5.2 Идеальная и действительная подача поршневых насосов

Предположим, что поршень движется с некоторой средней скоростью. Тогда объем жидкости, вытесняемый поршнем в единицу времени, будет представлять собой идеальную подачу насоса (среднюю подачу).

Обозначим: площадь поршня - F, площадь сечения штока - f, длину хода поршня S,число двойных ходов поршня в единицу времени п. Представим характерные конструктивные схемы гидравлической части однопоршневых насосов с их идеальными подачами в таблице 6.1

Из таблицы, 5.1 следует, что идеальная подача однопоршневых насосов равна

,

где V - объем рабочей камеры.

Для насоса одностороннего действия рабочая камера имеет объем

V=FS, а для насоса двухстороннего действия.

Для многоцилиндрового насоса (число цилиндров - z), идеальная подача составит

.

Действительная подача насоса всегда меньше идеальной, подсчитанной без учета утечек жидкости через неплотности в цилиндре, несвоевременной работы клапанов, попадания воздуха вместе с перекачиваемой жидкостью и некоторыми другими причинами.

Таблица 5.1

Наименование насоса	Конструктивная схема	Объем, вытесняемый за ход		Подача в 1 с	Приме-чание
Одно-поршневой одностороннего действия			0
Одно-поршневой дифференциаль-ного действия
Одно-поршневой двойного действия

Чтобы учесть все эти факторы, вводится коэффициент подачи (иногда его называют объемным):

,

где - коэффициент утечек,

- коэффициент наполнения.

Величина коэффициента подачи зависит:

а) от запаздывания открытия и закрытия нагнетательных и всасывающих клапанов;

б) неплотности сальников, уплотняющих штоки, уплотнений поршней, клапанов;

в) несоответствия числа пар ходов насоса расчетным и монтажным данным (размерам клапанов, высоте всасывания и др.);

г) выделения паров при несоответствии давления всасывания и физических свойств жидкости, что ведет к уменьшению объема всасываемой жидкости.

Если первые три пункта ведут к снижению коэффициента утечек, то последний сильно влияет на коэффициент наполнения.

Коэффициенты подачи обычно находятся в пределах

(малые насосы – 0,85, большие - 0,90,98), т.е. зависят от размеров гидравлической части насосов.

5.3 Закон движения поршня приводного насоса

Для представления о том, как меняется подача насоса по длине хода поршня, надо знать закономерности изменения скорости движения поршня. Рассмотрим схему поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом, представленную на рисунке 5.11.

Рисунок 5.11

Вал кривошипа длиной 2 приводится во вращение от двигателя, и точка а соединения кривошипа с шатуном длиной l вращается по окружности радиуса r с постоянной угловой скоростью . – положение крейцкопфа в крайнем левом положении,– текущее положение крейцкопфа.

При повороте вала на угол крейцкопф, а вместе с ним и поршень со штоком, проходит путь .

Из рисунка 6.11 очевидно, что путь х равен

.

Большинство насосов имеют длину шатуна, значительно превышающую радиус кривошипа . Так, например, буровые насосы, насосы для добычи нефти имеют, следовательно , поэтому с небольшой степенью погрешности принимаем.

Путь, проходимый поршнем, будет равен . Тогда его скорость составит

,

а ускорение

.

На рисунках 5.12 и 5.13 представлены графики изменения скорости и ускорения.

Рисунок 5.12 Рисунок 5.13

Из графиков видно, что скорость и ускорение движения поршня - величины переменные, скорость изменяется по синусоиде; в точках перемены направления движения поршня (мертвые точки) скорость равна нулю, а в середине хода - максимальная. Ускорение изменяется по косинусоиде, причем в мертвых точках оно достигает максимума.

Разрыв косинусоид ускорения указывает на то, что в начале хода от 0 до имеет место разгон поршня, а в конце хода отдозамедление движения поршня. То же самое повторяется и при обратном ходе поршня.