Файл: Трушин, В. Н. Механическое оборудование и установки курс лекций.pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 19.10.2024

Просмотров: 154

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

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 /

 

 

107

Откуда максимально допустимая угловая скорость васоса

ч)max

Щ р г р Т )

(5.5)

 

7(Ггол~Г3п)

Неполное заполнение впадин шестерен жидкость» не только уменьшает производительность, но и ведет к эмульсированию жид­ кости и увеличению износа деталей насоса по причине кавитации.

Определив по формуле (5.4) значение р , на основании за­ висимости (1.9) можно найти геометрическую высоту всасывания.

Действительная производительность шестеренчатого насоса выражается формулой

где (J - объемный к.п.д. наооса, равный 0,6 - 0,96.

§ 5.3. ДАВЛЕНИЕ НАГНЕТАНИЯ И ЗАБИРАНИЕ ЗШДКОСТИ

Теоретически шестеренчатый насос позволяет получить неогра­ ниченно большой напор. В реальных условиях напор насоса ограни­ вается давлением зубьев друг на друга, так как при больших дав­ лениях жидкость выжимается и между зубьями возникает сухое тре­

ние,

что приводит к резкому увеличению механических потерь и

быстрому износу зубьев.

 

 

 

 

Поэтому шестеренчатые насосы, как правило, применяются для

подачи вязких жидкостей и воды

при

небольших напорах (25 -

30 м

вод.ст.). При

перекачивании

 

более вязких жидкостей напор может

 

быть увеличен. Имеются шестеренча­

 

тые

насосы,

создающие

напор

до

 

400 м. Подача этих насосов лежит в

 

пределах от 0,5 до 250 м3/час,

а

 

обороты - от 400 до 5000,об/мин.

 

С целью получения

плавного

за­

Рис.5.5. Схема запирания

цепления, уменьшения

шумности

ра­

жидкости в мѳждузубцовых

боты и износа

прямозубые

шестерни

впадинах

 

насосов выполняются с коэффициентом перекрытия не меньше 1,08- 1,10. При работе насоса, имеющего, коэффициент перекрытия в за­ цеплении больше единицы, происходит запирание жидкости, нахо­ дящейся в межзубцовой впадине (рис.5.5). При дальнейшем враще­

Смотрите также файлы