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&nbscrew pump找杜工sp; 1. 解决轴向力的平衡 泵在高压工况下运行,螺杆所受的轴向力是很大的,必须采用平衡轴向力的结构,泵才能正常运行。
为平衡轴向力通常采用平衡活塞结构,并采用液力卸载的方法,即从排出腔引一股高压液流至螺杆的底部使轴向力平衡,这种平衡方法使螺杆处于受压状态。对大流量低压三螺杆泵,由于螺杆粗而短,且在低压工况下运行,轴向压力相对较小,故螺杆变形也较小,而且低压工况允许螺杆螺旋型面之间及螺杆螺旋外圆表面与衬套内孔之间有较大的间隙,故这种平衡轴向力的结构对泵的影响较小。但在高压工况下黄山螺杆泵机械密封找杜工的泵,由于密封腔数随工作压力增加而增加,这样高压三螺杆泵的螺杆工作长度就较长,因此,当高压引起的轴向压力作用于螺杆两端,将使螺杆产生较大的弯曲变形;尤其是高压小流量泵,螺杆为细长形,更易变形。其结果是螺旋面之间不能正常啮合,油膜破坏,产生严重磨损,甚至在运行时因螺杆变形而出现“咬死”现象。为了避免产生这种现象,就必须增大螺旋型面之间的间隙及螺旋外圆与衬套内孔之间的间隙。显然,其代价是降低了泵的容积效率。
为克服上述轴向力平衡结构的缺点,国外一些产品采用了一种新的结构,使螺杆从受压变为受拉伸状态。这种结构即使在高压工况下,螺杆基本上没有变形,从而解决了图1结构的问题,使高压三螺杆泵在达到较高容积效率的同时,运行更为可靠。
然而,笔者在设计高压三螺杆泵时,发现此结构存在一个明显的缺点。因为从动螺杆的平衡活塞衬套是易磨损件,常需更换,从图2可以看出,改进后的结构,衬套处于靠近电动机端的泵盖排出腔处,若更换该衬套,必须将电动机从机座上卸掉,几乎需把整台泵拆开才行。而图1结构的泵,这些平衡活塞衬套处于泵后盖的吸入腔处,更换时只需拆卸泵的后盖,十分方便。
为此我们设计了的结构。这种结构非常简单,主要是把图1结构中采用的靠近电动机端泵前盖处的排出腔改变为吸入腔,靠近泵后盖处的吸入腔改变为排出腔,当然采用这种结构时需要考虑高压介质经过从动螺杆平衡活塞衬套的回流。此外,可知,因机械密封腔处于高压状态,尚需考虑机械密封腔内介质的回流(腔内保持较低的压力)。改进后的结构使机械密封腔处于吸入真空压力下。由于吸入压力较低,且进口介质处于较低温度的流动状态下,带走了部分热量,不需考虑机械密封发热的问题。经试验证明,图3结构运行可靠合理。
2. 减小从动螺杆与螺杆衬套内孔的支承压力 泵在高压状态下运行,螺杆承受的轴向力和径向力都较大。轴向力可采用上述方法平衡。而径向力对主动螺杆来说,由于从动螺杆对称布置在两边,且同一轴截面的主动螺杆的两个螺旋槽内的压力相同,因此主动螺杆承受的径向力趋于平衡,不会出现主动螺杆被推向螺杆衬套内孔的情况。然而,径向力从动螺杆不存在自然平衡,从动螺杆只有一侧与主动螺杆啮合,径向力将从动螺杆推向衬套内孑L壁的一侧。*运行表明:螺杆衬套的磨损处正是径向力作用的方向。
screw pump找杜工; 显然,从动螺杆受到的径向力,是通过从动螺杆螺旋外圆表面作用于螺杆衬套内孔壁面的,即其螺旋外圆表面就是径向力的支承面。由于对同一压力,支承面的面积越大,则支承面承受排泵的径向力压强就越小。因此,高压工况的泵,应采取适当扩大从动螺杆径向力的支承面积,以减小其径向力压强,即采取较宽的螺旋外圆表面,较狭的螺旋槽,以减小衬套的单位面积磨损率。这意味着设计时需采取较小的从动螺杆轴截面齿形根圆所对的中心角α。
虽然据现有设计理论,摆线啮合三螺杆泵构成螺杆螺旋型面的几何要素是固定不变的,图4中从动螺杆螺旋横截面的α角通常定为32°24’。但实际上,三螺杆泵螺杆工作长度部分的过流断面面积仅与螺杆的节圆直径d一有关,而与α角无关,即泵的理论流量与α角的大小无关
3. 适当减小螺杆螺旋导程的大小 高压工况下,要求螺杆啮合的密封腔数较多,而密封腔的长度取决于螺杆螺旋的导程。若采用通常导程h=3/10dh的长导程,则高压三螺杆泵的螺杆长度势必很长,这样不仅影响螺杆的精度与刚度,也影响提高泵体刚度所需要的紧凑结构。故采用较短导程的螺旋对高压泵较为有利。但导程缩短,节圆直径不变,会使流量下降;要保持流量不变,必须增大节圆直径。更主要的是采用成型铣加工螺杆螺旋,导程缩短到一定程度,就会受到从动螺杆螺旋的齿形限制,加工时会发生干涉现象。通常的导程为h≥5/3dh。。若采用旋风切削方式加工螺旋型面,则可使h进一步缩短,笔者曾设计h=dn的产品,采用旋风切削加工。螺杆短而粗,从而降低了精度要求。当然这种加工方式不适宜于批量生产,因为生产效率较低。
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