скорости V вызывает увеличение противодавления в зазоре, а следовательно, и увеличение торцового зазора, что приводит к быстрому росту объема утечек. Эта же
зависимость (133) позволяет выявить интересную особенность движения жидкости в торцовом зазоре при небольших значениях давления нагнета-
гоо о
10"
I-7)-777,-а
Р„г50кг/см
£нГОк/см
1.3 , If Радиус
Фиг. 22.
г см
Р»г-50
Рнг-О
кг 1,3 /,« гсм
Радиус Фиг. 23.
ния р„, состоящую в том, что значение давления в зазоре может достигнуть величин, превышающих величины давлений нагнетания.
В этом случае возникает рас-
I 0,6
* си
I 0,2
v=3,5/ceK
70<8
Ведущий ротор ----Ведомый ротор
ходящееся радиальное течение жидкости, доля которого в общем балансе торцовых утечек растет с уменьшением давления нагнетания (фиг. 22).
На фиг. 23 изображены кривые изменения давления в зазоре в зависимости от радиуса г, построенные для различных давлений нагнетания р и различных значений зазора Кривые показывают, что даже при нулевом значении р„ давление р в зазоре может достигнуть значительной величины.
Следствием возникновения расходящегося радиального течения жидкости могут быть объяснены пики в кривой распределения давления по периферии роторов, полученные экспериментально [16], изображенные на фиг. 24.
Для приближенных расчетов объема торцовых утечек основную формулу (70) можно упростить, отбросив все члены, множителями 56
2,7 3,8 ,3 5,10 6,11 П Точки расположения манометроб
Фиг. 24.
- 20 кГ/сл. 2 - = 80 кГ/сч
нг
120 кГ/см-.
при которых стоят угловая скорость (О* и скорость изменения торцового зазора V. При этом принимается Г2 = R, б = б„
и Pj - ~Рнг где - угол камеры нагнетания в радианах;
- угол камеры всасывания в радианах.
Тогда, после интегрирования, формула торцовых утечек примет вид:
Яр„г6 фнг + М V£/ (m) =-- = Р
12filn
(71)
Следует иметь в виду, что по всем расчетным формулам величина утечек представляет объем утечек лишь через один торцовый зазор.
Экспериментальное изучение утечек
Многочисленные работы по экспериментальному исследованию потерь в шестеренных насосах преследовали цель: определить долю каждого типа потерь в общем балансе утечек жидкости в насосе
- Pi
гдиальны щоВый 31
J зазор
гзор
ZlmjM
\ \
63кг,
0,05 0,10 0,15 0,10 m Зазоры (dp и Sj)
Фиг. 25.
Чзо о
pSt0,OZiw
5кГА
60 W 30 15 О Процент от длины контактной лиши зуЬеВ
, Фиг. 26.
И установить зависимость их величин от значений основных геометрических и эксплуатационных параметров. Практическими результатами проведенных исследований являются конкретные рекомендации, которые следует учитывать при конструировании и расчетах насосов, а также при изготовлении и сборке основных деталей (нагнетающего узла).
Методика экспериментального исследования внутренних потерь во всех известных работах [16], [39], [47], [37] применялась, примерно, одинаковая.
Изменение величины торцового зазора (при прочих неизменных величинах) производилось либо путем установки между корпусом и крышками насоса прокладок из оловянистой фольги, либо
g ъо
/ / 1 /
J /.
0,01
0,DZ 0,03 Зазор
Фиг 27
J - утечки no зазору в зацеплении, 2 - утечки по торцовым зазорам 3-утечки порадиаль ным зазорам
путем перешлифовки торцов уплотняющих деталей или роторов. Размеры радиального зазора изменились путем перешлифовки роторов по наружному диаметру или расшлифовки отверстий в корпусе.
Неплотность зацепления создавалась посредством сошлифовки некоторой части профиля зуба (до 75% общей длины линии контакта). В результате исследований получены кривые зависимостей объемного к. п. д. от величин зазоров, изображенные на фиг. 25. На фиг. 26 изображены результаты экспериментов по изучению утечек через неплотность междузубового контакта.
На фиг. 27 изображены кривые, представляющие в процентах долю каждого типа утечек в общем их объеме в зависимости от величины зазора. Потери через контактный зазор являются значительными лишь Я насосах сочень малыми величинами торцовых и радиальных зазоров. При обычно употребляемых зазорах 0,02-0,03 мм доминирующими являются торцовые утечки.
2. МЕХАНИЧЕСКИЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ j
В процессе работы насоса при вращении его роторов возникают вредные сопротивления, которые по своему характеру делятся на потери механические и потери гидравлические.
К первой группе потерь относят все потери механического трения, зависящие и независящие от величины рабочего давления. Вторая группа представляет собой гидравлические потери: 1) на трение, вызываемые смещением слоев вязкой жидкости, находящейся в зазорах между роторами и неподвижными деталями и в рабочих камерах насоса; 2) на преодоление центробежных сил и сил инерции; 3) на перерезание движущимися зубьями струи жидкости; 4) на заполнение жидкостью междузубовых впадин и последующее вытеснение из них; 5) на вытеснение жидкости из отсеченного междузубового пространства при недостаточно эффективной системе канализации.
Из группы гидравлических потерь наиболее существенными являются лишь потери жидкостного трения. Суммарная величина остальных гидравлических потерь составляет в правильно сконструированном насосе обычно лишь небольшую долю от общих потерь в насосе и заметного влияния на коэффициент полезного действия не оказывает. Рассмотрение этой группы гидравлических
