создать на базе этих насосов насосы высокого давления (многоступенчатые и многороторные) с широким интервалом производительностей путем последовательного и последовательно-параллельного соединения нескольких групп роторов.
Последовательно-параллельное соединение в одном агрегате нескольких групп роторов позволяет получить насос высокого давления с большим числом различных ступеней расхода. Схема работы, общий вид и элементы конструкций упомянутых насосов изображены на фиг. 4-7.
Двухроторные одноступенчатые шестеренные насосы высокого давления, кроме перечисленных выше различий насосов низкого и среднего давления, отличаются также методом разгрузки шестерен и опор от радиальных усилий и способами регулирования торцового зазора.
Вместе с тем следует отметить, что известные конструкции шестеренных двухроторных одноступенчатых насосов высокого давления. (разгруженных с регулированием торцовых зазоров) являются дорогостоящими и относительно недолговечными.
; " " . • . ,,3
I
Л» л.
. \ :; "1.4 Г- ..
С - V
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ЗНАЧЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ, КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА И МОЩНОСТИ ШЕСТЕРЕННЫХ НАСОСОВ
1. ГЕОМЕТРИЧЕСКАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ
I Общие положения i-
Для расчета геометрической производительности шестеренных насосов применяется большое число, отличных по структуре и точности формул. Это не только осложняет, но и делает часто невозможным правильную оценку и сравнение отдельных показате-телей работы насоса, полученных при использовании различных формул. Например, детальный анализ объемных потерь (утечки жидкости и недозаполнение) и механических потерь невозможен без знания точной величины рабочего объема. Применение различных неточных формул, характеризующих геометрические возможности данного насоса, может привести к ошибочным заключениям. Ниже приведено несколько известных теоретических и эмпирических формул геометрической производительности:
. ..... • QeO) = 3.5{Rl-R)b мм:
;•, . -. - Qui) = 2Fzb мм;
Qe(i) = 2F,zb мм:
Сг(1) = яЛЛ.-«) b мм:
(а) (б) (в) (г)
QeO)
1 . -кг
b мм:
Q,,] = 2z[F,„--)b мм:
,013989/Л-гоч
Qn) = 2я
b мм:
b ми?.
(Д). (е) (ж)
1160
\"tO
Результаты расчета геометрической производительности по этим формулам изображены на фиг. 8.
Согласно формуле а (формула Фальца), количество подаваемой насосом жидкости возрастает с уменьшением радиуса окружности ножек зубьев R, что не соответствует действительности потому, что объем жидкости, заключенный между вершиной и дном впадины сцепляющихся зубьев, переносится обратно в камеру всасывания и не определяет производительности насоса. Приближенными являются и формулы б, в и г, исходящие из допущения, что площади зубьев и впадин равны. Сопоставляя изображенные на фиг. 8 кривые геометрической производительности, построенные по формулам бив, нетрудно заметить их различия. Хорошо известная формула Д. Тома д может быть использована лишь для расчета производительности насосов с равным числом зубьев роторов и коэффициентом перекрытия е=1. Формула е не отражает особенности изменения отсеченного пространства в ходе зацепления и при пользовании предполагает планиметрирование необходимых площадей, что нельзя признать удобным. Эмпирическая зависимость ж (проф. Т. М. Башта) [3] рекомендована автором только для насосов с разгрузкой защемлен-е = 0,5. лого пространства в сторону нагнетания. Формула требует определения угла зацепления и удобна только в случаях углового исправления профиля. Использовав метод Д. Тома (через силовые зависимости), проф. Е. М. Хаймович (1936 г.) получил формулу геометрической производительности для насосов с коэффициентом перекрытия большим единицы (е > 1). Аналогичную зависимость, применив этот же метод установил в 1940 г., А. М. Мишарин. Сомневаясь, видимо, в достоверности и точности этой формулы, проф. Т. М. Башта рассматривает в своей книге [3] графический метод расчета производительности. Проф. Е. М. Хаймович для получения «точной формулы» (136) рекомендует планиметрирование площади, ограниченной кривыми линиями [29]. Расчетная формула (25), предложенная Е. М. Юдиным [27], для случая разгрузки защемленного пространства в сторону нагнетания, является ошибочной, так как автором (это будет в дальнейшем показано) неправильно взяты пределы интегрирования исходной величины.
т - 1мм, ь --
/
число JuSbeB Фиг. 8.
1 мм. (О =
См. также «Product Engineering», 1946, v. 52, № 2.
