Пластинчатые (шиберные) насосы.
Слайд 2
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
Конструкции роторных насосов
Объемные роторные машины (насосы и гидродвигатели) широко распространены в промышленности и транспорте; конструкции их чрезвычайно разнообразны. Они применяются в системах смазки и регулирования двигателей, компрессоров и насосов, в силовых гидропередачах и особенно широко в системах гидроприводных устройств различного назначения. Выпуск их в СССР исчисляется сотнями тысяч штук в год. Рабочие параметры лежат в области относительно малых подач и высоких давлений.
Выделим, следуя конструктивному признаку, следующие группы роторных насосов: шестеренные, пластинчатые, аксиально-поршневые, радиально-поршневые, винтовые. Каждая из указанных групп содержит много конструктивных модификаций.
1.
Шестеренные насосы.
|
| Рисунок 9.1. Конструктивная схема шестеренного насоса |
Конструктивная схема такого насоса с внешним зацеплением представлена на рис. 9.1.
Сцепляющиеся зубчатые колеса 1 и 2 помещены с малыми зазорами в корпусе 3. Одно из колес (ведущее) снабжено валиком, выходящим из корпуса через уплотняющий сальник; другое колесо (ведомое) является холостым.
При вращении колес в направлении, указанном стрелками, жидкость поступает из полости всасывания 4 во впадины между зубьями и перемещается в напорную полость 5; здесь при сцеплении происходит выдавливание жидкости из впадин.
|
|
|
Зубчатые колеса таких насосов обычно выполняются одинаковых размеров.
Слайд 2
|
| Рисунок 9.2. Обратное нагнетание жидкости шестеренным насосом |
Подача шестеренного насоса, состоящего из двух колес разных размеров, определяется как
где f — площадь поперечного сечения впадины между зубьями;
l — длина зуба колеса;
z1 и z 2 — количества зубьев;
n1 и n 2 — частоты вращения, об/мин;
h О — объемный коэффициент насоса.
Если обозначить передаточное число зубчатой пары e, а диаметры начальных окружностей D 1 и D 2, то уравнение (9.1) можно привести к следующему виду:
Если колеса одинаковы, то e = 1 и
Подача насоса определяется геометрическими размерами насоса и частотой вращения его вала.
Объемный коэффициент h О насоса учитывает перенос жидкости в пространствах а впадин обратно в полость всасывания (рис. 9.2). Этот же коэффициент оценивает перетекание жидкости через зазоры из напорной полости во всасывающую. Для насосов h О = 0,7-0,9.
В результате исследования кинематики и геометрии шестеренного насоса с одинаковыми колесами при эвольвентном[1] зацеплении приходят к следующему выражению для подачи:
где R — радиус начальной окружности;
h — высота головки зуба.
|
|
|
Все приведенные выражении для подачи дают средние значения ее за достаточно длительный промежуток времени. При работе шестеренных насосов подача непрерывно колеблется около среднего значения.
Шестеренные насосы реверсивны, т.е. при изменении направления вращения зубчаток они изменяют направление потока в трубопроводах, присоединенных к насосу. Эти насосы обратимы: подводя жидкость под давлением к одному из патрубков насоса и сообщая другой патрубок со сливным баком, получаем работу машины в качестве гидродвигателя; выходной вал машины будет развивать мощность, пропорциональную расходу и давлению подводимой жидкости.
Слайд 3
Пластинчатые (шиберные) насосы.
|
| Рисунок 9.3. Пластинчатый насос с внешним подводом |
Простейшая схема такого насоса дана на рис. 9 3. Действительные конструкции значительно сложнее; они укладываются в две основные схемы.
Первая схема — насос с внешним подводом жидкости (рис. 9 3.).
В корпусе 1 вращается эксцентрично расположенный массивный ротор 2. В радиальных канавках, выфрезерованных в роторе, ходят пластинки (шиберы) 3. Внутренняя поверхность корпуса обработана так, что полость всасывания 4 и полость подачи 5 отделены одна от другой пластинами и цилиндрическими поверхностями ab и cd. Для правильной работы насоса нужно, чтобы длины дуг ab и cd были не меньше расстояний между концами пластинок во время пробегания их по уплотняющим поверхностям. Вследствие наличии эксцентриситета е при вращении ротора 2 жидкость переносится из полости 4 в полость 5 в межлопастных пространствах А.
|
|
|
Если эксцентриситет е будет уменьшен смещением ротора вверх, то и в нижней части насоса возникнут межлопаточные пространства и часть жидкости из полости 5 будет переноситься в полость 4.
При е = 0 количества жидкости, переносимой из полости 5 в полость 4 и обратно, становятся одинаковыми, и насос не подает жидкость. Если же е отрицательно, т.е. откладывается от центра корпуса вверх, то происходит подача из полости 5 в полость 4.
В простейших конструкциях насосов этого типа эксцентриситет выполняется постоянным.
Средняя подача такого насоса, м3/мин,
где fA — площадь межлопастного пространства при пробегании его по замыкающей дуге аЬ.
Выражая fA через внутренний радиус корпуса R, относительный эксцентриситет е и центральный угол b, можно получить развернутую формулу для определения подачи насоса.
|
|
|
Слайд 4
Вторая схема — насос с внутренним подводом жидкости (рис. 9.4).
|
| Рисунок 9.4. Пластинчатый насос внутренним подводом |
Здесь имеются те же элементы конструкции, что и в насосе с внешним подводом: корпус 1, эксцентрично посаженный ротор 2, рабочие пластины 3. Всасывание и подача происходит через осевое отверстие в роторе, которое разделено неподвижной, плотно поставленной перегородкой 6 на полости всасывания и подачи. При вращении ротора в направлении, указанном стрелкой, объемы А между пластинами увеличиваются. Благодаря этому происходит всасывание жидкости по радиальным каналам из полости 4. Последняя сообщена со всасывающим трубопроводом.
При пробегании объемов А по дуге Ьа происходит уменьшение их и жидкость подается в полость 5, соединенную с напорным трубопроводом насоса. Таким образов, осуществляются внутренний подвод и отвод жидкости.
За один оборот вала каждый объем между пластинами подает f A × l жидкости, и подачу насоса можно вычислить по формуле (9.5).
Объемный коэффициент пластинчатых насосов, учитывающий перетекание жидкости через зазоры с напорной стороны на всасывающую составляет 0,94—0,98.
Насосы двух указанных схем реверсивны и обратимы.
Слайд 5
Аксиально-поршневые насосы.
|
| Рисунок 9.5. Конструктивная схема аксиально-поршневого роторного насоса |
На рис. 9.5 дана конструктивная схема аксиального поршневого роторного насоса.
В неподвижный корпус 1 плотно вставлен ротор 2, свободно вращающийся вокруг оси 0-0. В теле ротора 2 выполнены цилиндрические, хорошо обработанные отверстия 3 с осями, параллельными 0-0. Эти отверстия являются цилиндрами насоса. Торцы цилиндров 3 снабжены сквозными отверстиями 4, Ротор 2 сопряжен карданом 5 с наклонной вращающейся шайбой 6, сидящей на валу электродвигателя 7. Поршни 8 соединены тягами 9 с шарнирами, закрепленными на плоскости шайбы 6. При вращении шайбы 6 и соединенного с ней ротора 2 шарниры 10 и 10' бегут по окружности в плоскости аЬ, установленной под углом a к плоскости вращения ротора 2. Благодаря этому поршни 8 движутся в цилиндрах 3, проходя вдоль оси путь 2×R×sin a. При этом объемы, замыкаемые поршнями в цилиндрах, непрерывно изменяются. Так, если шарнир 10' поршня бежит по дуге полуокружности радиусом R вверх, то поршень отодвигается вправо и происходит всасывание через всасывающий штуцер 11, серповидную канавку 12 в торце корпуса н отверстие 4 в полость цилиндра. Дальнейший путь шарнира 10' — вниз по дуге, указанной штриховой стрелкой, повлечет за собой подачу жидкости данным цилиндром в напорный штуцер. Аналогично работают все цилиндры.
Средняя подача такого насоса может быть определена по формуле
где h О = 0,97.
Насосы аксиально-поршневого типа реверсивны и обратимы; при подведении жидкости под давлением к одному из патрубков насоса и сообщении другого со сливом силы, действующие от жидкости на поршни, будут передаваться по штокам на плоскость шайбы 6; таким образом, эти силы будут давать тангенциальные составляющие, обусловливающие вращающий момент и мощность на валу шайбы.
В рассмотренной конструктивной схеме насоса его геометрическая ось пересекается с осью двигателя, поэтому для передачи мощности от двигателя ротору насоса необходим карданный вал 5, усложняющий конструкцию.
Имеются аксиалыю-поршневые насосы, в которых геометрические оси насоса и двигателя лежат на одной линии. В таких насосах шайба б выполняется профилированной, посаженной на вал под прямым углом, или плоской, сидящей на валу под углом, меньшим 90°. Наружные концы поршней получают движение в осевом направлении, следуя за рабочей поверхностью шайбы 6.
Слайд 6
Радиально-поршневые насосы.
|
| Рисунок 9.6. Поршневой радиальный роторный насос |
Конструктивная схема насоса дана на рис. 9.6.
Ротор 1 имеет радиально расточенные отверстия 2, выполняющие назначение цилиндров. Поршеньки 3, входящие в отверстия 2, своими наружными концами упираются во внутреннюю поверхность направляющего корпуса 4.
Ротор 1 расположен в корпусе 4 эксцентрично. Внутри осевой расточки ротора поставлена неподвижная разделительная перегородка S. При вращении ротора в направлении часовой стрелки поршеньки, бегущие по дуге ab, отодвигаются от центра и всасывают жидкость из внутренней полости 6. Движение концов поршеньков по дуге Ьа вызывает перемещение их к центру и подачу жидкости в полость 7 и далее к напорному штуцеру насоса.
При обозначениях, данных на рис. 9.6, средняя подача насоса
где h О = 0,97.
Насос реверсивен и обратим. Последнее обусловлено тем, что при подведении жидкости под давлением сила, действующая на любой из поршней, обусловливает скольжение наружного конца поршня по образующей. Поэтому возникают вращение ротора и крутящий момент на его валу.
Слайд 7
Винтовые насосы.
|
| 1 – корпус насоса; 2 – винт; 3 – пластина; 4 – межвитковый канал Рисунок 9.7. Способ действия винтового насоса |
В системах регулирования и смазки крупных машин-двигателей находят применение винтовые насосы. Рисунок 9.7 объясняет способ действия таких насосов.
В цилиндрическую расточку корпуса 1 плотно вставлен винт 2. В плоской прорези корпуса находится пластина 3, зубцы которой входят в межвитковые каналы винта и плотно перегораживают их.
При вращении винта в направлении, указанном стрелкой, жидкость, заключенная в межвитковых каналах 4, удерживается от вращения зубцами пластины 3 и перемещается в осевом направлении. Таким образом, осуществляются всасывание и подача.
|
| 1 – рабочий червяк (винт); 2 – замыкающие червяки; 3 – полость охлаждения; 4 – полость всасывания; 5 – полость подачи Рисунок 9.8. Винтовой насос с одним рабочим и двумя замыкающими червяками |
При вращении винта пластина 3 перемещается вверх, и для непрерывной работы насоса она должна быть бесконечной, что конструктивно невыполнимо. Поэтому в конструкциях винтовых насосов роль пластины 3 выполняют замыкающие винты, витки которых плотно входят в межвитковые каналы основного (ведущего) винта, перегораживая их.
На рис. 9.8 показан винтовой насос с двумя замыкающими винтами (червяками).
Подача, л/с, стандартного насоса такого типа выражается формулой
где h О = 0,70-0,95;
n — частота вращения основного червяка, об/мин;
d — диаметр червяка, см.
Из выражения (9.8) выясняются факторы, определяющие подачу винтового насоса.
Слайд 8
Неравномерность подачи
Большинству типов роторных насосов свойственна неравномерность подачи. Если при работе насоса подача его колеблется от QMIN до QMAX, то неравномерность подачи характеризуют коэффициентом неравномерности подачи
Значение d определяется конструкцией насоса
| |
| Рисунок 9.9. График подачи шестеренного насоса с внешним зацеплением |
Колебание подачи можно изобразить графически для любого типа роторного насоса. Для этого надо воспользоваться формулой для вычисления подачи.
Для шестеренного насоса с колесами одинаковых размеров подача
где R — радиус начальной окружности;
H — высота головки зуба;
f – расстояние от полюса зацепления до точки касании.
В теории эвольвентных зацеплений доказывается, что f зависит от угла поворота a зубчатых колес.
Уравнение (9.10) в координатной системе a -Q представится квадратичной параболой (рис. 9.9).
Пусть подача первой пары зубьев, находящихся в зацеплении, дает изменение подачи по ветви ab.
При a = ab происходит защемление некоторого объема жидкости во впадине между зубьями и подача резко снижается по линии b c. Подача, соответствующая точке с, обеспечивается теперь другим зубом колеса.
В связи с увеличением f при изменении угла от ab до ae происходит увеличение подачи до QMAX. Затем ввиду уменьшения f произойдет снижение Q и защемление (отсечка) некоторого объема в точке k и т.д. Линия подачи представится совокупностью параболических кривых, показанных на чертеже штриховкой. График указывает на существенные колебания подачи.
Роторные насосы часто применяют в таких системах, где равномерность подачи и давления имеет не очень большое значение. Для повышения равномерности подачи насосы делают с увеличенным количеством зубьев, пластин или поршней и конструктивными мерами устраняют защемление объемов жидкости во впадинах между зубьями. В некоторых случаях имеет смысл установка воздушных колпаков (см. § 8.3).
Слайд 9
Мощность и КПД
В зависимости от подачи и давления, создаваемых роторным насосом, мощность его определяется формулой
В роторных насосах основное значение имеют объемные потери и потери, обусловленные механическим трением. Потери энергии, обусловленные трением жидкости, здесь незначительны, и практически h Г = 1. Следовательно,
Внутренние объемные потери определяются типом насоса, шириной зазоров, вязкостью жидкости и давлением, которое создает насос.
Ширина зазоров оказывает существенное влияние на объем жидкости, циркулирующей внутри насоса; износ элементов насоса, связанный с увеличением зазора, понижает объемный КПД и ухудшает энергетическую эффективность насоса.
Вязкость жидкости непосредственно влияет на гидравлическое сопротивление потоков в зазорах. Чем больше вязкость, тем меньше утечки через зазоры и выше h О. Отсюда выясняется влияние температуры жидкости на объемный коэффициент роторного насоса; h О понижается с повышением температуры жидкости. Средние значения h О для разных типов насосов приведены в § 9.1:
Механические потери энергии, оцениваемые h М, зависит главным образом от сил трения между движущимися поверхностями деталей насосов. Основной фактор, влияющий на h М — давление, создаваемое насосом. Если давление повышается, но не превосходит некоторого предела, то h М увеличивается; это объясняется тем, что силы трения возрастают медленнее, чем увеличивается полезная мощность насоса. При повышении давления сверх некоторого предельного значения давление начинает уменьшаться вследствие выдавливания жидкости с трущихся поверхностей. Такие режимы работы нежелательны ввиду значительного износа.
На h М влияют вязкость и, следовательно, температура жидкости. Чем выше вязкость, тем интенсивнее трение в тонком слое жидкости, разделяющем движущиеся поверхности, и меньше h М. При малой вязкости (высокая температура жидкости) h М велико. Но при этом имеется опасность выдавливания жидкости и возникновения сухого и полусухого трения, вызывающего износ. Поэтому для роторных насосов разных типов существует максимальная температура жидкости, превышение которой в эксплуатации недопустимо.
Механическое трение в роторных насосах проявляется в сальниках, подшипниках, между зубьями и винтовыми поверхностями рабочих элементов, в пазах роторов пластинчатых насосов и т.д.
Для нормальных условий работы роторных насосов
Слайд 10
Дата добавления: 2022-12-03; просмотров: 48; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!