Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Влияние зазора и натяга в рабочих органах винтового насоса на его характеристикиСодержание книги
Поиск на нашем сайте
Рассмотрим явления, связанные с зазорами и натягами, имеющимися в насосе [33]. Практика проектирования насосов с упругой обоймой показывает, что для обеспечения эффективной работы необходимо создать достаточную герметичность по линиям контакта поверхностей винта и обоймы. Обычно герметичность достигается тем, что рабочий винт имеет превышение одного или нескольких размеров (чаше всего поперечного сечения) над соответствующими элементами профиля обоймы, т.е. имеет место первоначальный натяг δ0. Схема действующих сил. Определим силы, вызывающие трение, винта и регламентирующие положение винта в обойме (рис. 5.178). Таких сил две. 1. Сила инерции, существование которой обусловлено кинематикой движения винта, на длине шага винта (5.47) где r — радиус поперечного сечения винта; t — шаг винта; е — эксцентриситет винта; γ — удельный вес материала винта; ω 0 — угловая скорость перемещения оси винта относительно оси обоймы; g — ускорение силы тяжести; α — коэффициент, учитывающий силу инерции от вращения эксцентриковой муфты и той части тела винта, которая выступает из обоймы. 2. Радиальная гидравлическая сила, определенная Д.Д. Саввиным: (5.48)
Риг. 5.178. Схема действия сил в насосе
Здесь P k — межвитковый перепад давления. (5.49) где P н — давление нагнетания; Р вс— давление всасывания; z — количество шлюзов в каждой нарезке обоймы. Равнодействующая этих двух сил равна: (5.50) Суммарная нормальная сила на контактной линии на длине шага винта: (5.51) Из рис. 5.178 видно, что угол φ является углом поворота оси сечения обоймы относительно оси z, а γ = arctg (Рp / Рj). Таким образом, устанавливаем, что нормальная сила, прижимающая винт к обойме, является функцией обеих радиальных сил, а также соотношением их значений. Приведенная нормальная сила с учетом влияния первоначального натяга . (5.52) где сила Рδ является функцией первоначального натяга, толщины и механических свойств резины рабочей поверхности обоймы и определяется экспериментально. Деформация внутренней поверхности обоймы происходит в направлении равнодействующей силы Рjp, под действием которой винт смещается в обойме. Предположим, что смещение это (ОО1) будет равно m (рис. 5.179) изменится и натяг (радиальная деформация резины) на контактной поверхности рабочих органов. Суммарный натяг представим в виде: (5.53) Рис. 5.179. Деформации обоймы С целью создания смазки на контактной поверхности гeoметрические размеры рабочих органов выбираются таким образом, чтобы обеспечить при работе насоса появление зазора. Знамения зазора определяются . (1.54) Уравнении (5.53) и (5.54) справедливы для всех положении винта в обойме, за исключением момента φ = 0 ± (π /2) n, когда сечение винта занимает крайнее положение в сечении обоймы. Анализ деформации резины в этих сечениях показывает, что образующийся после деформации затор весьма мал и для практических расчетов им можно пренебречь. Графики изменения затора и натяга на развертке рабочих органов насоса на длине шага обоймы показаны на рис. 5.180 Рис. 5.180. Схема развертки контактных линий рабочих органов: а — нарезка I; б — нарезка II: 1 — первоначальный натяг; 2 — радиальная деформация резины в направлении равнодействующей Рjp, 3 — действительное значение зазора и натяга; 4 — усредненные значения зазора; 5 — усредненные значении натяга
Исследование зависимостей (5.53) и (5.54) показывает, что ввиду малой амплитуды кривых справедливо, при сохранении постоянства гидравлического радиуса, заменить действительные значения зазора и натяга средними, пользуясь следующими выражениями: , (5.55) где χ — коэффициент, здесь (5.56) Длина проекции проточной части контактной линии на ось обоймы на длине шага винта (5.57) Длина проекции поверхности трения винта в обойме по длине шага винта . (5.58) На основании проведенных исследований были сделаны следующие выводы: 1. Одновинтовой насос характеризуется непостоянной ориентацией рабочего винта. При работе насоса под действием инерционных и гидравлических сил происходит радиальная деформация упругой обоймы и смешение винта в поперечном направлении. 2. Деформация обоймы предопределяет возникновение зазора с одной стороны, диаметрального сечения винта и натяга между винтом и обоймой с другой, величина и протяженность которых непостоянны и определяются выражениями (5.53—5.58). Механические потери. Первоначально примем два допущения. 1. В процессе работы насоса винт самоустанавливается с обойме, вследствие чего силы, действующие на обойму, распределяются равномерно по всей длине (при идеальной геометрии винта и обоймы). 2. Коэффициент трения винта по резиновой поверхности обоймы постоянен. Мощность трения на длине обоймы, кВт: , (5.59) где f — коэффициент трения пары «обойма — винт», в функции удельного давления; n — скорость вращения приводного вала, об/мин. Задачей одного из циклов проведенных балансовых испытаний являлось определение области оптимальных значений величины δо. Было установлено, что для обойм, внутренняя полость которых отлита из резины с твердостью 55—75 ед. по ТМ-2, оптимальным с точки зрения равномерности распределения давления вдоль оси обоймы следует считать межвитковый перепад давления кг/см2. (5.60) В этом режиме максимальные уровни КПД были получены при следующих значениях величины первоначального натяга δ 0 опт = (0,02 – 0,03) ч. (5.61) Механические потери в рабочих органах существенно зависят от величины первоначального натяга (рис. 5.181).
Рис. 5.181. Зависимость энергетических показателей насоса IBB 0,4/2 от величины первоначального натяга
При δ0 > δ0 опт наблюдается резкое повышение мощности трения. Объемные потери. Объемные потери представляют собой расход жидкости через щель проточной части контактной поверхности: , (5.62) где S — площадь щели. Коэффициент расхода μ в общем виде является функцией исла Рейнольдса , определяемого из выражения , (5.63) где v — коэффициент кинематической вязкости. Совместно решая уравнения (5.62) и (5.63), получим: где Е — длина проточной части контактной линии. Для определенного типоразмера насоса при перекачке однородных жидкостей произведены . (5.64) Следовательно, (5.65) Стендовые испытания рабочих органов насоса 1ВВ 1,6; 1ВВ 0,8 и 1BB 0,4 при перекачке воды показали, что при первоначальных натягах по выражению (5.61) перетоки жидкости характеризуются весьма широким диапазоном числа Рейнольдса (Re = 300—10000). Экспериментально были получены следующие значения коэффициентов: , . Анализ выражения (5.66) (предположив Р к = const) позволяет получить аналитическую зависимость объемных потерь насоса от величины зазора и первоначального натяга: , (5.67) где 1,14 < < 2. На рис. 5.82 показана зависимость объемных потерь насоса 1ВВ, 1,6/16 от величины первоначального натяга при перекачке воды.
Рис. 5.182. Зависимость объемного КПД одновинтового насоса 1ВВ 1,6/16 от величины первоначального натяга δ 0: 1 — 0,4 мм, 2 — 0,35 мм; 3 — 0,28 мм, 4 — 0,2 мм; 5 — натяг отсутствует
Анализ результатов испытаний объясняет заметный разброс значений подачи насосов серийного производства, в которых по технологическим соображениям первоначальный натяг имеет отклонение ± 0,1 мм. Результаты теоретических и экспериментальных исследований показали: 1. Величина первоначального натяга оказывает большое влияние на энергетические показатели одновинтовых насосов. Для принятых оптимальных значений перепадов межвитковых давлений (5.58) имеет место интервал значений первоначального натяга (5.59), при котором рабочие органы насоса работают с максимальным значением КПД, достигающим 70—75 % для насоса 1BB 1,6 и 55—65% для насоса 1ВВ 0,4 2. С повышением величины δ 0уменьшается зазор в проточной части контактной линии, вследствие чего уменьшаются объемные потери; увеличивается нормальная сила и уменьшается удельное давление, что вызывает увеличение механических потерь. 3. При натяге δ0 > δ0 опт наблюдается резкое понижение общего КПД насоса.
|
||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-08-26; просмотров: 607; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.145.43.200 (0.009 с.) |