/SNF1700R46UM3NW21三螺桿泵/黃山市螺桿泵

     1. 解決軸向力的平衡 泵在高壓工況下運行,螺桿所受的軸向力是很大的,必須采用平衡軸向力的結構,泵才能正常運行。

     為平衡軸向力通常采用平衡活塞結構,并采用液力卸載的方法,即從排出腔引一股高壓液流至螺桿的底部使軸向螺桿泵軸封找杜工力平衡,這種平衡方法使螺桿處于受壓狀態。對大流量低壓三螺桿泵,由于螺桿粗而短,且在低壓工況下運行,軸向壓力相對較小,故螺桿變形也較小,而且低壓工況允許螺桿螺旋型面之間及螺桿螺旋外圓表面與襯套內孔之間有較大的間隙,故這種平衡軸向力的結構對泵的影響較小。但在高壓工況下的泵,由于密封腔數隨工作壓力增加而增加,這樣高壓三螺桿泵的螺桿工作長度就較長,因此,當高壓引起的軸向壓力作用于螺桿兩端,將使螺桿產生較大的彎曲變形;尤其是高壓小流量泵,螺桿為細長形,更易變形。其結果是螺旋面之間不能正常嚙合,油膜破壞,產生嚴重磨損,甚至在運行時因螺桿變形而出現“咬死”現象。為了避免產生這種現象,就必須增大螺旋型面之間的間隙及螺旋外圓與襯套內孔之間的間隙。顯然,其代價是降低了泵的容積效率。

     為克服上述軸向力平衡結構的缺點,國外一些產品采用了一種新的結構,使螺桿從受壓變為受拉伸狀態。這種結構即使在高壓工況下,螺桿基本上沒有變形,從而解決了圖1結構screw pump找杜工的問題,使高壓三螺桿泵在達到較高容積效率的同時,運行更為可靠。

     然而,筆者在設計高壓三螺桿泵時,發現此結構存在一個明顯的缺點。因為從動螺桿的平衡活塞襯套是易磨損件,常需更換,從圖2可以看出,改進后的結構,襯套處于靠近電動機端的泵蓋排出腔處,若更換該襯套,必須將電動機從機座上卸掉,幾乎需把整臺泵拆開才行。而圖1結構的泵,這些平衡活塞襯套處于泵后蓋的吸入腔處,更換時只需拆卸泵的后蓋,十分方便。

     為此我們設計了的結構。這種結構非常簡單,主要是把圖1結構中采用的靠近電動機端泵前蓋處的排出腔改變為吸入腔,靠近泵后蓋處的吸入腔改變為排出腔,當然采用這種結構時需要考慮高壓介質經過從動螺桿平衡活塞襯套的回流。此外,可知,因機械密封腔處于高壓狀態,尚需考慮機械密封腔內介質的回流(腔內保持較低的壓力)。改進后的結構使機械密封腔處于吸入真空壓力下。由于吸入壓力較低,且進口介質處于較低溫度的流動狀態下,帶走了部分熱量,不需考慮機械密封發熱的問題。經試驗證明,圖3結構運行可靠合理。

    screw pump找杜工 2. 減小從動螺桿與螺桿襯套內孔的支承壓力 泵在高壓狀態下運行,螺桿承受的軸向力和徑向力都較大。軸向力可采用上述方法平衡。而徑向力對主動螺桿來說,由于從動螺桿對稱布置在兩邊,且同一軸截面的主動螺桿的兩個螺旋槽內的壓力相同,因此主動螺桿承受的徑向力趨于平衡,不會出現主動螺桿被推向螺桿襯套內孔的情況。然而,徑向力從動螺桿不存在自然平衡,從動螺螺桿泵軸封找杜工桿只有一側與主動螺桿嚙合,徑向力將從動螺桿推向襯套內孑L壁的一側。運行表明:螺桿襯套的磨損處正是徑向力作用的方向。

     顯然,從動螺桿受到的徑向力,是通過從動螺桿螺旋外圓表面作用于螺桿襯套內孔壁面的,即其螺旋外圓表面就是徑向力的支承面。由于對同一壓力,支承面的面積越大,則支承面承受排泵的徑向力壓強就越小。因此,高壓工況的泵,應采取適當擴大從動螺桿徑向力的支承面積,以減小其徑向力壓強,即采取較寬的螺旋外圓表面,較狹的螺旋槽,以減小襯套的單位面積磨損率。這意味著設計時需采取較小的從動螺桿軸截面齒形根圓所對的中心角α。

     雖然據現有設計理論,擺線嚙合三螺桿泵構成螺桿螺旋型面的幾何要素是固定不變的,圖4中從動螺桿螺旋橫截面的α角通常定為32°24’。但實際上,三螺桿泵螺桿工作長度部分的過流斷面面積僅與螺桿的節圓直徑d一有關,而與α角無關,即泵的理論流量與α角的大小無關

     3. 適當減小螺桿螺旋導程的大小 高壓工況下,要求螺桿嚙合的密封腔數較多,而密封腔的長度取決于螺桿螺旋的導程。若采用通常導程h=3/10dh的長導程,則高壓三螺桿泵的螺桿長度勢必很長,這樣不僅影響螺桿的精度與剛度,也影響提高泵體剛度所需要的緊湊結構。故采用較短導程的螺旋對高壓泵較為有利。但導程縮短,節圓直徑不變,會使流量下降;要保持流量不變,必須增大節圓直徑。更主要的是采用成型銑加工螺桿螺旋,導程縮短到一定程度,就會受到從動螺桿螺旋的齒形限制,加工時會發生干涉現象。通常的導程為h≥5/3dh。。若采用旋風切削方式加工螺旋型面,則可使h進一步縮短,筆者曾設計h=dn的產品,采用旋風切削加工。螺桿短而粗,從而降低了精度要求。當然這種加工方式不適宜于批量生產,因為生產效率較低。
 

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