ВИНТОВОЙ ГЕРОТОРНЫЙ НАСОС С КОМПЕНСИРОВАННЫМ ТОРСИОНОМ

Изобретение относится к героторным эксцентричным винтовым насосам объемного типа, предназначенным для перекачки газожидкостных смесей широкого спектра вязкости.
Известна конструкция винтового насоса (см. патент США №3216768 от 09.11.1965 г.), выбранная нами в качестве аналога, в которой узел, воспринимающий осевую нагрузку и передающий крутящий момент, выполнен в виде шарнирно-пальцевого карданного вала, со стороны шпинделя размещенного внутри полого приводного вала с закреплением полумуфты карданного вала в зоне подшипникового узла приводного вала шпинделя. Данная схема размещения карданного вала позволяет уменьшить длину конструкции в целом, существенно снизить нагрузки на конце приводного вала шпинделя с сальниковым уплотнением. Однако, данная конструкция имеет существенное ограничение (до 5 КВт) по передаваемой гидравлической мощности, поскольку вся осевая нагрузка передается через тонкостенные втулки шарнира и пальцы, работающие на срез, изгиб и подвергающиеся циклически меняющейся нагрузке.
Указанный недостаток частично устранен в конструкции винтового героторного насоса (см. Патент Российской федерации №58150 от 26.05.2006 г.), выбранной нами в качестве прототипа, включающей корпус насоса с сальниковым или торцевым уплотнением, винтовую насосную секцию, шпиндель, а также узел, передающий крутящий момент и воспринимающий осевую и радиальную нагрузки, расположенный внутри полого приводного вала шпинделя и выполненный в виде торсионного или торсионно-шарнирного соединения с конусами, лапками и уплотнительными элементами.
Данная конструкция героторного винтового насоса, обладая сравнительно большой гидравлической мощностью (~40 КВт), удобна в эксплуатации, поскольку позволяет быстро производить замену винтовой секции и торсиона.
Однако, дальнейшее увеличение гидравлической мощности данной конструкции сопровождается резким ростом уровня вибраций насосной секции, приводящим к быстрому износу и разрушению узлов конструкции.
Целью настоящей полезной модели является повышение гидравлической мощности винтового героторного насоса, снижение уровня вибраций, и увеличение срока его эксплуатации.
Цель достигается за счет того, что торсион с расположенным зеркально симметрично по оси относительно него вспомогательным упругим валом жестко заделаны в середине полого сбалансированного ротора, а второй конец вспомогательного вала зафиксирован в подшипниковом узле, размещенным на оси статора. Длина, диаметр и материал вспомогательного вала подобраны так, чтобы поперечный момент сил, с которым он действует на ротор, компенсировал момент сил, действующий на ротор со стороны торсиона, будучи равным последнему по величине и противоположным по знаку. Поскольку поперечные силы, действующие на ротор, скомпенсированы упругой реакцией со стороны резиновой обкладки статора, а поперечный момент силы, вносимый системой торсион - вспомогательный вал, равен нулю, то по отношению к центробежным силам, возникающим при вращении ротора, последний находится в состоянии безразличного равновесия, совершая расчетное героторное движение и не приводя к росту уровня вибраций сверх расчетного.
Предлагаемая полезная модель снимает ограничения, присущие аналогу и прототипу и позволяет существенно увеличить гидравлическую мощность и снизить уровень вибраций героторного винтового насоса.
На фиг.1 показана принципиальная схема предлагаемого героторного винтового насоса с компенсированным торсионом. На фиг.2 показана схема заделки торсиона и вспомогательного упругого вала в роторе насоса. На фиг.3 условно показана схема сил и моментов сил, действующих на ротор, находящийся в упругой среде со смещением на величину эксцентриситета.
Винтовой героторный насос с компенсированным торсионом, описываемый в полезной модели (фиг.1), состоит из винтовой насосной секции со статором 1, с резиновой обкладкой 2, ротора 3, входного коллектора 4, сопряженного со шпинделем 5 с полым приводным валом 6 и винтовой насосной секцией 1. Полый приводной вал шпинделя гермитизирован от входного коллектора торцевым или сальниковым уплотнением 7. Осевая и радиальная нагрузки, действующие на приводной вал со стороны торсиона 8, воспринимаются подшипниковым узлом 9 шпинделя. Конус торсиона зафиксирован в коническом гнезде приводного вала в зоне подшипникового узла 9 за счет трения, дополнительно усиливающегося при работе насоса большими осевыми нагрузками, воспринимаемыми торсионом. Второй конус 10 торсиона также с помощью трения зафиксирован в коническом гнезде в середине полого ротора (фиг.2) и резьбовым соединением 11 сопряжен с вспомогательным упругим валом 12, хвостовик 13 (фиг.1) которого размещен в глухом гнезде вала 14 подшипникового узла 15 вспомогательного вала. Хвостовик зафиксирован в радиальном направлении и имеет возможность перемещаться в осевом. Подшипниковый узел вспомогательного вала соединен с выходным коллектором 16, который соединен с насосной секцией 1. Число зубьев обкладки статора на единицу больше, чем у ротора, так что при вращении ротора образуются полости, перемещающиеся от входного коллектора к выходному.
Насос приводится в действие приложением крутящего момента к приводному валу шпинделя. Торсион передает крутящий момент ротору, при вращении которого происходит заполнение образующихся полостей перекачиваемой средой с последующим ее переносом к выходному коллектору. Вспомогательный упругий вал, компенсируя поперечный упругий момент, действующий на ротор со стороны торсиона, стабилизирует нормальное героторное движение ротора.
Для того, чтобы полости сохраняли герметичность при работе насоса, ротор в обкладке статора размещен с некоторым расчетным натягом. Наличие натяга приводит к возникновению упругой радиальной компоненты силы, действующей на ротор со стороны обкладки статора, распределенной вдоль оси ротора по гармоническому закону [Балденко Д.Ф. Одновинтовые гидравлические машины: монография. В 2-х т.: Т1: Одновинтовые насосы / Д.Ф.Балденко, Ф.Д.Балденко, А.Н.Гноевых; ИРЦ Газпром. - М., 2005. - 488 стр.]. Известно, что среднее значение гармонической функции на любом интервале аргумента, кратном периоду, равно нулю. Поэтому надлежащим выбором соотношения между длиной ротора, шагом зуба и числом зубьев статора (ротора) можно исключить появление периодической (по оси ротора и по углу) радиальной силы, обусловленной взаимодействием зубьев статора и ротора. Соединение ротора с приводным валом шпинделя посредством торсиона с жесткой заделкой его конца в роторе приводит к возникновению дополнительной радиальной силы, обусловленной упругостью торсиона и смещением оси ротора на величину эксцентриситета. Кроме того, дополнительную радиальную силу создает разложение вдоль оси торсиона осевой силы на радиальную и осевую компоненты вследствие косозубого зацепления ротора и статора и гидростатического давления на ротор со стороны выходного коллектора и эксцентричного расположения конца торсиона при работе насоса. Вследствие жесткой заделки торсион воздействует на ротор с некоторым моментом силы М. Дополнительный момент силы может также возникать вследствие упругой реакции обкладки статора при нецентральной заделке торсиона. На фиг.3 условно показаны равнодействующая сил F и момент сил, действующий со стороны торсиона. Равнодействующая сил может быть приложена в любой точке оси ротора на расстоянии  от центра ротора, где -1≤β≤1, l - длина ротора.
x
x
Наличие нецентральной сосредоточенной силы, действующей с одного конца ротора, приводит к тому, что ротор занимает положение, отличающееся от начального углом φ. Поместим начало декартовой системы координат в точку пересечения начальной (оси статора) и новой, соответствующей углу φ, осей (фиг.3). Ось z направим вдоль нового положения оси ротора и будем считать, что сосредоточенная сила имеет одну компоненту f=-f.Распределенную реакцию упругой обкладки статора представим в виде g(z)=kφz, где k - некоторый коэффициент.
а
Будем считать, что сосредоточенная сила может быть приложена к любой точке оси ротора на расстоянии от центра ротора, где -1≤β≤1, l - длина ротора. Расстояние от начала координат до центра ротора обозначим буквой .
Записав в выбранной системе отсчета баланс сил и моментов сил, найдем, что ему соответствуют
,
.
а
а
а
Полученные значения  и φ соответствуют статическому положению ротора в упругой обкладке. В динамике  будет убывать, а φ - увеличиваться, что и обозначает рост вибраций в насосной секции и деформации упругой обкладки статора сверх расчетных, особенно у краев статора. Расчетному (проектному) положению ротора соответствуют =∞ и φ=0, откуда
.
Приведенные выше условия будут выполняться всегда, если М=0 β=0. Поскольку вспомогательный вал не несет осевой нагрузки, его размеры могут быть оптимизированы с целью уменьшения размеров конструкции насоса. Известно [Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Теоретическая физика. - Издание 5-е, стереотипное. - 2007 Т. VII. Теория упругости. - 264 с.], что упругий момент силы, создаваемый цилиндрическим стержнем диаметром d и длиной L, есть , где Е - модуль упругости материала стержня;  - момент инерции сечения стержня; R - радиус кривизны стержня. Можно показать, что для торсиона с учетом эксцентриситета и жесткой заделки .
Приравняв упругие моменты торсиона и вспомогательного вала, после простых преобразований найдем:
,
B
B
B
T
T
T
где d, L, Е- соответственно диаметр, длина и модуль упругости материала вспомогательного вала; d, L, Е - то же для торсиона. Выбрав размеры вспомогательного вала в соответствии с данной формулой, удовлетворим условию М=0, не увеличивая существенно размеры конструкции насоса.
Таким образом, шарнирная заделка торсиона в центре ротора или компенсация упругого поперечного момента сил торсиона с помощью вспомогательного упругого вала единственно приемлемы при создании героторных винтовых насосов повышенной гидравлической мощности. В простейшем случае заявленный технический результат может быть достигнут путем использования вспомогательного упругого вала, изготовленного из того же материала, что и торсион и имеющего те же диаметр и длину.