оборотах.
Из большого числа различных насосов, с которых многократно снимались характеристики, выбраны самые разнообразные насосы с модулями шестерен 2,5; 3; 3,5; 4,5; 5 и 6, имеющие профили зубьев как некорригированные, так и корригированные с различными профильными смешениями и с различными углами зацепления исходного контура.
В энциклопедическом справочнике Машиностроение , т. 9 приведена следующая формула:
~ т
где S - расстояние между центрами шестерен в мм;
£ е -диаметр окружности головок в мм; b - ширина шестерни в мм.
Для некорригированных шестерен эта формула принимает следующий вид:
жгтЪпЬп Ъ^Ьпт^г
щё ~ U)6
Сопоставляя ее с точной формулой, можно убедиться, что эта формула дает практически хорошие результаты. Так, при z=8 w 6=1 ошибка составляет 3,57о в сторону занижения.
Однако эта формула обладает тем же недостатком, что и остальные рассмотренные нами, а именно: она не отражает влияния продолжительности зацепления б, характера зацепления и степени использования запираемого объема.
Анализ полученных результатов показывает, что предлагаемая формула наиболее точно согласуется с экспериментальными данными.
Такое согласование обнаружено и на ряде других испытанных насосов, данные о которых не приведены в табл. 4.
Формула 1 дает почти во всех случаях заниженные данные. Пользование этой формулой приводит к абсурдному выводу о том, что объемный к.п.д., как правило, превышает 100% даже при максимальном рабочем давлении.
Все остальные формулы дают завышенные данные по сравнению с теоретически возможными.
§ 2 экспериментальные данные о влиянии различных факторов на объемный к. п. д. насоса
Ниже приведены данные, полученные в период работы над соз данием насосов с большими объемными к. п. д.
Специально проведенными исследованиями установлено влияние различных факторов на величину утечек, а следовательно, на объемный к. п. д.
Рабочей жидкостью являлось масло. Для проведения экспериментов был выбран насос производительностью Qt=110 л/мин при числе оборотов п=4900 об1мин
вут л/шн 60
й-глорцовыи
о 0,02 0,0и 0,06 0,08 0,10 зазорвмм t-20-25 V, р=80кГ/см, n= 900off/inuH Фиг. 66. Зависимость утечек от величины торцовых зазоров.
На этом экспериментальном насосе было доказано небольшое влияние на объемный к. п. д. радиальных зазоров по сравнению с торцовыми.
При минимальном (близком к нулю) торцовом зазоре утечки составляли 7,5 л/мин. Следовательно, объемный к. п. д. был при
этом ,i =l-=0.93.
При увеличении торцового зазора до 0,04 мм утечки возраста ли на 140%, а при увеличении до 0,06 мм - на 250%.
При торцовом зазоре, равном 0,05 мм, утечки составили 22 л1мин, что даст
Зависимость утечек от величины торцовых зазоров представлена на графике (фиг. 66).
Этими опытами установлено большое влияние иа величину утечки температуры жидкости и корпуса. Значительное увеличение утечек с повышением температуры объясняется как уменьшением вязкости масла, так и увеличением зазоров за счет разности коэффициентов линейного расширения корпуса (алюминий) и плавающего подпятника (бронза).
Выгод
ПвдВакный псдишпнин-
Ведущая
ш
fS.HanpaBjJenue вращения шестерни -Двитение тидности.
Фиг. 67. Схема гидравлической компенсации и эксперимситальпом образце.
При увеличении температуры на 20° С утечки по радиальным зазорам между подвижным подпятником и корпусом увеличивались иа 3,4 л!мин.
Большую роль, как показали эти опыты, играет выбор размера силы поджатия подпятников к торцам шестерен и точки приложения этой силы.
При достаточно большом и равномерном поджатии объемный к.п.д. повышается. Ограничение силы поджатия необходимо для обеспечения жидкостного трения и избежания износов торцов.
в экспериментальном образце усилие на торец передавалось давлением нагнетаемой жидкости, подводимым к площади поршня, ось которого была смещена относительно оси подпятника (фиг. 67).
Эти опыты показали рациональность смещения точки приложения силы поджатия и подтвердили правильность изложенного метода подсчета. При экспериментальном определении величины давлений по кольцу впадин зуба эти давления оказались почти равными соответствующим давлениям по радиальным зазорам.
Опыты показали также нарушение равновесия подвижных подпятников при работе на режимах начала кавитации, что еще раз доказывает недопустимость работы насоса на кавитационных режимах и необходимость обеспечения достаточного кавитационного запаса.
§ 3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ДАННЫЕ ПО КАЧАЮЩИМ УЗЛАМ
Из имеющегося опыта проектирования, испытания и эксплуатации насосов, выполненных с рекомендуемыми шестернями, приводятся данные о четырех насосах такого типа.
Все насосы имеют профиль зуба, корригированный по описанной выше системе. Геометрические параметры .зуба взяты из табл. 1.
Рабочей жидкостью насосов № 1, 2 и 3 являлся керосин, а насоса № 4 - дизельное масло.
На фиг. 68 приведена характеристика производительности насоса, имеющего модуль т=5, давление на входе в насос 1,8 ата, поддерживаемое специальным подкачивающим насосом, и давления нагнетания, равные:
1) давлению, определяемому сопротивлением каналов в корпусе насоса и труб на испытательном стенде;
2) рабочему давлению, поддерживаемому постоянным.
В насосе № 1 и 2, характеристики которых приводим, качающие узлы вмонтированы в корпус агрегата, имеющего каналы и резкие повороты струи жидкости, так что с увеличением оборотов и ростом производи-тельпости, а также скорости протекания жидкости pacTjT сопротивления каналов. Кроме того, с увеличением расходов сильно растут сопротивления крапов, расходоме-
и каиалоб от
йл/мчн 220
т
W 100
60 20
о
woo 2000 30004000то
п ов/ман
68. Характеристика насоса № I.
ров и всей нагнетающей магистрали испытательной установки. I, 13 1320
По характеристике, приведенной на фиг. 68, эти сопротивления достигают величины 28 кГ/см при n=5000 об/мин.
Этим объясняется, почему при давлении, равном сопротивлению труб и каналов, на малых оборотах характеристика точно совпадает с теоретической (изображенной пунктиром), а по мере роста оборотов появляются утечки и действительная производительность все больше отклоняется от теоретической.
Рассматривая характеристику при давлении нагнетания р=75 кГ/см, видно, что величина утечек почти не изменяется с изменением оборотов. Следовательно, по мере возрастания оборотов объемный к. п. д. насоса будет расти, так как в формуле
Ил/мил Ш
360 320
= 1-
а л/мин
гво
р^. сопротивлению mpyff -и каналов
т
т
Ригг -7В1(Г1см-
п =SODOoSln<ae
т
| | | | |
| | | |
ленаютр!, и каналов on 0 го гзкг/с1/ | | |
| |
| | | | |
| | | | | |
| | | fpmlSHrjck?- |
| | | | | |
| | | | |
| | | | |
1,0 i,t 1.8 г,г р^алп
Фиг, 69. Кавитационная характеристика насоса № 1.
1000 то 30000005000 П offlMUH
Фиг. 70. Характеристика насоса № 2.
вычитаемое при увеличении оборотов будет падать за счет увеличения знаменателя.
На фиг. 69 приведена кавитационная характеристика Q = = С?(Рвс), из которой видно, что при максимальных оборотах n= =5000 oeJMUH кавитацнонный режим имеет место при Рвс<1,4 ата. Следовательно, подкачиваюший насос должен обеспечить
Рвс>1,4 07-0.
На фиг. 70 приведена характеристика пасоса Л 2, имеющего модуль ли=6.
Так же как и по характеристике (см. фиг. 68), сопротивление каналов и труб велико (при =5000 об/мин оно составляет 23 кГ/см) и кривая производительности по мере возрастания оборотов отклоняется от теоретической за счет увеличения утечек.
Кроме характеристики качающего узла Q = Q(n), приведена кавитационная характеристика (фиг. 71) при =4500 об1мин, из ко-
(Цл/тн
зго
т т
| | t2Z-ZS\ Рш75кГ1 -п>-(--г-1 | |
| | Л | | | -65 X | |
| | | | -4500 of/мин | |
| | | | | | | |
торой видно, что для обеспечения бескавитационной работы насоса на земле необходимо, чтобы рвс>1>9 ата при температуре жидкости /=22-25° С; Рвс>2,2 ата при температуре жидкости =57-65° С.
На фиг. 72 приведена характеристика (? = (?(п) экспериментального малогабаритного насоса высокой производительности.
Шестерни корригированы по той же системе с т = 6 и z=10. Таким образом, при наружном диаметре шс-
/,4 U& 2,2. 2.6 3.0pfi.ama
Фиг. 71. Кавитационная характеристика иасоса № 2.
О ют 2В00 3000 щотто
п oiFlMUM
Фиг. 72. Характеристика насоса № 3.
стерни De7e мм и при расстоянии между центрами 66 мм одной парой шестерен получена производительность около 800 л/мин (при сопротивлении труб и каналов).
Так как этот васос был создан как самостоятельный агрегат со своим корпусом и, кроме того, снижены сопротивления установки, то характеристика при
800 700
т
сопротивлении труб в этом случае совпадает с теоретической.
Этот насос имел на входе крыльчатку, создававшую дополнительный напор,
вследствие чего, несмотря на большую окружную скорость, потребное давление на входе в насос оказалось не столь большим и равно 0,9 ата (фиг. 73).
Насос испытывался при давлении нагнетания р =
=75 kFjcm. Характеристика качающего узла при этом давлении не приведена, так как насос находился в стадии доводки, а дальнейшие испытания и работа над ним были прекращены, хотя основ-
| | -----i /РтгкСВпротиВлеит ттб |
| | | | | | | | |
| | | | | | | | |
| | | | | | | | |
О 0,4 0,8 1,2 1,6 ZJD ата
Фиг. 73. Кавитационная характеристика насоса № 3.
ным дефектом, обнаруженным при специальном длительном испытании, было наличие следов кавитации на корпусе и подпятниках. Этот экспериментальный образец представляет интерес с точки
зрения исследования
Фиг. 74.
(рабочая
SOO то 1500
я oS/мин
Характеристика насоса № 4 жидкость-дизельное масло)
возможности получения очень больших расходов при сравнительно высоком давлении при помоши качающего узла, состоящего из одной пары шестерен.
На фиг. 74 приведена характеристика Q-Q{n) насоса № 4 со следующими параметрами: модуль т = = 5 мм, ширина зуба 6 = 32 мм, число зубьев z=8 при рекомендуемой системе корригирования. Шестерни насоса имеют малые окружные скорости (3,75 м/сек). Насос обладает достаточным кавитационным запасом и высоким объемным к. п. д., доходящим до r]i,=0,96 при давле-р=100 кГ/см и температуре
нии масла в нагнетающей ступени масла 20-30 С.
На фиг. 75 приведена характеристика двухроториого насоса. Как видно из характеристики, на максимальном режиме насос обладает высоким объемным к.п.д. (91%), хотя рабочей жидкостью насоса является керосин
О л/мин 700
и
давление кГ/см.
нагнетания равно
юоо гооо зоро щоп о^/мш
80 ркГ/см
20 to Фиг. 75
Характеристика № 5.
3000 3S0C 1000 itSOOnoSlMuh
Фиг 76 Характеристика насоса № 5
1 ...
16 17 18 [
19 ]
20 21 22 ...
24
