Запирание жидкости во впадинах между зубьями шестерен.

Запиранием жидкости называют явление, когда часть объема перекачиваемой жидкости в некоторый момент времени оказывается герметично запертой (защемленной) зубьями одной шестерни во впадинах другой и, таким образом, изолированной как от полости нагнетания, так и от полости всасывания насоса.

Запирание жидкости происходит во впадинах между зубьями шестерен, а также в случае, когда в зацепление одновременно вступают две и более пар зубьев. Явление запирания сопровождается резким и значительным повышением давления (компрессией) защемленной жидкости с последующим его снижением вплоть до глубокого разряжения (декомпрессией).

Запирание жидкости приводит к следующим отрицательным последствиям:

1. Возникновению значительных пульсирующих нагрузок на подшипники и зубья шестерен, что ведет к их преждевременному износу. Поломке, к увеличению механического трения в подшипниках и в зубчатом зацеплении.;

2. Снижению всасывающей способности насоса вследствие вспенивания, эмульсирования жидкости и неполного заполнения жидкостью впадин, что нарушает нормальную работу насоса, снижает его подачу и КПД;

3. Возникновению гидравлических ударов, когда в неполностью заполненные впадины между зубьями шестерен устремляется обратный поток жидкости при сообщении их с полостью нагнетания насоса;

4. Увеличение шумности и вибрации насоса вследствие возникновения пульсирующих нагрузок, вспенивания жидкости и гидравлических ударов.

Меры борьбы с запиранием жидкости.

1. Конструктивные меры.

· Насосы с большой подачей выполняют с косозубыми или шевронными шестернями, у которых явление запирания отсутствует.

· Применение шестерен со специальными разгрузочными отверстиями. Эти отверстия постоянно сообщают запертый объем с полостями всасывания или нагнетания насоса, и защемление жидкости не происходит.

· Применение специальных разгрузочных перепускных каналов в насосах с прямозубыми шестернями. Эти каналы делают в самих шестернях или в крышках насоса в районе зубчатого зацепления. При уменьшении запертого объема жидкость через такой канал перепускается в полость нагнетания насоса, а при увеличении – подсасывается из полости всасывания.

2. К эксплуатационным мерам относятся мероприятия, проводимые в период плановых осмотров и ремонтов насоса и сводятся, главным образом, к регулировке величины межцентрового расстояния шестерен и торцевых зазоров между шестернями и корпусом насоса.

 

ВИНТОВЫЕ НАСОСЫ

 

Винтовым называют роторно – вращательные насосы с перемещением жидкой среды вдоль оси вращения рабочих органов. Рабочими органами служат винты, которые осуществляют перемещение жидкости.

 

Схема устройства, принцип действия и основы теории.

 

Схема устройства винтового насоса.

Широко применяемый трехвинтовой насос устроен следующим образом.

Трехвинтовым называют насос, в котором замкнутая камера образована тремя винтами, находящимися в зацеплении и неподвижной обоймой.

Ведущий винт при помощи муфты соединен с валом двигателя насоса. ведомые винты размещены слева и справа от ведущего в строго симметричном положении. Винты стальные и имеют двухзаходную винтовую нарезку, образующую выступы и впадины. Нижние торцевые части винтов выполнены в виде поршеньков и фиксируются в подпятнике. Ведущий и ведомый винты установлены с небольшим радиальным зазором в обойму. Обойма охватывает винты по их выступам и тем самым замыкает впадины между выступами винтовой нарезки. Эти замкнутые обоймой впадины объемом q выполняют роль рабочих камер, в которых при работе насоса происходят процессы всасывания, переноса жидкости и нагнетания. В трехвинтовых насосах таких камер-впадин шесть.

Обоймы  изготовлены из латуни, бронзы или чугуна. В одновинтовых насосах обоймы изготовлены из материала на основе резины. Обойма жестко закреплена в корпусе насоса. корпус насоса обычно изготавливают из стали.

Винты в насосе размещены вертикально. Полость всасывания расположена в нижней части насоса, а полость нагнетания в верхней. Подпятник служит упорным подшипником для винтов. Одновременно подпятник является разгрузочным устройством и обеспечивает разгрузку винтов от осевых сил. Подпятник изготавливают из бронзы или латуни. Сальник обеспечивает уплотнение вала ведущего винта и предотвращает утечки жидкости из насоса. Так как винтовой насос относится к типу объемных насосов,  то он имеет предохранительный клапан. 

Работа насоса.

Двигатель приводит во вращательное движение ведущий винт, который в свою очередь приводит во вращательное движение ведомые винты. При этом в насосе одновременно происходят процессы всасывания, переноса жидкости и нагнетания.

Всасывание жидкости происходит в полости А насоса, где выступы одного винта выкатываются из впадин другого. Вследствие этого объем впадин увеличивается, в них создается разряжение, давление в полости А и на входе в насос P_н становится меньше давления в подводящем трубопроводе P₁. Под воздействием разницы давлений на всасывании

 ΔP_вс = P₁ – P_н жидкость будет поступать в насос и заполнять все впадины, сообщающиеся в данный момент времени с полостью всасывания А.

Перенос жидкости из полости всасывания А в полость нагнетания В начинается тогда, когда заполненные жидкостью рабочие камеры насоса – впадины окажутся геометрически замкнутыми и отделенными от полости всасывания А выступами винтовой нарезки вращающихся винтов. Перенос жидкости в объеме впадин q происходит в направлении осей вращения винтов с некоторой осевой скоростью С_ос.

Нагнетание жидкости происходит в полости В, где выступы одного винта накатываются на впадины другого. Объем впадин уменьшается, жидкость вытесняется из них в полость В. Вследствие этого давление полости В и на выходе из насоса P_к возрастает и становится больше давления в отводящем трубопроводе P₂. Под воздействием возникшей разницы давлений на нагнетании ΔP_нг = P_к – P₂ жидкость подается насосом потребителю.

Таким образом, винтовые насосы, как и шестеренные, по принципу действия являются объемными, поскольку жидкость перемещается в них путем периодического изменения объема занимаемых ею камер – впадин между выступами винтовой нарезки, которые попеременно сообщаются со входом и выходом насоса.

На осуществление процессов всасывания, переноса жидкости и нагнетания винтовой насос потребляет от двигателя определенную мощность (энергию) и обеспечивает требуемые значения подачи и давления. 

 

 

Основы теории.

 

Требования к геометрическим размерам винтов.

Размеры и очертания винтов выбираются с таким расчетом, чтобы обеспечить выполнение следующих требований:

1. Винты должны герметично отделять полость нагнетания В от полости всасывания А, иначе насос не будет перекачивать жидкость.

2. Живое сечение жидкости F_о (площадь обоймы, не занятая винтами) должно быть возможно большим, что позволило бы обеспечить большие подачи насоса при тех же размерах обоймы.

3. Ведущий винт должен быть разгружен от механической передачи вращающего момента ведомым винтам, поскольку наличие механического контакта с ведомыми винтами ведет к увеличению потерь наоса на трение и к износу винтов.

Исходя из вышеизложенного имеем:

 

D_вщ =                         и                    D_вм = d_н

Где:

                    D_вщ - диаметр ведущего винта;

                    D_вм – диаметр ведомого винта;

                    d_н – начальный диаметр винтов.

Диаметры впадин ведущего и ведомого винтов:

 

d_вщ = d_н   и      d_вм = .

 

Число заходов и шаг винтовой нарезки:

 

Z = 2       и        t =  .

Длина нарезной (рабочей) части винтов l зависит от шага t и давления насоса p следующим образом:

 

l = 1,5*t при p<1,5 мПа

l = 3,0*t при p = 1,5 – 6,0 мПа;

l = 6,0*t при p > 6,0 мПа.

 

Площадь поперечного сечения обоймы F_о, занятую жидкостью, находят по формуле:

F_о = А_о*d

А_о – безразмерный коэффициент, численное значение которого зависит от количества винтов и профиля их нарезки. Для трехвинтовых насосов с циклоидальным профилем нарезки винтов А_о  = 1,234.  

 

 

Давление и напор

 

Давление насоса достаточно точно определяется по формуле:

 

P = P _к – Р _н (Па),

 

Где: Р_к и Р_н – абсолютные давления на выходе и входе насоса.

 

1.Абсолютное давление жидкости на выходе из насоса определяется выражением:

 

Р_к = (Р_мн + 1)*10⁵ (Па),

     

         Р_м – избыточное давление (по манометру), кгс/см².

 

2. Давление жидкости на входе в насос может быть ниже или выше атмосферного.

Поэтому абсолютное давление жидкости на входе в насос:

· Ниже атмосферного будет определяться по формуле:

 

Р_н = 10⁵ – 136*Р_мв (Па),

       Р_мв – давление по мановакууметру – разряжение, (мм.рт.ст.);

 

· Выше атмосферного будет по формуле:

 

Р_н = (1 + Р_мв)*10⁵ (Па),

 

        

                     Р_мв – давление по мановакууметру – избыточное, кгс/см².

 

Напор насоса будет определяться выражением: 

H =   (м).

Подача 

Идеальная подача  любого винтового насоса:

 

Q_и =

Идеальная подача трехвинтового насоса с циклоидальным профилем нарезки винтов:

 

Q_и = 4,143 м³/с,

   Подачу фактическую определяют экспериментально при испытаниях винтового насоса. При этом подачу насоса определяют:

 

Q =   м³/с.

Где: v – объем жидкости, поданный насосом в мерную емкость, м³;

- время, которое потребовалось насосу на подачу v м³ жидкости, с^-1.

 

В винтовых насосах, как и в шестеренных, имеют место утечки жидкости

ΔQ = Q_и – Q,

 которые оценивают коэффициентом подачи

.

Физическая сущность и причины возникновения утечек те же, что и у шестеренных насосов. Однако, потери жидкости через сальник, т.е. внешние утечки, в винтовых насосах незначительны и их можно считать практически равными 0. Таким образом, уменьшение подачи насоса по сравнению с его идеальной подачей обусловлено только внутренними утечками.

Скорость жидкости в наосе зависит от частоты вращения винтов и влияет на подачу насоса. Увеличение подачи за счет повышения осевой скорости путем увеличения частоты вращения винтов ограничивается вязкостью жидкости и кавитацией. При большой осевой скорости вязкая жидкость не успевает заполнять образующиеся в полости всасывания объемы межвитковых впадин. Неполное заполнение рабочих камер  перекачиваемой жидкостью уменьшает подачу насоса. Кроме того, мгновенное дозаполнение жидкостью рабочих камер при раскрытии их в полости нагнетания приводит к возникновению гидравлических ударов и вибрации насоса. При кавитации  межвинтовые впадины заполняются парами жидкости, что приводит к срыву работы насоса.

Силы, действующие на винты.

Номинальная сила гидростатического давления P, действующая на элементарный участок винтовой поверхности нарезки ведущего винта, обусловливает возникновение трех составляющих сил: радиальной P_x, тангенциальной P_y и осевой P_z.

Действия сил на ведущий винт.

Радиальные силы уравновешиваются вследствие симметричного взаимнопротивоположного их действия по радиусу r к оси вращения.

Тангенциальные силы создают относительно оси вращения винта гидравлический момент сопротивления M_y = , который преодолевается крутящим моментом М_кр ведущего винта.

Осевые силы P_z действующие на винтовые поверхности нарезки, совместно с осевой силой, создаваемой давлением жидкости на торцевую поверхность винта, определяют результирующую осевую силу , направленную по оси винта в сторону всасывающей полости. Она зависит от поперечных размеров винта, профиля нарезки и давления, создаваемого насосом:

 = А₁d²_нP,

А₁ – числовой коэффициент, зависящий от профиля ведущего винта.

Осевая сила создает нагрузку на упорный подшипник в нижней крышке корпуса насоса. При большой величине осевой силы, когда создается недопустимо высокое удельное давление пяты винта на упорную поверхность подшипника, принимаются меры по разгрузке винта от воздействия осевой силы.

Действия сил на ведомые винты.  

Радиальные силы  не уравновешиваются вследствие несимметричного распределения давления на поверхностях межвинтовых впадин. Результирующие радиальные силы   действуют в сторону вращения ведущего винта перпендикулярно к плоскости расположения осей винтов и прижимают ведомые винты к внутренней поверхности обоймы корпуса, вызывая их взаимный износ.

Тангенциальные силы создают относительно оси ведомого винта гидравлический крутящий момент М_Y1 = , который, преодолевая момент сопротивления сил трения, обеспечивает вращение ведомого винта без силового воздействия на него ведущего винта. Это позволяет ведомым винтам выполнять роль уплотнительного устройства, благодаря чему достигается уменьшение затраты мощности на механическое трение в межвинтовом зацеплении.

Осевые силы P_z действующие на винтовые поверхности нарезки, совместно с осевой силой, создаваемой давлением жидкости на торцевую поверхность винта, определяют результирующую осевую силу , направленную по оси винтов в сторону всасывающей полости. Она зависит от поперечных размеров ведомых винтов, профиля нарезки и давления, создаваемого насосом:

₁ = А₂d²_нP,

А₂ – числовой коэффициент, зависящий от профиля ведомого винта.

Осевая сила создает нагрузку на упорные подшипник ведомых винтов. При большой величине осевой силы, когда создается недопустимо высокое удельное давление пяты винта на упорную поверхность подшипника, принимаются меры по разгрузке винтов от воздействия осевой силы.

Разгрузка от осевой силы.

Даже небольшие осевые силы представляют опасность для насоса с точки зрения вытеснения смазки, так как торцевая поверхность контакта (трения) винтов с упорным подшипником оказывается недостаточной. Так для насоса с d_н = 0,0192 м и создающего P = 10⁷ Па необходим упорный подшипник с диаметром больше d_н в 5,63!!! Установить такой подшипник в винтовом насосе практически  невозможно, поскольку не останется места для упорных подшипников ведомых винтов. Поэтому с целью уменьшения массогабаритных показателей упорных подшипников в винтовых насосах применяют поршневой и торцевой способы для разгрузки винтов от осевых сил.

1. Поршневой способ разгрузки винтов от осевых сил действует следующим образом.

Ведущий винт в полости нагнетания имеет разгрузочный поршень. Над разгрузочным поршнем имеется полость сальника, которая через шариковый клапан сообщена с областью всасывания насоса. При работе насоса жидкость с давлением P_н из полости нагнетания проходит через зазор между корпусом и разгрузочным поршнем в полость сальника. Давление жидкости в полости сальника P_c значительно меньше P_н и превышает давление в области всасывания насоса лишь на небольшую величину, соответствующую сопротивлению шарикового клапана. Таким образом, разгрузочный поршень будет находиться под воздействием  разности давлений:

ΔP_п = P_н – P_с.

 

 

Сущность поршневого способа разгрузки заключается в том, что наличие разности давлений ΔP_п  на разгрузочном поршне приводит к возникновению разгрузочной силы, направленной на встречу осевой силе. При этом разгрузочная сила будет равна произведению кольцевой площади разгрузочного поршня, отделяющего полость нагнетания от полости сальника, на разность давлений между ними:

Очевидно, подбором величины D можно добиться полной гидравлической разгрузки винта от осевой силы.

Однако поршневой способ используется обычно в дополнение к торцевому способу и только для разгрузки от осевой силы ведущего винта.

2. Торцевой способ разгрузки винтов от осевых сил действует следующим образом.

Нижняя часть всех винтов в области всасывания изготавливается в виде поршеньков, которые установлены в подпятники с небольшим  зазором. Подпятник имеет радиально-осевое сверление и разгрузочную камеру и выполняет роль разгрузочного устройства. Через сверления в обойме и подпятнике жидкость с давлением P_н подается из полости нагнетания насоса в разгрузочную камеру под нижний торец винта.

 

 

 

Сущность торцевого способа разгрузки заключается в том, что подача жидкости с давлением P_н под нижний торец винта приводит к возникновению разгрузочной силы, направленной на встречу осевой силе. При этом разгрузочная сила будет равна произведению площади торцевой поверхности винта на давление в разгрузочной камере:

Очевидно, что подбором величины d можно добиться полной гидравлической разгрузки винтов от осевых сил.

Торцевой способ используют для гидравлической разгрузки как ведущего, так и ведомых винтов насоса.