в приведенных выше расчетных зависимостях содержится большое число параметров, величины которых могут быть определены лишь экспериментально, что является основным недостатком этого метода расчета и затрудняет его практическое использование.
Еще больш! е допущения содержит методика расчета площади поджатия, предлагаемая Е. М. Юдиным [27]. В этом методе игнорируется непостоянство величины торцового зазора и существование
Фиг. 71.
градиента давления в зазоре между торцовой площадкой зуба и сопряженной торцовой поверхностью уплотняющей детали при изменении радиуса от до R.
Е. М. Юдиным предлагается следующая формула для вычисления площади поджатия:
где ij) - центральный угол, соответствующий размерам камеры нагнетания (фиг. 71); Фо - центральный угол, соответствующий размерам камеры всасывания.
Координаты центра тяжести площади поджатия можно определить из равенства моментов гидравлических сил, возникающих от действия полного давления на площади Рподж " моментов сил, действующих со стороны роторов.
После упрощений и приближений получены следующие значения координат центра тяжести площади Fq:
17.3 [Rl - R) 4- 5.3 [3i?f- [rl + 4r, + r,]]
20 [3Rl-{R, + R,r,rl)\
0.7 {Rl -R)+ 5,3 \3R] - {4 + rlR, + rf)
SRl~{R,+R,r + 4)
Конструктивно изоляция площади поджатия от зоны всасывания может быть осуществлена с помощью специальных резиновых колец, выделяющих на торцаХ уплотняющих деталей круговые площади по диаметру D. Координаты центра круга {х, у) диаметром /)з могут быть найдены из условий нулевого значения статических моментов плоских фигур относительно осей, проходящих через их центр тяжести ,
. Рподж .
Уз - У р- •
Здесь
= е - i в[2агс COS - sin (2arc cos
Рподж
Dg sin ( 2arc cos
Л2 =
A I A \
2arc cos - sm ( 2arc cos
Рекомендуемое E. M. Юдиным смещение центра изолированной круговой площади вправо от оси у (с положительным значением координаты JCg) является необоснованным, так как в этом случае возникает опасность перекоса торцов уплотняющих подвижных втулок вследствие того, что жидкость под давлением нагнетания будет давить на большой участок их торцовой поверхности, примыкающей непосредственно к зоне всасывания. Более целесообразно смещение центра Од влево на столько, чтобы в результате
X,- . • п .
В насосах фирмы «Plessey», хорошо зарекомендовавших себя при эксплуатации, участок торцовой поверхности втулок, сопряженный с зоной всасывания, полностью изолируется (фиг. 90). Площадь поджатия для одной уплотняющей втулки этого насоса составляет примерно 8,95 см. Расчет же площади поджатия по формуле (135) дает величину 6,02 сж, которая может оказаться недостаточной. Такие расхождения между теоретическими и практическими значениями площади поджатия являются следствием упомянутых выше допущений, положенных в основу выводов расчетной зависимости для Р„одж-
Экспериментальные данные [16] показывают, что конструкции насосов с прямым и дифференциальным поджимом торцовых втулок удовлетворительно работают до давлений, определяемых неравен- 1200
СТВОМ Р„е(наиф<ОА-
to* " 147
в насосах, рассчитанных на более высокие давления, должна быть применена следящая система поджатия.
Для первых двух способов поджатия удельное давление на кон-тактирующихся поверхностях определяется зависимостью
Я~-р-Риг и-пи Я--р---,;:об5"*
« Тел fCK D"
Опытное значение q„au(), "ри котором сохраняется устойчивая работа насоса, соответствует отношению = 1,35. Тогда
lfTO
Яиаиб j~p еъ
Для конструкций насосов со следящей системой прижима, когда удельное давление определяется по формуле
„ Рповж - Рвп „ "
» Гек и -
наибольшее удельное давление составит: *
10. УПЛОТНЕНИЯ ПРИВОДНОГО ВАЛА И СВЯЗАННЫЕ С НИМИ ПОТЕРИ
Уплотнения приводного вала в шестеренных насосах преследуют следующие цели: а) предотвращение засасывания воздуха в камеру всасывания; б) предотвращение утечек рабочей жидкости наружу, в) предохранение от попадания посторонних частиц внутрь насоса.
В современных шестеренных насосах в основном применяются три типа уплотнений: а) мягкие набивные без автоматической компенсации износа; б) манжетные с автоматической гидравлической или механической компенсацией износа; в) торцовые с автоматической компенсацией износа механическим или гидравлическим способом.
Как правило, в шестеренных насосах в зоне уплотнения уплотняемая среда (масло) имеет избыточное давление до 2 кПсм.
Мягкие набивные уплотнения (фиг. 72, а) применяются, в основном, в насосах низкого давления. Компенсация износа в мягких уплотнениях происходит за счет затяжки винтов прижимного фланца. Вслед за уплотнением обычно располагается камера 1, из которой отводятся утечки. Коэффициент трения мягкого уплотнения зависит от материала набивки, степени затяжки фланца, чистоты обработки вала и, в меньшей степени, скорости вращения вала
Для хлопчатобумажной набивки коэффициент трения р, находится в пределах 0,06-0,11, а для асбестовой набивки в пределах 0,03- 0,07. Скорости скольжения (окружные скорости) допускаются до 4-5 м/сек. Давление на уплотнение не должно превышать 0,15-
