Нагнетатели. Краткий обзор истории развития нагнетателей. Основные типы и классификация нагнетателей. Рабочие параметры нагнетателей, страница 25

Следовательно,

                                                    .           (4.94)

Чем больше относительная скорость w_лна вогнутой стороне рабочей лопасти близ входа в межлопастные каналы, тем боль­шие при заданной w₁ значение λ и тем меньше р_мин и более веро­ятна кавитация.

Насосные установки, выполненные по схеме рис. 4.35, б, ха­рактерны для теплоэнергетических систем электрических станций и промышленности.

4.25. Шестеренные насосы. Конструкции и принцип действия

Роторные насосы относятся к группе объемных машин и по конструктивным признакам в основном подразделяются на шестеренные, винтовые, пластинчатые насосы.

Конструкция шестеренного насоса проста (рис. 4.36). Главными рабочими деталями шестеренного насоса являются две одинаковые шестерни, находящиеся в зацеплении, помещенные в плотно охватывающий их корпус. Ведущая шестерня получает вращение от двигателя.

Рис. 4.35. Взаимное расположение насоса и резервуара жидкости при разных температурах окружающей среды	Рис. 4.36. Схема шестеренного насоса

При вращении шестерен происходит всасывание жидкости через патрубок В, а через патрубок Н – нагнетание.

Полость всасывания образуется там, где зубья выходят из зацепления и впадины между зубьями освобождаются.

В шестеренных насосах применяются главным образом шестерни с зубьями эвольвентного профиля, которые нечувствительны к изменению расстояния между осями вращения и просты в изготовлении.

Теоретическая подача насоса за один оборот шестерни равна V´_т = 2m b π D_H и средняя теоретическая подача V_т = 2m b n π D_H, где 2m – высота зуба (m – модуль зацепления); D_H – диаметр начальной окружности шестерни; b – длина зуба (ширина шес­терни); n – частота вращения шестерни.

С учетом объемных потерь, учитываемых объемным КПД, действительная средняя подача насоса определяется по форму­ле

                                                    V = 2 m b n π D_н η₀.            (4.95)

При вращении шестерен жидкость, заключенная в простран­стве между зубьями (рис. 4.37), подвергается сжатию вследст­вие уменьшения защемленного объема, что приводит к значи­тельному росту давления.

В результате возрастает нагрузка на зубья и, как следствие, на подшипники насоса. При выходе зубьев из зацепления давление в защемленном объеме резко падает, и там может начаться выделение газов из жидкости, ухудшающих ее качество. Для устранения такого нежелатель­ного явления применяются различные конструктивные меры: узкие канавки на нерабочих торцевых поверхностях зубьев, специальные радиальные каналы в шестернях у основания впадин, выемки в торцевых крышках корпуса и др. Устройство таких зазоров увеличивает перетечки жидкости и снижает объемный КПД насоса, который принимают равным 0,7 – 0,9.

Шестеренные насосы реверсивны, т.е. при изменении направления вращения шестерен поток жидкости изменяет направление своего движения на обратное, и обратимы, т. е. при подводе к ним жидкости под давлением они будут развивать крутящий момент и работать в режиме гидродвигателя.

Шестеренные насосы широко применяются для перекачивания нефтепродуктов и других жидкостей, не вызывающих коррозии рабочих органов насоса, обладающих смазывающей способностью.

В теплоэнергетике шестеренные насосы известны как масляные насосы в системах смазки двигателей и гидросистемах управления и автоматики и как топливные насосы для подачи топлива в камеры сгорания. Насосы типа ШГ выпускаются на подачу 0,6 – 22 м³/ч и давление 0,25 – 2,5 МПа, типа Ш (насосы с обогревом) на подачу 0,8 – 14 м³/ч и давление 0,15 – 1,0 МПа и типа ШФ (насос фланцевый) на подачу 0,8 – 5,8 м³/ч и давлений 0,4 – 1,6 МПа.

4.26. Винтовые и пластинчатые насосы. Устройство и принцип действия