|
| |
|
Главная Промышленность приняв р = 77° и Оо = 132°, вместо уравнения (141) получим d = 5,2/12. (142) Таким образом, используя уравнения (139) и (141) или (142), мы определяем всю геометрию качающегося узла, обеспечивающую заданные параметры насоса. Из рассмотрения процесса всасывания можно получить выражение для оценки давления на входе в насос, необходимого для обеспечения бескавитационной работы насоса. Проходное сечения окна на всасывании меняется, являясь функцией угла поворота вала. Мгновенный расход жидкости через окна: = vVKdA, (143) где ц, - коэффициент расхода; V - теоретическая скорость всасывания; Ло - текущее открытие окна. Текущее перемещение поршня h, соответствующее углу поворота вала а, как мы видели выше, равно: /г = Actgp(l -cosa). (144) Вычитая равенство (140) из уравнения (144), на.ходим Ло =-ctgP(cosao - cosa), (145) где а > ао. Считая давление в полости цилиндра в процессе всасывания постоянным, скорость всасываемого потока можем определить из равенства где Ар - перепад давления между внутренними полостями насоса и цилиндра; Y - удельный вес жидкости. Подставляя d и /г в уравнение (143) и выражая dt через угло- j, da вую скорость вала, т. е. dt = -, получаем следующее выра- жение: Ул/ 2я "do - ctg R (cos ац - cos a) = dQ. У у 2 со Полный объем цилиндра будет заполняться за время двойного хода hi, т. е. равенство расходов можно записать в виде nd /-- i/z, = n-i/ 2g- --ctgp [(coscto -cosa)da, 4 К у w J откуда получаем (и-ttg) COS а„ + sin ttg 1 - cos«(, Обозначая левую часть уравнения через f(ao) (см. рис. 207), найдем для перепада давления Ар выражение Ар > 7,2- 10 ,-13 (146) где do - в мм\ п - в об/мин. Ппинилтаем ао = 132°, [(ао) = 0,109. Тогда вместо неравенства (146) получаем Ap:°--lO-°ndl кГ/смК (147) 0,15 0,1 0,05 о 10 20 30 40 SOao Рис. 207. К расчету насоса Определенная величина Ар должна быть прибавлена к минимально допустимому давлению в полости цилиндров насоса. Согласно опытам минимальная величина давления до появления кавитации может быть принята равной 0,25- 0,3 кГ/см для насосов без гидравлической разгрузки плунжеров и 0,7 кГ/см для насосов с гидравлической разгрузкой плунжеров. Разница давлений объясняется тем, что при гидравлической разгрузке плунжеры имеют сквозные отверстия, питающие смазкой подпятники, которые не позволяют создавать в цилиндрах вакуум. Как видно из рис. 207, функция f (а) быстро измеряется с изменением угла а, а так как она входит в знаменатель выражения (146) в квадрате, то ясно, что она влияет на величину необходимого перепада давления на входе в цилиндры насоса. Чтобы избежать кавитации и не прибегать к большим давлениям подкачки или наддува в баке, угол ао следует выбирать меньше, но малые углы увеличат необходимый диаметр плунжеров, что вызовет увеличение габаритов насоса. Практически угол ао берется в пределах 130-135°, что обеспечивает достаточно компактную конструкцию и насосы при умеренных оборотах вала (до 4000 об/мин) работают без кавитации при отсутствии наддува в баке. Чтобы пользоваться уравнениями (146) и (147) для расчета величины Ар, надо знать, как изменяется коэффициент расхода на всасывании в функции от числа оборотов вала насоса. Мы его принимаем постоянным для всего процесса всасывания, в действительности он является переменным, зависящим от от- крытия окна, через которое происходит всасывание жидкости. Опыты показали, что коэффициент расхода имеет функциональную зависимость от числа оборотов: fi = fio +/%цП, (148) где Ро - постоянная составляющая коэффициента расхода для rt = 0; - коэффициент пропорциональности. Для насоса без гидравлической разгрузки поршней ц5= = 4,16-10~ и Ро = 0,35 0,350, а для поршней с гидравлической разгрузкой feu = 1,4-10"*. Эти коэффициенты действительны до п = 3500 4000 об/мин. При более высоких скоростях вращения вала насоса процесс работы усложняется как вследствие изменения условий заполнения полостей цилиндров, так и вследствие возникновения запаздывания посадки клапанов на седла, уменьшение подачи насоса начинается при давлениях на входе более высоких, чем это определяется по уравнениям (146) и (147). Граничные кривые кавитационных режимов работы насосов, построенные по уравнению (147), хорошо подтверждаются опытными данными. Расчет клапанов насоса На объемный к. п. д. насоса большое влияние оказывают клапаны, установленные на нагнетательной линии. Так как в насосе имеется только один клапан, то изолированное рассмотрение его работы имеет основание, чего нельзя сказать про насосы, имеющие клапаны на всасывающей и нагнетательной линиях. Запишем уравнения Вестфаля: /Sfi«y 2g = f-/A, (149) где / - периметр клапана, по которому происходит истечение жидкости из-под него; S - высота подъема клапана; р„ - коэффициент расхода клапана; Ар - перепад давления на клапане; V, F - площадь и скорость плунжера; /к, Vk - площадь и скорость клапана. Так как t)„ = = (О -, то вместо уравнения (149) dt da, имеем 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 [ 123 ] 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162 |
