Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Концептуальное представление проблемы развития доильной техники 16
1.1 Состояние исследований вакуумных систем доильных установок 16
1.2 Малогабаритные доильные машины 25
1.3. Требования, предъявляемые к доильным машинам и 35
вакуумным системам доильных установок 35
ГЛАВА 2. Анализ машин объемного типа 38
2.1 Объемные вакуумные и гидравлические насосы, компрессоры, 38
воздуходувки и пневмодвигатели 38
2.2 Анализ теоретических исследований двухроторных машин 44
2.2.1 Производительность шестеренчатого насоса и расход воздуха пневмодвигателем 44
2.2.2 Момент вращения двигателей и момент сопротивления шестеренчатых насосов. Мощность 53
2.2.3 Режим работы шестеренчатого вакуумного насоса 63
2.3 Анализ водокольцевых вакуумных насосов (ВВН) 65
2.4 Исследование возможности использования винтового компрессора в качестве вакуумного насоса доильной установки 80
ГЛАВА 3. Новые энергосберегающие технические средства, обеспечивающие стабильный вакуум 85
3.1 Двухроторный вакуумный насос 85
3.2 Насос вакуумный двухроторный с циклоидальным профилем 87
3.3 Установка вакуумная для машинного доения 89
3.4 Двухроторный вакуумный насос шестеренчатого типа 91
3.5 Насос вакуумный двухроторный 92
3.6 Вакуумный насос с уплотнением 94
3.7 Ротационный вакуумный насос 96
3.8 Двухроторный шестеренчатый вакуумный насос 97
3.9 Регулятор вакуума для доильных установок 99
3.10. Молочно-вакуумная линия для доильных установок 101
ГЛАВА 4. Основы теории и расчета вакуумных насосов .. 103
4.1 Аналитический метод определения теоретического момента сопротивления шестеренчатого вакуумного насоса 103
4.2 Частный метод определения теоретического момента сопротивления шестеренчатого вакуумного насоса 123
4.3 Аналитический метод определения момента сопротивления каждого ротора шестеренчатого вакуумного насоса. Момент инерции роторов... 129
4.4 Определение и обоснование производительности шестеренчатого вакуумного насоса 136
4.5 Метод определения теоретической производительности вакуумного насоса 139
4.6 Теоретические исследования влияния технологических факторов на расход воздуха доильной машиной 143
4.7 Расчет нагнетательных окон шестеренчатых вакуумных насосов 145
4.8 Расчет нагнетательного окна двухроторного двухзубового вакуумного насоса с внутренним сжатием 153
4.9 Определение и анализ теоретической производительности двухзубового вакуумного насоса 158
4.10 К определению производительности вакуумного насоса с циклоидальным профилем роторов 161
4.11 Аналитический метод определения момента сопротивления двухроторного вакуумного насоса с циклоидальным профилем роторов 163
4.12 Методика теплового расчета водокольцевого вакуумного насоса с рециркуляцией рабочей жидкости 167
ГЛАВА 5. Методика экспериментальных исследований 170
5.1 Общая методика и программа экспериментальных исследований индивидуального источника вакуума и вакуумных систем доильных установок 170
5.2 Описание экспериментальных стендов 173
5.2.1 Двухроторный шестеренчатый вакуумный микронасос производительностью до 2 дм /с 173
5.2.2 Электропривод 178
5.2.3 Доильная машина 179
5.3 Измерительная аппаратура и общая методика измерения 181
5.4 Фотоэлектрический тахометр и методика измерения частоты вращения 182
5.5 Измерительная аппаратура и методика измерения потребной мощности и момента сопротивления насоса ДВНШ-2 183
5.6 Измерительная аппаратура и методика измерения производительности насоса ДВНШ-2 186
5.7 Измерительная аппаратура и методика измерения температуры 188
5.8 Измерительная аппаратура и методика измерения давления 190
5.9 Методика обработки результатов экспериментальных исследований и определение погрешности измерений 192
5.10 Программа и методика экспериментальных исследований вакуумных насосов производительностьью до 30 дм /с 195
5.11 Описание опытного шестеренчатого насоса ДВНШ-20 и экспериментального стенда 196
5.12 Измерительная аппаратура и общая методика измерения параметров
вакуумного насоса 200
5.13. Планирование эксперимента по исследованию шестеренчатого
вакуумного насоса (модуль т=12) ДВНШ-20 204
5.14 Обработка результатов экспериментальных исследований и погрешность измерений 209
5.15 Обоснование режима работы вакуумного шестеренчатого насоса с водяным впрыском 211
ГЛАВА 6. Обоснование параметров и режимов работы вакуумных насосов 215
6.1 Экспериментальное исследование момента сопротивления и мощности двухроторного шестеренчатого вакуумного насоса ДВНШ-2 215
6.2 Исследование производительности вакуумного насоса 220
6.3 Влияние технологических параметров на температуру нагнетаемого газа и корпуса насоса ДВНШ-2 224
6.4 Влияние давления всасывания, частоты вращения и величины вредного объема на характеристики насоса насоса ДВНШ-2 227
6.5 Обоснование режима работы вакуумного микронасоса ДВНШ-2 234
6.6 Анализ результатов экспериментальных исследований шестеренчатого вакуумного насоса ДВНШ-20 с текстолитовыми роторами модулем m = 12...237
6.6.1 Влияние величины вакуума, площади нагнетательного окна и расхода охлаждающей жидкости на потребную мощность насоса 237
6.6.2 Влияние величины вакуума, расхода охлаждающей жидкости и площади нагнетательного окна на производительность насоса ДВНШ-2 (модуль т = 12) 241
6.6.3 Влияние технологических параметров на температуру нагнетаемого газа насоса ДВНШ-20 244
6.6.4 Влияние величины вакуума и вредного объема на температуру газа, производительность насоса, коэффициент наполнения и удельную мощность при различных зазорах насоса ДВНШ-20 248
6.7 Анализ результатов исследования водокольцевого вакуумного насоса ВВН-3 с рециркуляцией рабочей жидкости 251
6.8 Результаты исследования водокольцевого вакуумного насоса малой производительности ВВНМ-2 255
6.9 Выводы по результатам исследования насосов ВВН 257
6.10 Экспериментальная установка для исследования винтового компрессора ВК-4/5-13 258
6.11 Анализ результатов экспериментальных исследований винтового компрессора ВК-4/5-13 и обоснование режима его работы 259
6.11.1 Анализ производительности винтового компрессора ВК-4/5-13 259
6.11.2 Анализ потребной мощности винтового компрессора 261
6.11.3 Анализ теплового режима винтового компрессора 263
6.11.4 Влияние величины давления всасывания и частоты вращения на удельную мощность винтового компрессора 264
6.11.5 Способы расширения диапазона применения винтового компрессора ВК-4/5-13 и повышения его эффективности 265
6.12 Основные выводы и предложения по результатам исследования винтового компрессора ВК-4/5-13 267
6.13 Экспериментальные исследования двухроторного вакуумного насоса ДВНЦ-20 с циклоидальным профилем роторов 268
6.14 Основные параметры промышленных и экспериментальных вакуумных насосов 268
6.15 Исследование доильного аппарата с индивидуальным источником вакуума и обоснование режимов работы насоса ДВНШ-2 269
6.16 Повышение надежности доильных установок с групповым вакууммолокопроводом 274
6.16.1 Построение схемы источника вакуума доильной установки блочно-модульного типа 274
6.16.2 Изыскание и анализ способов повышения надежности машинного доения 276
6.17 Вакуумные системы блочно-модульного типа 282
6.18 Экономическая эффективность 283
Общие выводы и рекомендации 287
Литература 291
Приложения 316
- Момент вращения двигателей и момент сопротивления шестеренчатых насосов. Мощность
- Частный метод определения теоретического момента сопротивления шестеренчатого вакуумного насоса
- Измерительная аппаратура и методика измерения потребной мощности и момента сопротивления насоса ДВНШ-2
- Влияние давления всасывания, частоты вращения и величины вредного объема на характеристики насоса насоса ДВНШ-2
Введение к работе
Техническое обеспечение сельскохозяйственного производства на современном этапе должно быть направлено на полное удовлетворение потребности общества в продуктах питания на основе использования ресурсо- и энергосберегающих технологий во всех отраслях сельского хозяйства.
Дальнейшее развитие животноводства, в частности молочного скотоводства, напрямую зависит от повышения производительности труда, увеличения производства молока с одновременным снижением его себестоимости и улучшением качества. Важнейшими мероприятиями по решению поставленных задач является применение более совершенных технических средств, позволяющих перевести производство молока на современную промышленную основу.
Однако кризисное состояние (1991-2001) сельского хозяйства России привело к его спаду. Так, в 1990 г. производилось 386 кг молока на человека в год, то к 2001 г. производство молока снизилось до 222 кг. Произошло сокращение комплексов промышленного типа и крупных специализированных ферм.
Вместе с этим произошло сокращение специализированного сельскохозяйственного машиностроения, базы ремонта и техобслуживания машин для животноводства.
Низкий уровень обновления техники в животноводстве, составляющий 1-2 % вместо 10-12 % по нормативам. В структуре себестоимости продукции животноводства оплата энергоносителей составляет 4,5-8 % затрат, которые возросли в сравнении с дореформенным периодом в 3-4 раза.
В разработанной концепции развития механизации и автоматизации процессов в животноводстве России до 2015 года (ВНИИМЖ, Подольск. - 2003) предусматривается сохранить распространенные способы содержания коров. Производство молока увеличить за счет повышения продуктивности коров. Надой на одну корову намечается довести до
3700 - 4300 кг в год, что составит 48 - 50 млн. тонн.
Для доения коров рекомендуется широкий спектр различных типов доильных установок: передвижные малогабаритные доильные установки для личных подсобных хозяйств с поголовьем до 10 коров; доильные установки для доения коров в стойлах в переносные ведра для хозяйств с поголовьем 10, 20, 30, 50 и 100 коров; доильные установки для доения в стойлах со сбором молока в молокопровод на 25,50, 200, 400 и более коров; доильные установки со станками «Тандем», «Елочка» и «Параллель» на 2, 4, 6, 8 и 16 мест; доильные установки передвижные для доения в летних лагерях.
В связи с большим разнообразием технологий доения требуется разработать соответствующие доильные установки и вакуумные системы блочно-модульного типа. На смену старым вакуумным насосам, уступающим по многим показателям зарубежным, необходимо разработать новые более эффективные насосы, обладающие высоким качеством, включающим повышение надежности и долговечности с меньшей энергоемкостью.
Более слабым звеном вакуумной системы является центральная вакуумная магистраль, на долю которой приходится около 20% отказов доильных установок. Низкая эксплуатационная надежность вакуумной системы встречается также в зарубежной практике [240]. Отказ центральной вакуумной системы представляет большую опасность, так как приводит к остановке всего процесса машинного доения, что нарушает физиологическое состояние животных. Наряду с этим вакуумный режим в групповом вакуумпроводе нестабилен, колебания и среднее падение вакуума значительно превышают допустимые пределы [15, 78, 106, 192]. На основании проведенных исследовании рядом ученых установлено, что на качество вакуума отрицательное влияние оказывает засорение вакуумопроводов, которое в процессе эксплуатации является неизбежным. Устранение же засорения вакуумопровода пу-
11 тем его промывания не дает положительных результатов [78]. Низкое качество вакуума в вакуумпроводе ухудшает работу доильных аппаратов, что подтверждается многочисленными исследованиями [25, 98, 108, 115, 181, 193]. Нарушение работы доильного аппарата и вакуумного режима приводит к уменьшению молокоотдачи, сокращению длительности лактационного периода и заболеванию коров маститом [8, 16, 200]. Основными причинами, влияющими на рост заболеваемости маститом при машинном доении, являются превышение или уменьшение величины вакуума, резкое колебание его под сосками, нарушение работы пульсатора [8].
Многие ученые считают, что очень важно поддерживать в определенных пределах величину вакуума под сосками и в вакуумной системе [23, 68, 89,102,115,178,200].
Исходя из вышеизложенного, следует, что для обеспечения стабильного режима работы аппарата и повышения надежности машинного доения целесообразно повысить качество вакуумных средств механизации молочного животноводства.
Научные исследования выполнялись в соответствии с планом научно-исследовательских работ Казанской ГСХА (Гос. № 01.2.007.00483); планами МСХ и П РТ в соответствии с НТП «Механизация», а также в соответствии с Программой развития приоритетных направлений науки в РТ до 2010 года (направление «Эффективность агропромышленного производства»), тема «Разработка энергосберегающих технологий в молочном животноводстве. Этап 2006 г. Разработка энергосберегающих вакуумных насосов для доильных машин», с координационной программой по проблеме «Разработать системы технологизации и инженерно-технического обеспечения агропромышленного производства как основы стабилизации АПК субъектов Российской Федерации Северо-Кавказского, Приволжского и Уральского федеральных округов на 2001-2010 гг.».
Цель работы: Выявление и обоснование концепции дальнейшего развития вакуумных средств механизации в молочном животноводстве путем разработки научно обоснованных методов расчета энергосберегающих вакуумных насосов, повышения надежности функционирования вакуумной системы.
Задачи исследований. Достижение поставленной цели возможно при решении следующих задач:
Разработать теоретические основы и методы расчета и проектирования новых энергосберегающих вакуумных насосов, а также повышения надежности функционирования вакуумной системы.
Разработать математические модели рабочего процесса водокольцевых и двухроторных вакуумных насосов.
Исследовать закономерности изменения основных показателей работы вакуумных насосов в зависимости от факторов, влияющих на технологический процесс получения стабильного вакуума.
Обосновать конструктивные, технологические параметры и режимы работы новых вакуумных насосов, позволяющих обеспечить надежность функционирования вакуумной системы доильных установок блочно-модульного типа.
Провести лабораторные и производственные испытания разработанных новых технических средств получения вакуума для экспериментального подтверждения достоверности теоретических предпосылок.
Разработать конструкторскую документацию, изготовить и испытать в производственных условиях ряд вакуумных насосов различного типоразмера и конструкций.
Дать технико-экономическую и энергетическую оценку новых разработанных технических средств получения вакуума в доильных установках.
Методы исследования. При обосновании технологических свойств повышения эффективности вакуумных насосов методологическую и теоретическую основу исследования составили принципы единства теории и практики. Были применены анализ и синтез целого ряда исследуемых вакуумных насосов, новых технических решений, методы теоретической механики, тер- модинамики и теплотехники, вакуумной техники, основ физиологии животных, теории вероятности и др.
Научная новизна работы состоит: в определении современных тенденций развития вакуумных средств механизации, применяемых в доильных установках, позволяющих разрабатывать новые энергосберегающие вакуумные насосы; в формировании теоретических и технологических основ разработки новых вакуумных систем, имеющих высокую надежность, с высокой степенью вероятности безотказной работы; в разработке конструкций новых двухроторных вакуумных насосов и выявлении закономерностей термодинамического процесса в полости всасывания и сжатия откачиваемого газа; в создании 4 классификационных групп новых двухроторных насосов и их математических моделях для проектирования и изготовления в заводских условиях; в теоретическом и экспериментальном обосновании конструктивно-режимных параметров новых двухроторных вакуумных насосов с циклоидальными и эвольвентными профилями роторов.
Научная новизна работы подтверждается целым рядом авторских свидетельств и патентов на вакуумные насосы и стабилизаторы (А.с. 357373, А.с. 386609, А.с. 392272, А.с. 1124895, А.с. 826080, А.с. 337101, А.с. 408491, А.с. 423440, Пат. 2187704, Пат. 2226049, Пат. 2193689, Пат. 2075927, Пат. 2064247, А.с. 935020, А.с. 948349).
Практическая ценность работы.
Разработаны конструкции много скоростных двухроторных вакуумных насосов блочно-модульного типа с регулируемой производительностью, что позволяет расширить диапазон их эффективного применения для любой технологии доения коров различным поголовьям.
Применение двухроторных многоскоростных вакуумных насосов позволит снизить энергоемкость процесса на 20% и увеличить долговечность работы насосов до 12 тыс. часов за счет сокращения трения рабочих органов и совершенствования термодинамического процесса работы насоса.
Апробация. Основные положения диссертации доложены в период с 1970 по 2006 гг. и получили одобрение на следующих научных форумах: на Всесоюзной конференции по вакуумной технике (Казань, 1970 г.); на V Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Рига, 1979 г.); на VI Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Таллин, 1983 г.) на VII Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Ленинград, 1987 г), на Всероссийском симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Оренбург, 1995 г.); международных симпозиумах по машинному доению сельскохозяйственных животных, первичной обработке и переработке молока (X - Переславль-Залесский, 2000 г.; XI - Казань, г.), на II международной научно-практической конференции «Автомобили и техносфера», Казань - 2001 г.; на III международной конференции «Энергообеспечение и энергосбережение в сельском хозяйстве», Москва- г.; на V Всероссийской научно-практической конференции, Пенза - 2005 г.; ежегодных научных конференциях Казанского ГАУ, на X международной научно-производственной конференции «Проблемы сельскохозяйственного производства на современном этапе и пути их решения», Белгород - 2006 г.; на научно-технических советах МСХ и П РТ.
Реализация результатов исследований. Технические решения, отличающиеся принципиальной новизной, представляющие собой значимую научную и практическую ценность, внедрены в хозяйствах республики Татарстан, в учебном процессе ряда государственных сельскохозяйственных высших учебных заведений: Рязанская ГСХА, Вятская ГСХА, Ульяновская ГСХА, Чувашская ГСХА, Казанский ГАУ. Конструкторская документация для производства двухроторных насосов передана в НПО «Агросервис». Рекомендации по результатам исследования винтового компрессора ВК 4/5 - 13 в вакуумном режиме и конструкторская документация двухроторного ваку- умного насоса переданы АО Казанькомпрессормаш. Рекомендации по эксплуатации водокольцевых вакуумных насосов ВВН-3 с рециркуляцией рабочей жидкости переданы ВНИИМЖ. Двухроторные вакуумные насосы внедрены в ряде хозяйств Республики Татарстан.
Основные положения, выносимые на защиту: методы расчета энергосберегающих двухроторных и водокольцевых вакуумных насосов; научно обоснованные методы и способы обеспечения надежности функционирования вакуумной системы доильных установок блочно-модульного типа; математические модели рабочих процессов водокольцевых и двухроторных вакуумных насосов; закономерности изменения основных показателей работы вакуумных насосов в зависимости от факторов, влияющих на процесс доения; технические решения, обеспечивающие энергосбережение и надежное получение стабильного вакуума в доильных установках; новые технические средства получения стабильного вакуума, обладающие высокими технико-экономическими показателями; конструктивно-технологические схемы и основные параметры перспективных вакуумных насосов; результаты лабораторно-производственных исследований и производственных испытаний разработанных вакуумных насосов и их технико-экономическая эффективность.
В решении отдельных частных задач по теме диссертации принимали участие профессора Зиганшин Б.Г., Рудаков А.И., Хисметов Н.З., доцент Матяшин А.В., ст. преподаватели Мухаметдинов М.Н., Мустафин А.А., ассистенты Гаязиев И.Г., Ситдиков Ф.Ф. за что им автор приносит свою благодарность.
Момент вращения двигателей и момент сопротивления шестеренчатых насосов. Мощность
Научная новизна работы состоит: в определении современных тенденций развития вакуумных средств механизации, применяемых в доильных установках, позволяющих разрабатывать новые энергосберегающие вакуумные насосы; в формировании теоретических и технологических основ разработки новых вакуумных систем, имеющих высокую надежность, с высокой степенью вероятности безотказной работы; в разработке конструкций новых двухроторных вакуумных насосов и выявлении закономерностей термодинамического процесса в полости всасывания и сжатия откачиваемого газа; в создании 4 классификационных групп новых двухроторных насосов и их математических моделях для проектирования и изготовления в заводских условиях; в теоретическом и экспериментальном обосновании конструктивно-режимных параметров новых двухроторных вакуумных насосов с циклоидальными и эвольвентными профилями роторов. Научная новизна работы подтверждается целым рядом авторских свидетельств и патентов на вакуумные насосы и стабилизаторы (А.с. 357373, А.с. 386609, А.с. 392272, А.с. 1124895, А.с. 826080, А.с. 337101, А.с. 408491, А.с. 423440, Пат. 2187704, Пат. 2226049, Пат. 2193689, Пат. 2075927, Пат. 2064247, А.с. 935020, А.с. 948349). Практическая ценность работы. Разработаны конструкции много скоростных двухроторных вакуумных насосов блочно-модульного типа с регулируемой производительностью, что позволяет расширить диапазон их эффективного применения для любой технологии доения коров различным поголовьям. Применение двухроторных многоскоростных вакуумных насосов позволит снизить энергоемкость процесса на 20% и увеличить долговечность работы насосов до 12 тыс. часов за счет сокращения трения рабочих органов и совершенствования термодинамического процесса работы насоса. Апробация. Основные положения диссертации доложены в период с 1970 по 2006 гг. и получили одобрение на следующих научных форумах: на Всесоюзной конференции по вакуумной технике (Казань, 1970 г.); на V Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Рига, 1979 г.); на VI Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Таллин, 1983 г.) на VII Всесоюзном симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Ленинград, 1987 г), на Всероссийском симпозиуме по машинному доению сельскохозяйственных животных (Оренбург, 1995 г.); международных симпозиумах по машинному доению сельскохозяйственных животных, первичной обработке и переработке молока (X - Переславль-Залесский, 2000 г.; XI - Казань, 2002 г.), на II международной научно-практической конференции «Автомобили и техносфера», Казань - 2001 г.; на III международной конференции «Энергообеспечение и энергосбережение в сельском хозяйстве», Москва 2003 г.; на V Всероссийской научно-практической конференции, Пенза - 2005 г.; ежегодных научных конференциях Казанского ГАУ, на X международной научно-производственной конференции «Проблемы сельскохозяйственного производства на современном этапе и пути их решения», Белгород - 2006 г.; на научно-технических советах МСХ и П РТ. Реализация результатов исследований. Технические решения, отличающиеся принципиальной новизной, представляющие собой значимую научную и практическую ценность, внедрены в хозяйствах республики Татарстан, в учебном процессе ряда государственных сельскохозяйственных высших учебных заведений: Рязанская ГСХА, Вятская ГСХА, Ульяновская ГСХА, Чувашская ГСХА, Казанский ГАУ. Конструкторская документация для производства двухроторных насосов передана в НПО «Агросервис». Рекомендации по результатам исследования винтового компрессора ВК 4/5 - 13 в вакуумном режиме и конструкторская документация двухроторного ваку 15 умного насоса переданы АО Казанькомпрессормаш. Рекомендации по эксплуатации водокольцевых вакуумных насосов ВВН-3 с рециркуляцией рабочей жидкости переданы ВНИИМЖ. Двухроторные вакуумные насосы внедрены в ряде хозяйств Республики Татарстан. Основные положения, выносимые на защиту: методы расчета энергосберегающих двухроторных и водокольцевых вакуумных насосов; научно обоснованные методы и способы обеспечения надежности функционирования вакуумной системы доильных установок блочно-модульного типа; математические модели рабочих процессов водокольцевых и двухроторных вакуумных насосов; закономерности изменения основных показателей работы вакуумных насосов в зависимости от факторов, влияющих на процесс доения; технические решения, обеспечивающие энергосбережение и надежное получение стабильного вакуума в доильных установках; новые технические средства получения стабильного вакуума, обладающие высокими технико-экономическими показателями; конструктивно-технологические схемы и основные параметры перспективных вакуумных насосов; результаты лабораторно-производственных исследований и производственных испытаний разработанных вакуумных насосов и их технико-экономическая эффективность.
В решении отдельных частных задач по теме диссертации принимали участие профессора Зиганшин Б.Г., Рудаков А.И., Хисметов Н.З., доцент Матяшин А.В., ст. преподаватели Мухаметдинов М.Н., Мустафин А.А., ассистенты Гаязиев И.Г., Ситдиков Ф.Ф. за что им автор приносит свою благодарность.
Частный метод определения теоретического момента сопротивления шестеренчатого вакуумного насоса
Окружная скорость вращения в гидравлических шестеренных насосах составляет не более 20 м/с [175, 221], в пневматических двигателях оптимальная скорость находится в пределах 6 - 10 м/сек при нормальных для двигателя оборотах, а максимальная скорость может доходить до 20 м/с [18, 137]. В двухроторных вакуумных насосах и воздуходувках типа Руте окружная скорость принимается равной 20 - 40 м/сек [101]. Винтовые компрессоры, которые имеют два зубчатых ротора, выполненных по винту, наиболее эффективно работают при окружной скорости ведущего ротора от 70 до 120 м/сек, и эта скорость выбирается в зависимости от степени сжатия. Число оборотов винтовых компрессоров составляет от 3 до 30 тысяч мин"1 [180].
В ряде исследований работы зубчатых колес отмечается существенное влияние окружных скоростей на несущую способность и надежность передачи через возникающие в зацеплении динамические нагрузки, частоту нагру-жений, условия трения и некоторые другие факторы [154,156]. Так, с увеличением окружной скорости зубчатых колес динамические нагрузки в зацеплении сначала линейно возрастают, а затем, замедляя рост, при определенной окружной скорости достигают максимума. При дальнейшем увеличении скорости динамические нагрузки не меняются, а в некоторых случаях даже уменьшаются [12]. При определенных значениях скоростей возникают резонансные колебания зубчатых колес вследствие совпадения частоты собственных колебаний зубьев с частотой колебаний передачи, в результате чего уровень динамических нагрузок в зацеплении резко возрастает. Уровень шума в зубчатых передачах изменяется с увеличением окружных скоростей колес аналогично изменению уровня вибраций и динамических усилий.
С увеличением скорости сильно возрастает зависимость контактной прочности зубьев от средней погрешности формы боковой поверхности. С повышением суммарной окружной скорости качения зубьев в зоне контакта создаются более благоприятные условия для образования гидродинамической смазочной пленки [155]. С увеличением относительной скорости скольжения контактирующих тел коэффициент трения сначала резко возрастает, достигает определенного максимума, а затем несколько снижается и при дальнейшем увеличении скорости остается практически постоянным. С возрастанием скорости скольжения сверх некоторого значения тепловыделение в зоне контакта увеличивается.
Таким образом, вопрос выбора окружной скорости шестеренчатого вакуумного насоса остается открытым. С одной стороны, для повышения эффективности насоса необходимо увеличивать окружную скорость вращения так, как принято, например, в винтовых компрессорах. Но, с другой стороны, при выборе скорости необходимо учесть несущую способность и надежность зубчатых колес.
Важным показателем вакуумного насоса является величина получаемого вакуума. По величине создаваемого вакуума определяются свойства насоса и область его применения. В немногочисленной литературе можно найти, что зубчатые вакуум-насосы создают давление порядка 0,1 - 0,01 мм.рт.ст. [20]. Но такие сведения вызывают некоторые сомнения, если учесть, что одна ступень сухого сжатия винтового компрессора создает вакуум 75...80 %, а при некотором снижении КПД - и 9 0 % вакуума.
Из большого разнообразия вакуумных насосов и компрессоров, которые применяются в различных отраслях промышленности, заслуживают значительного внимания жидкостнокольцевые машины. Жидкостнокольцевые вакуумные насосы имеют целый ряд достоинств: 1) высокая надежность; 2) простота конструкции; 3) дешевизна изготовления; 4) невысокий уровень шума. Впервые основные теоретические положения о течении жидкости в жидкостнокольцевых машинах были разработаны К. Пфлейдерером [171]. Автор полагает, что внутри рабочего колеса движение жидкости определяется действием на нее центробежного, кориолисового и относительного ускорений. В результате действия трех видов ускорений происходит наклон зеркала воды в ячейках ротора. В серповидном пространстве между ротором и корпусом имеет место свободное течение жидкости со скоростью постоянной по радиусу, но несколько отличной от окружной скорости ротора. Вдоль потока скорость меняется согласно уравнению Бернулли. Форма жидкостного кольца зависит от геометрических данных машины и отношения давления. Важно отметить, что внутренняя граница жидкостного кольца определена отдельно для стороны всасывания и нагнетания и существенно отличается от окружности. Экспериментально К.Пфлейдерером получена графическая зависимость введенного им коэффициента использования объема рабочего колеса (Aw) от скоростного коэффициента (є) и степени повышения давления (я). Производительность колеса, приходящаяся на единицу описанного объема, увеличивается с ростом скоростного коэффициента (є) и с уменьшением отношения давлений (л). Коэффициент подачи и КПД сохраняют свои значения независимо от давления всасывания (h() при одном и том же отношении давлений (ж) и одинаковом скоростном коэффициенте (г). Этот вывод отмечается автором как закон подобия. В результате совместного решения уравнения неразрывности и уравнения Бернулли К.Пфлейдерер получил распределение давления по углу поворота ротора и уравнение для расчета минимальной окружной скорости. По наименьшей окружной скорости автор находит максимальную степень повышения давлений и по ней - угол открытия нагнетательного окна. Граница окна определяется формой жидкостного кольца, полученной К.Пфлейдерером из условия касания жидкостью вверху втулки и вершин лопаток в нижнем сечении.
Основные положения К.Пфлейдерера легли в основу работ В.А.Румянцева, который считает бесспорным тот факт, что сжатие газа в машине происходит не только вследствие эксцентричного расположения ротора в корпусе, но и в результате изменения скорости на этом участке. Одновременно автор вносит в расчет формы жидкостного кольца некоторые коррективы. Им учитываются величина необходимого погружения лопаток в жидкостное кольцо, зазор между ротором и корпусом в верхнем сечении, влияние объема лопаток и изменение скорости по радиусу. Он отмечает, что форма жидкостного кольца зависит не только от размеров всасывающего и нагнетательного окон, но и от режима работы машины. Поэтому только на определенном расчетном режиме машина может иметь хорошие технико-экономические параметры.
К числу наиболее важных конструктивных факторов и соотношений, определяющих производительность машины, относятся величина эксцентриситета (е), отношение радиусов v = Г]/г2 и угол выхода лопаток рабочего колеса (/?2). По результатам зарубежных экспериментальных работ В.А. Румянцев рекомендует для режима 60...70% вакуума плавно изогнутые лопатки с углом выхода/ = 60...45. В этом случае окружная составляющая абсолютной скорости становится больше, что обеспечивает более высокий напор и лучшую устойчивость жидкостного кольца.
В расчетные формулы производительности В.А.Румянцевым [178] введены коэффициенты, учитывающие не только погружение лопаток в жидкостное кольцо, но и объемные потери от перетекания газа через мертвое пространство и торцовые зазоры. Проведенный им анализ потерь мощности показал, что определяющими в них являются гидравлические потери, связанные с движением жидкости в цилиндре и внутри рабочего колеса. Невозможность оценки основных потерь производительности и мощности, по мнению В.А. Румянцева, резко ограничивают перспективы повышения эффективности жидкостнокольцевых машин.
Большую экспериментальную и теоретическую работу по исследованию жидкостнокольцевых машин провел В.И. Тетерюков [195]. Визуально он определял размеры жидкостного кольца на разных режимах и при изменении площади нагнетательного окна. По результатам своих работ автор делает следующие выводы:
Измерительная аппаратура и методика измерения потребной мощности и момента сопротивления насоса ДВНШ-2
Для создания номинального вакуума и обеспечения устойчивой работы доильного аппарата необходимо выбрать источник вакуума с определенной производительностью. При обосновании потребной производительности вакуумного насоса исходят из расхода воздуха доильными аппаратами и вакуумной системой в целом. Расход воздуха доильным аппаратом зависит от величины вакуума, частоты пульсаций, типа аппарата, размеров камер и соединяющих трубок, в которых действует переменный вакуум [115]. Зная конструктивные параметры и режим работы, можно определить теоретической расход воздуха одним доильным аппаратом. Однако действительный расход воздуха аппаратом выше теоретического [115].
Во время работы доильной машины в вакуумную систему осуществляется дополнительное поступление воздуха по технологическим причинам и из-за отсутствия полной ее герметичности. Кроме того, при эксплуатации вакуумного насоса происходит изменение его параметров, что может оказывать существенное влияние на режим работы доильной машины в целом. Расход воздуха вакуумной системой и отклонение производительности насоса определяются по опытным данным. С учетом вышеизложенного расход воздуха доильной машины определяется по формуле: где Qan - действительный расход воздуха доильным аппаратом, приведен ный к атмосферному давлению, м /ч; а - суммарный коэффициент запаса производительности вакуумного насоса. Для существующих доильных машин (АД-100, АДМ - 8А и др.) суммарный коэффициент запаса определяется по следующей зависимости [115]: где осх = 0,1 - коэффициент, учитывающий утечки воздуха в соединениях труб и кранов; а2 = 0,05 - коэффициент, учитывающий подсосы воздуха через зазоры между сосками и сосковой резиной стаканов; а2 = 0,2 - коэффициент, который учитывает подсосы воздуха через доильные стаканы при неумелом надевании их на соски. а4 = 0,25 - коэффициент, учитывающий натекание воздуха при случайном спадании шлангов с вакуумных кранов вакуум-провода и обусловленное этим спадание стаканов; аь = 0,2 - коэффициент, учитывающий снижение производительности в жаркое время из-за разжижения смазки в некоторых насосах; а6 = 0,2 - коэффициент, который учитывает снижение производительности насоса из-за повышения его температуры при длительной работе.
С учетом того, что во время работы частота пульсаций доильного аппарата нередко повышается, что приводит к увеличению расхода воздуха, суммарный коэффициент запаса производительности насоса принимается обычно равным a = 2...3. При расчете же параметров индивидуального источника вакуума необходимо иметь в виду, что суммарный коэффициент запаса производительности насоса будет иметь меньшее значение. Это объясняется тем, что исключаются потери, которые характеризуются коэффициентами ос/, а4, а5, и коэффициенты а3, ав приобретают совершенно иное значение.
Кроме того, с исключением группового вакуумпровода изменяется структурная схема вакуумной системы, что, безусловно, оказывает значительное влияние на вакуумный режим доильной машины. Исходя из вышеизложенного следует, что подсчитать суммарный коэффициент запаса производительности насоса по существующим данным не представляется возможным.
Определить суммарный коэффициент запаса и обосновать номинальную производительность индивидуального источника вакуума можно лишь экспериментальным путем.
Обычные шестеренчатые вакуумные насосы имеют внешнее сжатие газа. Наличие такого несовершенного процесса приводит к повышенному расходу энергии и появлению значительного шума. Однако параметры насоса можно значительно улучшить, если перевести его на работу с внутренним сжатием газа.
Проведенный графический анализ зацепляющихся роторов показал, что геометрическая степень сжатия в полости нагнетания достигает є = 2 и более, что вполне достаточно для создания эффективной работы насоса в доильных установках сельскохозяйственного производства и в некоторых других отраслях народного хозяйства.
Однако для обеспечения работы насоса с внутренним сжатием необходимо правильно расположить нагнетательные окна и придать корпусу определенную форму. С этой целью одно или несколько нагнетательных окон размещены в торце корпуса или крышки (рисунки 4.19 и 4.20) так, что их основания расположены на окружности впадин, а выточка в корпусе обеспечивает одновременное сообщение впадин с полостью нагнетания и тем самым улучшает внутреннее сжатие.
В шестеренчатом насосе с внутренним сжатием процесс сжатия газа происходит при повороте роторов, когда нагнетательные окна прикрыты торцовыми поверхностями зубьев, а нагнетание сжатого газа осуществляется, когда окна частично или полностью открыты.
На величину внутренней степени сжатия оказывает существенное влияние не только месторасположение нагнетательных окон, но и их форма и размеры. Так, с уменьшением длины основания и сечения нагнетательных окон степень внутреннего сжатия возрастает, но вместе с этим увеличиваются потери энергии в процессе нагнетания, и наоборот. Форма и размеры нагнетательных окон непосредственно связаны с геометрией роторов и действительной производительностью вакуумного насоса. Нагнетательное окно наиболее приемлемой формы - это окно, у которого две боковые грани выполнены по профилю зуба, а основание очерчено по дуге окружности радиусом Rj.
Для размещения нагнетательных окон определим угол начала сжатия фо, который выбирается из условий получения максимальной степени сжатия. Нагнетательные окна необходимо разместить так, чтобы при совмещении контуров зуба и окна, объем полости нагнетания был минимальным.
Влияние давления всасывания, частоты вращения и величины вредного объема на характеристики насоса насоса ДВНШ-2
Коэффициенты ц, rjy, rjM, q, представляющие собой важные показатели эффективности работы вакуумного насоса, являются производными теоретических и экспериментальных данных. В приложениях 5, 6, 7, 8 и на рисунках 6.9 и 6.10 представлены зависимости этих коэффициентов от давления (г\, 4v, Цм, q) = f(P) при различной частоте вращения (и=6000 мин"1 и и=11000 мин"1) и разных условиях работы. Значения коэффициента наполнения г\у в функции давления Р для различных вариантов работы насосов даны на рисунках 6.9-6.11.
Приведенные зависимости свидетельствуют о том, что коэффициенты наполнения снижаются с уменьшением давления. Такой характер изменения объясняется тем, что с уменьшением давления более существенное влияние на уменьшение действительной производительности начинает оказывать вредный объем и перетечки газа. Так как теоретическая производительность насоса при понижении давления остается неизменной, а снижается лишь действительная производительность, то уменьшение коэффициента наполнения является вполне закономерным.
При сопоставлении представленных зависимостей для первых двух вариантов работы (рисунок 6.9) видно, что у насоса с роторами, которые имеют коррегированные впадины, коэффициент наполнения r\Vk выше, чем у насоса с обычным исполнением роторов цу Это объясняется тем, что в роторах с коррегированными впадинами уменьшен вредный объем. При давлении, близком к номинальному (Р = 50±3 кПа), коэффициент наполнения увели чился на 10...11 %прии= 11000 мин" и на 17...18 % при и = 6000 мин"1. Кроме того, из рисунка 5.9 можно заметить, что с увеличением частоты вра щения коэффициенты наполнения rjv и rjyk возрастают. Это объясняется тем, что с увеличением скорости вращения удельные перетечки газа снижаются. Подобные зависимости коэффициентов наполнения для насосов с текстолитовыми роторами цут и со стальными роторами, работающими при обедненной смазке цс, представлены на рисунке 6.11. Из сравнения коэффициентов наполнения цУт и т/с видно, что если при п = 6000 мин"1 коэффициент tjyr несколько меньше коэффициента цс, то при п = 11000 мин"1 и давлении Р=75 кПа и менее коэффициент rjvr превышает г\с. Это объясняется тем, что текстолитовые роторы имеют более высокую температуру, чем стальные, следствием чего является уменьшение торцовых и радиальных зазоров при тепловом расширении. С уменьшением зазоров перетечки газа снижаются, а коэффициент наполнения будет возрастать. Сопоставляя второй и третий варианты работы насоса, следует отметить, что при обедненной смазке коэффициент наполнения цс понизился на 10 % (при Р=50 кПа). Такое снижение коэффициента наполнения вполне закономерно, так как уменьшение смазки приводит к повышению перетечек газа. На рисунках 6.9,6.11 представлены зависимости механического КПД г\м от давления при различных оборотах для четырех вариантов работы насоса.
Из рисунка 6.9 видно, что значение механического КПД г\м возрастает с уменьшением создаваемого давления. Увеличение механического КПД происходит потому, что с повышением перепада давления мощность вакуумного насоса растет быстрее, чем мощность механического трения. Незначительное повышение механического КПД (рисунок 6.9) происходит потому, что потребляемая мощность насоса с роторами, имеющими коррегированные впадины, меньше, чем у насоса с обычными роторами.
Значения механического КПД в зависимости от давления для третьего и четвертого вариантов работы насоса представлены на рисунке 6.11. Из рисунка видно, что механический КПД Цмт насоса с текстолитовыми роторами при п = 6000 мин"1 значительно выше, чем у насоса со стальными роторами, работающими при обедненной смазке ( ). Это объясняется, видимо, тем, что подаваемого количества масла было недостаточно, чтобы создать хорошую масляную пленку в зоне контакта зацепляющихся зубьев.
Сравнивая значения механического КПД (рисунки 6.9 и 6.11) для различных условий работы вакуумного насоса, следует отметить, что у насоса с текстолитовыми роторами КПД rjMT при различных давлениях оказался наиболее высоким. Это можно объяснить тем, что у насоса со стальными роторами, имеющими коррегированные впадины и работающими со смазкой, значительное сопротивление создается в щелевом радиальном уплотнении, через которое подается масло в рабочую камеру. Снижая количество подаваемого масла в щелевом уплотнении и тем самым избегая потерь на трение, удалось повысить механический КПД, {цМо мк), но он, вероятно, не является максимальным из-за недостаточной смазки самих роторов.
Анализируя далее зависимости (рисунок 6.11), можно заметить, что при частоте вращения «=11000 мин"1, увеличение механического КПД г\ш весьма незначительно по сравнению с КПД цмс, а при давлении Р=60 кПа и менее он даже несколько снизился. Такой характер изменения механического КПД можно объяснить тем, что с увеличением оборотов повышается температура текстолитовых роторов. Вместе с этим повышается коэффициент трения, а следовательно, механические потери на трение. Зависимости механического КПД от частоты вращения при давлении Р = 46,5 кПа для различных исполнений шестеренчатого вакуумного насоса приведены на рисунке 6.13. Из рисунка видно, что все значения механического КПД с увеличением частоты вращения снижаются. Наиболее высокий механический КПД у насоса с текстолитовыми роторами наблюдается при изменении частоты вращения от 6 до 8,5 тыс. мин"1.
