一种高压重载双螺杆泵的制作方法

本发明属于双螺杆泵技术领域，尤其涉及一种高压重载双螺杆泵。

背景技术：

目前国内外市场上的常规通用的双螺杆泵，设计的工作压力极限是4.0mpa；个别案例在工作压力小于5.0mpa，粘度比较高的应用场合通过调整结构布局有个别应用案例。但成系列的，在低粘度，高粘度应用工况都可以使用的，工作压力介于4mpa–10mpa的解决方案还没有。由于高压系列泵是用于高压重载工况，需要有特殊结构的泵体，承压设计为最大工作压力的1.5倍，即设计压力需要达到15mpa，但目前通用泵体承压设计为6mpa，因此，需要设计一种高压重载双螺杆泵来满足高压重载工况。

由于是高压重载工况，即进出口间存在高压差，该工作压力作用在两端支撑的转子上，就要解决轴系承载问题，来提高轴系的承载能力，降低挠度，避免转子在重载工况下受力变形过大造成定子转子之间接触抱死，导致泵失效，无法工作。此外，转子核心零部件螺旋套的设计制造需要有足够多的独立的密封腔室，以便满足逐级增压并满足使用工况要求的高压重载工况。但是，为了提高轴系承载能力，两端支撑的轴间距需要尽可能小，而为了有更多的独立密封腔室，需要更长的螺旋套长度；这个矛盾需要合理优化解决；这就要求高压泵螺旋套需要在更短的长度内，需要有更多的独立的密封圈，意味着螺旋套需要加工深槽，乍槽，这种结构的螺旋槽加工难度极大，就需要用到特殊的价格设备，加工工艺和加工方法。为了满足泵的正常工作及保证合理的工作效率，转子和定子之间也需要选择合理的配合间隙以便保证泵安全可靠运行及合理的泵送效率。配合间隙选择小了，风险是重载工况下造成的转子变形容易有抱死风险；配合间隙选择大的话，由于高压差容易形成高的内部回流，严重影响泵的工作效率。由于是重载高压的工况，还需要解决两端轴承及非驱动端同步齿轮的承载受力问题，解决有效润滑冷却问题，以便保证合理的使用寿命。以上提到的问题均是高压重载泵需要解决的核心问题。

技术实现要素：

为了解决上述技术问题，本发明提供了一种高压重载双螺杆泵，从泵体承压设计，轴系受力设计，螺旋套独立密封腔室计算，合理的配合间隙选择及传动机构的润滑冷却等组合解决方案，保证本发明能适用于高压重载的应用工况。

本发明采用以下技术方案：

一种高压重载双螺杆泵，包括泵体，平行设置于泵体内的主动轴和从动轴，主动轴与从动轴上均设有左旋螺旋套、右旋螺旋套，主动轴与从动轴通过轴承组件安装在泵体上，所述泵体与主动轴、从动轴间设有可更换的衬套，所述衬套与主动轴、从动轴上的左旋螺旋套、右旋螺旋套相互啮合传动形成若干个独立密封腔室；所述螺旋套安装处轴径d与主动轴、从动轴两端轴承支持间距l2的比值k1为0.125-0.135；所述螺旋套安装处轴径d与螺旋套外圆直径dk的比值k2为0.37-0.40；所述螺旋套外圆直径dk与螺旋套长度l1的比值k3为1.37-1.50；所述螺旋套长度l1与主动轴、从动轴两端轴承支持间距l2的比值k4为0.23-0.24；所述主动轴、从动轴的中心距z与螺旋套外圆直径dk的比值k5为0.74-0.75。为了解决轴系承载问题本发明对主动轴、从动轴系径向承载进行轴系受力设计，主动轴和从动轴通过两端轴承支持，可以按两端支撑的简支梁核算中部最大挠度，跨间等间距布置两个相等的集中荷载下的最大挠度在梁的跨中，其计算公式为：ymax＝6.81pl^3/(384ei)；其中，ymax为简支梁跨中的最大挠度(mm)；p为各个集中荷载标准值之和(kn)；l为简支梁两个支点之间的间距，及主动轴/从动轴两端轴承支持间距l2；e为钢的弹性模量,对于工程用结构钢，e＝2100000n/mm^2；i为钢的截面惯矩，可在型钢表中查得(mm^4)；从以上公式可以看出，在规定规格型号的泵最大载荷p为设定最大值常量的情况下，需要降低主动轴、从动轴挠度，即减小其弹性变形，可以减小轴承之间的间距，即减小l值，e为钢的弹性模量，选取合适材质的高弹性模量的轴料；增加轴的截面惯矩，及增加轴的直径。

所述轴承组件外置泵体上，所述轴承组件包括安装在泵体非驱动端的后轴承座和圆柱滚子轴承、以及安装在泵体驱动端的前轴承座、圆柱滚子轴承和深沟球轴承；所述驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑；关于传动件如驱动端及非驱动端轴承承载问题，本发明驱动端区别于通用螺杆泵，除了采用深沟球轴承之外还选用了圆柱滚子轴承，这样的设计依据是，深沟球轴承除了承担径向载荷之后还需要承担轴向载荷，用于平衡同步齿轮为斜齿轮，传动时产生的轴向力。但单列深沟球轴承径向载荷承载能力有限，需要配套圆柱滚子轴承用以承担高压重载产生的径向载荷。非驱动端选用的是圆柱滚子轴承，主要承载径向载荷即可，轴向载荷在驱动端深沟球轴承已经解决。驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑；关于轴承及同步齿轮的冷却方案，常规双螺杆泵驱动端一般采用润滑脂润滑，非驱动端采用润滑油润滑。本发明高压重载螺杆泵驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑。

所述前轴承座连接润滑油箱，所述后轴承座连接齿轮箱，所述润滑油箱外表面设有散热筋板；润滑油箱外表面增加了散热筋板，增加了表面散热面积，有利于更快散热；驱动端通过前轴承座连接的润滑油箱中的润滑油润滑，非驱动端通过后轴承座连接的齿轮箱中的润滑油润滑后端轴承及同步齿轮。润滑油箱选用特殊加大容积的结构，并采取增加冷却叶片，增加表面冷却面积的方法散热，以便保证高压重载工况，传动件间产生的热量能及时散出，避免出现高温过载。

所述衬套与左旋螺旋套、右旋螺旋套之间为间隙配合，所述衬套与左旋螺旋套、右旋螺旋套之间的配合间隙为c，c＝0.012*dk^0.5，dk为螺旋套外圆直径；泵的规格型号，材质组合，安装位置，输送介质温度，粘度范围等都会影响配合间隙的选择；配合间隙c需要比标准间隙加大的场合主要有以下几种：主动轴、从动轴和螺旋套之间为钢或不锈钢的材质组合；输送介质温度高的工况；输送介质粘度高的工况；长轴泵结构。

所述泵体采用压力容器钢材astm633焊接制成，所述泵体板材厚度为25-40mm，两侧端面挡板厚度为60-90mm；该泵体承压设计可使泵体承受的工作压力为15mpa。

所述独立密封腔室的数量k由螺旋套长度l1和螺旋套导程t决定；若螺旋套为单头螺旋套时，独立密封腔室的数量k＝l1/t-0.5；若螺旋套为双头螺旋套时，独立密封腔室的数量k＝2*(l1/t-0.75)；完整的独立密封腔室是指k取整之后大于等于1的，小于1的部分不算完整独立密封腔室。

所述独立密封腔室的数量k为2-6，k为正整数；1个完整的独立密封腔室根据介质粘度不同，能建立的压力极限为(2.0-2.2mpa)；因此需要满足应用工况在4.0mpa-10.0mpa的高压重载泵，不管选用单头或双头螺旋套，独立密封腔室k至少大于等于2，取值根据工况要求，独立密封腔室数量必须大于等于泵工作极限压差除以每个密封腔室的压差取整之后的数值，独立密封腔室的数量k可以在2–6之间选取。

所述前轴承座、后轴承座均采用紧凑型重载轴承座。

本发明的有益效果：

本发明泵体采用加厚焊接重载结构，以便于泵体能够承受高压重载工况；主动轴及从动轴比较于通用结构，选用加粗结构重载轴系布局；螺旋套长度和直径比值比通用泵小，两侧轴承之间的间距缩小，提高轴系的刚度，减低挠度，以便保证主动轴、从动轴及螺旋套不会在重载工况下由于轴变形造成主动轴、从动轴与螺旋套之间接触或抱死失效。针对重载的极端工况，选择特殊结构的轴承布局及轴承和同步齿轮的润滑和冷却结构，使得这种结构的泵能适合高压重载工况使用。

附图说明

图1为本发明高压重载双螺杆泵俯视剖面图

图2为本发明高压重载双螺杆泵主动轴、从动轴结构示意图。

图3为本发明高压重载双螺杆泵单头螺旋套结构示意图。

图4为本发明高压重载双螺杆泵双头螺旋套结构示意图。

图5为本发明高压重载双螺杆泵主视图。

图6为本发明高压重载双螺杆泵侧视图。

图7为本发明高压重载双螺杆泵左侧图。

具体实施方式

如图1-图7所示，本发明公开了一种高压重载双螺杆泵，包括泵体1，平行设置于泵体1内的主动轴5和从动轴6，主动轴5与从动轴6上均设有左旋螺旋套7、右旋螺旋套8，主动轴5与从动轴6通过轴承组件安装在泵体1上，所述泵体1与主动轴5、从动轴6间设有可更换的衬套9，所述衬套9与主动轴5、从动轴6上的左旋螺旋套7、右旋螺旋套8相互啮合传动形成若干个独立密封腔室；所述螺旋套安装处轴径d与主动轴5、从动轴6两端轴承支持间距l2的比值k1为0.125-0.135；所述螺旋套安装处轴径d与螺旋套外圆直径dk的比值k2为0.37-0.40；所述螺旋套外圆直径dk与螺旋套长度l1的比值k3为1.37-1.50；所述螺旋套长度l1与主动轴5、从动轴6两端轴承支持间距l2的比值k4为0.23-0.24；所述主动轴5、从动轴6的中心距z与螺旋套外圆直径dk的比值k5为0.74-0.75。为了解决轴系承载问题本发明对主动轴5、从动轴6轴系径向承载进行轴系受力设计，主动轴5和从动轴6通过两端轴承支持，可以按两端支撑的简支梁核算中部最大挠度，跨间等间距布置两个相等的集中荷载下的最大挠度在梁的跨中，其计算公式为：ymax＝6.81pl^3/(384ei)；其中，ymax为简支梁跨中的最大挠度(mm)；p为各个集中荷载标准值之和(kn)；l为简支梁两个支点之间的间距，及主动轴/从动轴两端轴承支持间距l2；e为钢的弹性模量,对于工程用结构钢，e＝2100000n/mm^2；i为钢的截面惯矩，可在型钢表中查得(mm^4)；从以上公式可以看出，在规定规格型号的泵最大载荷p为设定最大值常量的情况下，需要降低主动轴、从动轴挠度，即减小其弹性变形，可以减小轴承之间的间距，即减小l值，e为钢的弹性模量，选取合适材质的高弹性模量的轴料；增加轴的截面惯矩，及增加轴的直径。所述轴承组件外置泵体1上，所述轴承组件包括安装在泵体1非驱动端的后轴承座3和圆柱滚子轴承11、以及安装在泵体1驱动端的前轴承座2、圆柱滚子轴承11和深沟球轴承10；所述驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑；关于传动件如驱动端及非驱动端轴承承载问题，本发明驱动端区别于通用螺杆泵，除了采用深沟球轴承10之外还选用了圆柱滚子轴承11，这样的设计依据是，深沟球轴承10除了承担径向载荷之后还需要承担轴向载荷，用于平衡同步齿轮为斜齿轮，传动时产生的轴向力。但单列深沟球轴承10径向载荷承载能力有限，需要配套圆柱滚子轴承11用以承担高压重载产生的径向载荷。非驱动端选用的是圆柱滚子轴承11，主要承载径向载荷即可，轴向载荷在驱动端深沟球轴承已经解决。驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑；关于轴承及同步齿轮的冷却方案，常规双螺杆泵驱动端一般采用润滑脂润滑，非驱动端采用润滑油润滑。本发明高压重载螺杆泵驱动端和非驱动端均采用润滑油润滑。所述前轴承座2连接润滑油箱，所述后轴承座3连接齿轮箱4，所述润滑油箱外表面设有散热筋板；润滑油箱外表面增加了散热筋板，增加了表面散热面积，有利于更快散热；驱动端通过前轴承座2连接的润滑油箱中的润滑油润滑，非驱动端通过后轴承座3连接的齿轮箱4中的润滑油润滑后端轴承及同步齿轮。润滑油箱选用特殊加大容积的结构，并采取增加冷却叶片，增加表面冷却面积的方法散热，以便保证高压重载工况，传动件间产生的热量能及时散出，避免出现高温过载。所述衬套9与左旋螺旋套7、右旋螺旋套8之间为间隙配合，所述衬套9与左旋螺旋套7、右旋螺旋套8之间的配合间隙为c，c＝0.012*dk^0.5，dk为螺旋套外圆直径；泵的规格型号，材质组合，安装位置，输送介质温度，粘度范围等都会影响配合间隙的选择；配合间隙c需要比标准间隙加大的场合主要有以下几种：主动轴、从动轴和螺旋套之间为钢或不锈钢的材质组合；输送介质温度高的工况；输送介质粘度高的工况；长轴泵结构。所述泵体1采用压力容器钢材astm633焊接制成，所述泵体1板材厚度为25-40mm，两侧端面挡板厚度为60-90mm；该泵体1承压设计可使泵体1承受的工作压力为15mpa。所述独立密封腔室的数量k由螺旋套长度l1和螺旋套导程t决定；若螺旋套为单头螺旋套时，独立密封腔室的数量k＝l1/t-0.5；若螺旋套为双头螺旋套时，独立密封腔室的数量k＝2*(l1/t-0.75)；完整的独立密封腔室是指k取整之后大于等于1的，小于1的部分不算完整独立密封腔室。所述独立密封腔室的数量k为2-6，k为正整数；1个完整的独立密封腔室根据介质粘度不同，能建立的压力极限为(2.0-2.2mpa)；因此需要满足应用工况在4.0mpa-10.0mpa的高压重载泵，不管选用单头或双头螺旋套，独立密封腔室k至少大于等于2，取值根据工况要求，独立密封腔室数量必须大于等于泵工作极限压差除以每个密封腔室的压差取整之后的数值，独立密封腔室的数量k可以在2–6之间选取。所述前轴承座2、后轴承座3均采用紧凑型重载轴承座。