Методичка НАСОСЫ Объемного типа. Методические указания по выполнению лабораторных работ по курсу Гидравлические машины и компрессоры

• Название: Методические указания по выполнению лабораторных работ по курсу Гидравлические машины и компрессоры
• Анкор: Методичка НАСОСЫ Объемного типа.doc
• Дата: 15.01.2018
• Размер: 16.68 Mb.
• Имя файла: Методичка НАСОСЫ Объемного типа.doc
• Тип: Методические указания; #14058
• страница: 7 из 7

Таблица 25

Техническая характеристика некоторых насосов,

входящих в состав промывочных установок

Параметры	НП – 100	Н5 – 160
Полезная мощность насоса, кВт	73,5	74,0
Номинальная мощность насоса, кВт	83,0	84,5
Число цилиндров, шт	3	3
Максимальное число двойных ходов в минуту	206	180
Диаметр плунжера, мм	125	125
Ход плунжера, мм	125	160
Максимальное давление нагнетания, МПа	20	25
Максимальная подача насоса, л/с	15,8	17,7
Примечание: оба насоса приводные горизонтальные трехплунжерные одинарного действия.

РОТОРНО-ВРАЩАТЕЛЬНЫЕ НАСОСЫ
К этой группе относятся зубчатые насосы, в которых жидкость перемещается в плоскости, перпендикулярной к оси вращения рабочих органов, и винтовые насосы — жидкость перемещается вдоль оси вращения.

Рисунок 28. Зубчатые насосы:

а, б, в – шестеренные; г, д – коловратные; е – шланговый
В свою очередь, зубчатые насосы подразделяются на шесте­ренные, коловратные и шланговые.

В первом из названных и наи­более распространенном из зубчатых насосов рабочими органами служат шестерни, которые обеспечивают геометрическое замыка­ние рабочих камер и передают крутящий момент (рисунок 28 а, б).В шестеренном насосе (см. рисунок 28 а)одна из шестерен является собственно ротором, будучи соединенной с ведущим валом, а другая — замыкателем. Вращением колес жидкость, заключенная во впадинах зубьев, переносится из камеры всасывания В в камеру нагнетания H. Поверхности зубьев а₁ и а₂ вытесняют при вращении шестерен больше жидкости, чем помещается в про­странстве, освобождаемом зацепляющимися зубьями b₁и b₂. Разность объемов, списываемых рабочими поверхностями этих двух пар зубьев, вытесняется в нагнетательную линию.

При n оборотах ведущей шестерни теоретическая подача насоса будет определяться следующей зависимостью:

Q_ср=2πbm²zn

где b – ширина зуба шестерни;

m – модуль зацепления (обычно принимают m=h/2, h – высота зуба);

z – число зубьев шестерни;

n – число оборотов вала двигателя.

Общий к.п.д. шестеренного насоса η равен произведению механического и гидравлического к.п.д. и изменяется в диапазоне η= 0,5-0,9.

Мощность потребляемую шестеренным насосом можно получить при использовании подачи и перепада давления между полостями всасывания и нагнетания насоса, задаваемых при его проектировании:

N=QΔP/η

где ΔP – перепад давления в Н/м², Q – подача в м³/с, η – к.п.д. насоса.

Используя эту формулу, легко найти крутящий момент на валу шестеренного насоса:

M=N/ω=30N/πn

где n – число оборотов шестерни в минуту.

Подсчитанные по представленным формулам значения мощности и крутящего момента являются средними для данного насоса. Здесь допускается, что перепад давления и подача насоса постоянны. В результате пульсации подачи мгновенные значения мощности и крутящего момента оказываются несколько больше расчетных.

Шестеренные насосы просты и компактны, отличаются боль­шим сроком службы (до 5000 ч). Максимальное давление, на ко­торое они рассчитаны, обычно равно 10 МПа и реже 15—20 МПа, а подача доходит до 1 м³/мин. Коэффициент подачи в номинальном режиме доведен до 0,95—0,96, а в насосах с автоматическим регулированием торцовых зазоров (гидравлическим поджатием) — до 0,98. К.п.д. насоса достигает 0,9. Насосы пригодны для ра­боты на жидкостях с широким диапазоном вязкости, превыша­ющей 800 мм²/с. Насосы выпускают как автономными, так и моноблочными с электродвигателем.

Шестеренный насос с внутренним за­цеплением (см. рисунок 28 б)более компактен, но более, сло­жен в изготовлении. Внутренняя ведомая шестерня переносит в своих впадинах жидкость вдоль неподвижного серповидного элемента с. Насосы применяют для работы при частоте вращения до 5 тыс. об/мин и давлении до 7 МПа.

Для повышения подачи жидкости используют многошестерен­ные насосы с тремя и более шестернями, размещенными вокруг центральной ведущей шестерни. Так же, как в зубчатых пере­дачах, в шестеренных насосах наряду с прямозубыми используют косозубые и шевронные шестерни. Они более сложны в изготовле­нии, но имеют преимущества в эксплуатации: плавность зацепле­ния и поэтому более длительный срок службы, снижение пульса­ции подачи и вращающего момента.

Под коловратным насосом, пони­мается зубчатый насос с рабочими органами ввиде роторов, обеспечивающих только геометрическое замыкание рабочей камеры, а вращающий момент с ведущего ротора на ведомый передает шестеренная пара, расположенная вне корпуса насоса. Профили роторов показаны на рисунке 28 г, д.

Рабочий объем (подача за один оборот вала) двухроторного насоса может приближенно приравнен объему прямоугольного кольца высотой b, описанного окружностями радиусами R и r:
q=π(R² - r²)b



где R – внешний радиус (радиус расточки корпуса);

r – радиус внутренней части (впадин) ротора;

b – ширина ротора.

В соответствии с этим теоретическая подача будет равна:

Q_т =qn= π(R² - r²)bn

где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот).

В шланговом насосе рабочим органом является упругий шланг, пережимаемый вращающимися роликами (рисунок 28 е), его подача определяется объемом пережатого участка шланга находящегося между роликами и частотой вращения вала насоса.
РОТОРНО-ПОСТУПАТЕЛЬНЫЕ НАСОСЫ
В эту группу входят роторно-поршневые с рабочими органами в виде поршней или плунжеров и шиберные насосы с рабочими органами в виде пластин (пластинчатый насос) или шиберов фи­гурного профиля (фигурно-шиберный насос).

Роторно-поршневые насосы бывают двух видов — аксиально-поршневые и радиально-поршневые.




Рисунок 29. Роторно – поршневые насосы
В аксиально-поршневом насосе ось вращения ротора парал­лельна осям рабочих органов или составляет с ними угол, не превышающий 45°. Различают насосы с наклонным блоком (рисунок 29 а) и с наклонным диском (рисунок 29 б).

Насос первого вида (рисунок 29 а) состоит из многоцилиндрового блока (барабана) 1, поршни 2которого связаны при помощи шатунов 3 с наклонным диском 4, выполняющим роль кривошипа возвратно-поступательного на­соса.

Силовая и кинематическая связь цилиндрового блока с при­водным валом осуществляется различными средствами. Наиболее распространена связь с помощью двойного карданного сочленения, обеспечивающего приближенное равенство угловых скоростей блока и вала.

Средняя расчетная подача насоса равна объему, описываемому поршнями насоса в единицу времени и определяется по формуле:
Q_т =qn= (πd²/4)znD_д sinγ
где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – число оборотов вала насоса;

z – число цилиндров;

γ – угол, образованный осями цилиндрового блока и наклонного диска;

d – диаметр цилиндров насоса;

D_д – диаметр окружности крепления шатунов поршней в наклонном диске.
В насосах второго типа ведущее звено и ротор расположены на одной оси. Поршни (плунжеры) опираются непосредственно на наклонный диск через сферические головки (рисунок 29 б) или гидростатические башмаки, скользящие по диску.

Средняя расчетная подача насоса определяется по формуле:
Q_т =qn= (πd²/4)znD_б tgγ
где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – число оборотов вала насоса;

z – число цилиндров;

γ – угол, образованный осями цилиндрового блока и наклонного диска;

d – диаметр цилиндра насоса;

D_б – диаметр окружности на блоке, на котором расположены оси цилиндров.

Полный крутящий момент на валу насоса является суммой моментов отдельных поршней цилиндров, находящихся на стороне нагнетания. Средний расчетный момент для аксиально-поршневого насоса с z цилиндрами будет равен:

М_ср = (1/π) ΔPfRz sinγ

где ΔP – давление жидкости на один поршень площадью f;

f – площадь поршня;

z – число цилиндров;

Rsinγ – плечо приложения силы.

В обеих схемах применяется торцовое распределение жидкости через серпообразные окна а и bв золотнике 5 (рисунок 29 а)и отверстия 6 в донышках цилиндров блока. При работе насоса торец цилиндрового блока скользит по поверхности золотника, цилиндры попеременно соединяются с окнами а и bзолотника и через них — с подводящей и отводящей магистралями.

Наиболее распространенное число цилиндров равно 7—9, диаметры цилиндров – 10 – 50 мм, а рабочие объемы – 5 – 1000 см³. Обычная частота вращения вала насосов средней мощ­ности составляет 1—2 тыс. об/мин, а в отдельных машинах – до 30 тыс. об/мин. ГОСТ 17699—72 определены основные пара­метры нерегулируемых аксиально-поршневых насосов, рассчи­танных на давление до 16 МПа. Существуют насосы, предназна­ченные для более высоких давлений — до 55 МПа. Мощность некоторых насосов достигает 3,5 МВт при подаче свыше 500 м³/ч. Коэффициент подачи у большинства насосов достигает 0,97—0,98, а общий к. п. д. —0,95.

Схема радиально-поршневого насоса представлена на рисунке 29 в. Цилиндровый блок (ротор) 2имеет несколько (до де­вяти) радиальных цилиндров. Он вращается внутри статорного кольца 6.Поршни 4, входящие в эти ци­линдры, наружными концами упираются во внутреннюю поверх­ность статора 6или вставленного в него кольца, увлекаемого во вращение силами трения. Ротор установлен в корпусе эксцен­трично. На оси ротора имеются полости 5и 1, разделенные пере­городкой 3. При вращении ротора поршни, скользящие по дуге, отодвигаются от центра ротора и всасывают жидкость из полости 5. При дальнейшем движении поршней по дуге жидкость выталки­вается в полость 1 и далее к нагнетательному патрубку насоса.

Средняя расчетная подача такого насоса за один оборот (рабочий объем насоса) равна объему, описываемому его поршнями. Учитывая, что ход поршня h=2e равен двойному эксцентриситету e, средняя теоретическая подача насоса в единицу времени будет равна:
Q_т =qn= (πd²/2)znе=( d²/4)zωе
где q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

n – частота вращения вала насоса;

z – число поршней;

ω – угловая скорость вращения вала насоса;

d – диаметр поршня насоса;

е – эксцентриситет – расстояние между осью статорного кольца и осью цилиндрового блока (ротора) см. рисунок 29 в.

Теоретический крутящий момент, развиваемый усилием давления жидкости, представляет собой сумму моментов каждого из поршней, находящихся в данный момент времени под рабочим давлением (процесс нагнетания), средняя величина этого суммарного момента будет равна:
М_т =ΔPq/2π =( d²/4)ezΔP
где ΔP – давление жидкости на один поршень;

q – рабочий объем насоса (подача за один оборот);

z – число поршней;

d – диаметр поршня насоса;

е – эксцентриситет – расстояние между осью статорного кольца и осью цилиндрового блока (ротора) см. рисунок 29 в.

Для увеличения подачи насоса цилиндры располагают в не­сколько (до шести) рядов. Эксцентриситет регулируют смещением барабана вручную или при помощи электромагнитной или гидра­влической системы. Эти насосы более громоздки, чем аксиально-поршневые, имеют более высокие моменты инерции вращающихся частей, поэтому они более тихоходны, вследствие чего их применение предпочтительно при значительных крутящих моментах и малых частотах вращения вала (до 5 об/мин и ниже). Насосы с описанным цапфовым распределением обычно рассчитаны на давления до 25 МПа.
ШИБЕРНЫЕ НАСОСЫ
Шиберный насос состоит из цилиндрического статора с под­водящим и отводящим патрубками и эксцентрично, как в paдиально-поршневом насосе, расположенного ротора, в котором имеются радиальные пазы с находящимися в них шиберами – пластинами, роликами или фигурными шиберами (рисунок 30 а, б, в, г).



Рисунок 30. Шиберные насосы
Эти элементы легко перемещаются в пазах, прижимаясь к статору силой инерции, пружинами или давлением жидкости, подводимой изнутри. При вращении ротора шиберы поочередно отсекают порцию жидкости в рабочих камерах между ними и вытесняют ее в выходную камеру.

Подвод и отвод жидкости осуществлен так, чтобы в замкнутой камере не происходило сжатия жидкости (см. рисунок 30 б). Ци­линдрические ролики ставят вместо пластин для уменьшения трения.

Расчетная подача двухпластинчатого насоса (см. рисунок 30 а) определяется из подачи каждой пластиной за один оборот, которая в свою очередь определится площадью между пластинами. При угле поворота φ = π/2 и толщине пластины b=0, эта площадь будет равна:
s = (π/2)(R²-r²-e²)+2eR
где s – площадь между двумя пластинами;

R – радиус статора;

r – радиус ротора;

е – эксцентриситет – расстояние между осью статора и осью ротора.

Исходя из этого расчетная подача насоса, с учетом что за каждый оборот вытиснится два объема, соответствующих этой площади, будет равна:
Q_т =2Вsn=2Bn( (π/2)(R²-r²-e²)+2eR)

где B – ширина ротора;

n – частота вращения вала насоса.

С учетом объема пластин, равного q=4Веbn, подача насоса определится как:

Q_т =Bn( (π/2)(R²-r²-e²)+2е(R-b))

где b – ширина пластины.

Рабочий объем q (расчетная подача за один оборот) многопластинчатого насоса (см. рисунок 30 б) равен объему, описываемому рабочей частью пластины высотой h=2e за один оборот и определяется по формуле:
q=2πDeb

где D – диаметр колодца (расточки) в корпусе статора;

b – ширина ротора;

е – эксцентриситет насоса– расстояние между осью статора и осью ротора.

Исходя из этого средняя расчетная (теоретическая) подача насоса за n оборотов в единицу времени будет равна:
Q_т =2πDebn

С учетом толщины s пластин, жидкости будет вытесняться меньше на величину объема занимаемого пластинами, в результате средняя подача насоса будет равна:

Q_т =2ebn(πD-zs)

где s – толщина пластин;

z – число пластин.

Для перекачивания вязких жидкостей служит насос, замыка­телем которого является шибер, прижимаемый к овальному ро­тору под действием перепада давления жидкости Δр (рисунок 30 д).