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 а ₁ и а ₂ вытесняют при вращении шестерен больше жидкости, чем помещается в про­странстве, освобождаемом зацепляющимися зубьями b ₁и b ₂. 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.