Файл: Петрина, Н. П. Объемные гидромашины (насосы и двигатели).pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 19.10.2024
Просмотров: 80
Скачиваний: 0
в точке В. Поэтому в полюсе зацепления сила давления Т?^
и ее |
реакция |
достигают наибольшей величины. Приведем |
||||
силу |
Р4 |
к оси ведущей шестерни, а силу |
к оси ведомой, |
|||
тогда |
сложение силы гидродинамического давления Р 0 |
с си |
||||
лами |
R4 |
и R2 |
даст соответствующие |
результирующие: |
Р < р е э |
|
силу |
давления на ведущую шестерню и Р 2 р е з - |
на ведомую. |
||||
Точный количественный учет всех факторов, влияющих на |
||||||
величины сил |
Р, р е г и Р г р И , в том числе |
и пульсаций давлений, |
||||
весьма сложен. Поэтому существует несколько полуэмпириче ских формул, среди которых наиболее простые и, как нам
кажется, |
наиболее обоснованные: |
|
|
|
|
^ ^ = ( 0 , 7 5 4 - 0 , 8 ) p b r 2 - l |
( 3 2 0 ) |
||
|
Р г р е з =(0,85н - 0 } 9 |
г |
сделать |
|
Учет |
сил, действующих на |
шестерни, позволяет |
||
|
) р ъ г . / |
|
||
следующие выводы, необходимые для конструирования и экс плуатации шестеренных насосов:
1)силы давления на шестерни, как и подача, имеют пульсирующий характер;
2)сила давления на ведомую шестерню больше, чем на
ведущую;
3)для обеспечения долговечности насосов и взаимо заменяемости их деталей подшипники необходимо конструиро вать по силам, действующим на ведомую шестерню;
4)для выявления износа подшипников в первую очередь надо вскрывать подшипник с заведомо большим износом, т. е. подшипник ведомой шестерни, где при прочих равных условиях износ будет больше, чем у подшипника ведущей шестерни;
5)при больших параметрах насоса, чему соответствуют
большие |
p , - b f r 2 |
, |
могут возникнуть очень большие силы |
давления, |
которые |
усложнят конструкцию насоса. Это явля |
|
ется одной из причин, ограничивающих область применения |
|||
шестеренных насосов. |
|
||
Уменьшить величину результирующих сил можно рядом кон |
|||
структивных мер: |
|
|
|
I ) |
при заданной |
подаче путем увеличения числа оборо- |
|
160
тов уменьшать ширину шестерен |
Ъ и радиус выступов |
зубьев |
|||
2) |
увеличивать камеру |
всасывания (угол ъ ) и умень |
|||
шать камеру нагнетания |
(угол |
|
) ; |
|
|
3) |
в корпусе насоса можно сверлить или отлить |
раз |
|||
грузочные |
каналы К , Т |
для |
перепуска жидкости из |
радиаль |
|
ного зазора s в камеры всасывания и нагнетания, что,
в качестве примера, показано на рис.3.II для ведущей шестер ни.
§ 3 . 5 . Потери энергии, к. п. д . , характеристики и мощность
Потери энергии и к. п. д.
У шестеренных, как и у других объемных насосов (см. § 4 . 6 ) , существуют объемные, гидравлические и механи
ческие потери энергии,которые учитываются соответствуицими к. п. д . , а в общем виде - полным к. п. д . , и зависят от разности давлений во всасывающем и напорном патрубках, от величины зазоров между корпусом насоса и шестернями, от вязкости жидкости, скорости вращения шестерен и т. п.
Из всех существующих потерь энергии наименьшую долю
составляют гидравлические. Это объясняется |
тем, что отно |
сительные скорости движения жидкости, т. е. |
скорости |
движения относительно рабочих органов зубьев |
и стенок |
проточных полостей насоса, незначительны, а местные сопро тивления (повороты, клапаны и т. п.) почти отсутствуют. Гидравлический к. п. д . , которым учитываются эти потери, составляет для шестеренных насосов 1| «98^-99%.
Ввиду того, что в шестеренных насосах гидравлические потери энергии невелики, их с целью упрощения учета отно сят к механическим потерям и учитывают с помощью механи ческого к. п. д . , что позволяет принимать Y] = 1 . Таким
161
образом, рассмотрению подлежат только объемные и механиче ские потери.
I . Объемные потери и объемный к. п. д. Аналитическое толкование объемного к. п. д. для шестеренных насосов оста ется то же, что и для поршневых, но пределы спецификационных значений объемного к. п. д. и факторы, его определяющие, несколько отличаются от поршневых насосов. Величина объем ного к. п. д. при спецификационных параметрах шестеренных насосов, применяемых на кораблях (судах), находится в пре делах У[ = 0,584-0,96. Столь широкие пределы изменения ве личины объемного к. п. д. объясняются многочисленными причинами, влияющими на этот коэффициент. Приведем главные из них.
Зазоры, с увеличением которых r j , 0 уменьшается ( 2 . 6 5 ) . Допустимая при эксплуатации величина зазоров должна нахо диться в пределах 0,025-0,3 мм между торцом шестерни и крышкой насоса (осевой зазор); 0,05-0,3 мм между внутренней стенкой корпуса насоса и вершиной зуба (радиальный зазор). Неоднократными исследованиями установлено (Т.М.Башта, А.Ф.Осипов и д р . ) , что протечки через торцовые зазоры составляют 80-95% всех внутренних протечек. Это объясня ется тем, что сопротивление течению жидкости в торцовом зазоре меньше, чем в радиальном, где гидравлические сопро тивления больше, потому, что зубья шестерни с внутренней расточкой корпуса образуют лабиринт. Увеличение протечек с увеличением зазоров показано на рис. 3.12,а. Для насосов небольшой подачи и для насосов с напором больше 200 м вод. ст. желательно принимать меньшую величину ука
занных зазоров или плавающие втулки (рис. 3 . 1 2 , 6 ) . Увели чение этих зазоров уменьшает объемный к. п. д. Зазоры могут увеличиваться вследствие перекачивания жидкости, загрязнен ной твердыми частицами и увеличения механического трения между деталями насоса. Особенно нежелательно смещение шестерен, так как при нем радиальный зазор $ становится неконцентричным, а это в свою очередь вызывает увеличение 162
Рис. 3 . 12 . Влияние зазоров на протечки жидкости: а) характер изменения протечек через осевой (торцо
вый) зазор - I и через |
радиальный - 2 в зависимости |
от величины зазоров; б) |
схема устройства плавающих |
втулок для автоматического регулирования торцовых зазоров
протечек % л а ъ в 1,2-1,5 раза против протечек, определяемых
по уравнению ( 2 . 6 2 ) . |
|
Напор насоса, с увеличением которого г\0 |
уменьшается, |
так как возрастают протечки через зазоры. Характер измене ния объемного к. п. д. в зависимости от изменения напора показан на рис.3.13 линиями: ЕМ - для насосов с минималь ными зазорами и E N - ДО* насосов с наибольшим допустимым зазором ( 0 , 3 ми). При этом, как уже сказано, торцовые зазоры оказыввияг большее влияние на протечки, чем радиаль ные. Неоднократные опыты показали, что протечки через за зоры пропорциональны величине напора насоса; поэтому между объемным к. п. д. насоса и его напором чаще всего наблюда ется линейная зависимость.
Вязкость жидкости, с увеличением которой уменьшаются протечки через зазоры. Однако с повышением вязкости не всегда связана увеличение объемного к. п. д. насоса. При большой вязкости и относительно большой скорости шестерен межзубцовые впадины могут неполностью заполняться перека-
163
о |
40 |
80 |
120 Q,H% |
Рис. 3 . 13 . Границы изменения объемного и ме ханического к. п. д. шестеренных насосов в зави симости от Q. и Н , выраженных в процентах от
спецификационных значений; оси Н-т|_0 - |
относят |
ся только к характеристикам |
E M M E N . |
чиваемой жидкостью, из-за чего объемный к. п. д. уменьша ется.
Число оборотов шестерен, |
с увеличением которого |
обыч |
но возрастает объемный к. п. |
д. насоса. Но чрезмерно |
боль |
шое число оборотов, как и большая вязкость жидкости, также
может вызвать неполное |
заполнение |
впадин |
(см. |
уравнение |
|
( 3 . 2 4 ) , что |
уменьшает |
коэффициент |
наполнения |
( 2 . 6 7 ) . |
|
Величина |
номинальной подачи насоса, |
с увеличением кото |
|||
рой объемный к. п. д. повышается. Это объясняется влиянием зазоров на протечки жидкости, которые с увеличением подачи насоса и, следовательно, его размеров увеличиваются незна чительно. Эта зависимость показана на рис. 3.13 линиями ОАВ и ОСД,- ограничивающими приблизительные пределы изменения объемного к. п. д. корабельных (судовых) шестеренных насо сов. Верхняя характеристика ОАВ представляет собой зависи мость между параметрами т| и Q. для насосов большой по дачи с небольшими напорами и другими благоприятными усло164
~ I 4 I 0 |
м /час) и |
OCD |
- для насосов небольшой подачи ( |
|
вкяш, а нижняя |
|
|||
|
3 |
относительно |
больших напоров ( H « I 5 0 f |
|
|
|
|
|
|
400 |
м вод. ст.) |
при других |
неблагоприятных условиях. По |
|
оси абсцисс принята подача насоса, в процентах от спецификационной, которая обозначена 100$. Чрезмерное увеличение
подачи может привести к уменьшению объемного к. |
п. |
д . , |
что на рис. 3.13 показано участками линий KJ) |
и |
К а В , |
характеризующими кавитационный режим работы насосов. Воздух у растворенные в жидкости газы значительно
уменьшают подачу насоса, особенно, если вредное простран ство насоса большое ( 2 . 6 8 ) . Вредным пространством в шесте ренном насосе является объем впадины, образованный зубьями
.1-2-3 |
(рис. |
3 . 5,6 ) . |
|
1 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
На рис. |
3.14 пока |
оС=0°/о |
|
|
|
|
||||
зано |
влияние |
раство |
100 |
10 %о |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
||||||
ренного в смазочном |
80 |
20% |
—— |
|
s- |
|||||
масле |
воздуха |
( а % ' ) |
|
3 0 % |
|
|
||||
|
|
|
|
|
||||||
60 |
|
|
|
|
|
|||||
на подачу насоса при |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|||||
изменении |
давления |
40 |
|
|
|
|
|
|||
на нижнем свободном |
20 |
|
|
|
|
|
||||
уровне, откуда заса |
596 462 353 |
286 |
198 144 |
|||||||
740 |
||||||||||
сывается масло. Из |
|
|
р н а |
jRjupm.cm. |
||||||
уравнения (2.68) видно |
Рис. 3.14. Зависимость подачи |
|||||||||
что на коэффициент |
масляного шестеренного |
насоса от |
||||||||
наполнения |
Т], |
влияет |
содержания воздуха |
d % |
|
и ето |
||||
давления на нижний уровень |
масла |
|||||||||
относительная |
величина |
|
Н-У |
|
|
|
|
|||
вредного пространства |
|
|
|
|
|
|
||||
X |
так же как и сх . Насыщение |
смазочного |
масла |
воздухом |
||||||
способствует эмульсированию масла, что ухудшает его смазоч ные свойства.
Наполняемость |
впадин также влияет на объемный к. п. д . , |
|
в частности на "Л, |
.Степень заполнения |
впадин уменьшается |
с увеличением высоты всасывания насоса, |
температуры подо |
|
грева жидкости сверх нормальной величины, числа оборотов |
||
выше допустимого |
предела и т. д. Для улучшения наполняемости |
|