16 Неравномерность подачи

Неравномерность подачи характеризуется коэффициентом

s=(Qmax-Qmin)/Qи

для нечетного числа поршней

• = 1,25/z2;

для четного числа поршней

s = 5/z2

17 Компенсаторы

фаза 1 - Qср=Qн + Qк

фаза 2 - Qср=Qн - Qк

фаза 3 - Qср=Qн + Qк

а – диафрагменный тупиковый с перфорированной трубкой;

б – диафрагменный шаровой;

в – диафрагменный проточный;

г – тупиковый клапанный

18. Индикаторная диаграмма

Площадь диаграммы пропорциональна работе поршня, совершенной за один двойной ход.

Разность средних давлений – среднее индикаторное давление

ринд=fинд/(хинд*аинд)

где fинд, хинд – площадь и длина индикаторной диаграммы, аинд – вертикальный масштаб. Горизонтальный масштаб не требуется

*Индикаторная мощность, затрачиваемая в рабочей камере

Nинд= риндSпhn

*Индикаторная работа

Аинд=(р2ср-р1ср)Sпh

Общая индикаторная мощность многокамерного насоса

где lинд - удельная индикаторная работа;

rQиaн - массовый расход жидкости (вместе с утечками);

aн - коэффициент наполнения насоса.

*Индикаторный к. п. д.

где Nп, р, Q - полезная мощность, давление и подача насоса;

- гидравлический к. п. д.

Мощность насоса

(N = Nинд + Nм).

Механический к. п. д.

hм = Nинд/N

К. п. д. насоса

19 Диагностика неисправностей

1 — вместе с жидкостью по линии а сжимается воздух

2 — в рабочей камере вследствие неправильной конструкции образуется газовый мешок

3 — запаздывание с посадкой всасывающего клапана

4 — запаздывание с закрытием нагнетательного клапана

5, 6 — неплотность клапанов.

7 — насос работает без пневмокомпенсаторов или при их неэффективном действии

8 — жидкость неравномерно подходит к насосу при давлении выше атмосферного

20 Расчет насоса

Определение мощности приводного двигателя

КПД насоса

где Nп, Вт – полезная мощность

Nп=HнrgQн= рнQн

hн=hгhоhм

hм=h1h2h3h4

h1 – КПД подшипников валов (0,98…0,99),

h2 – КПД зубчатой передачи (0,98…0,99),

h3 – КПД кривошипно-шатунного механизма (0,95),

h4 – КПД поршней и уплотнений (0,92).мощность, необходимая для приведения насоса в действие

N=Nп/hн= HнrgQн/hн

*Выбор двигателя для насоса

выбирается с учетом возможных перегрузок, а также КПД передачи hп

Nдв=jN/hп

j - коэффициент запаса

(для больших насосов он равен 1,1…1,5, для малых – 1,2…1,5);

hп – КПД передачи между двигателем и насосом

(для клиноременной передачи – 0,92, для цепной – 0,98).

Наибольший крутящий момент,

развиваемый приводным двигателем,

М=Мд.max/ihп

Мд.max – максимальный момент, развиваемый приводным двигателем;

i – передаточное отношение передачи.

Основные размеры гидравлической части насоса

для насосов одностороннего действия

Vцо=khSп=khpD2/4

для насосов двухстороннего действия

Vцд=kh(2Sп – Sш) =

k – число цилиндров насоса;

h – ход поршня (обычно задается на основании анализа существующих конструкций)

Максимальные диаметры поршней Dmax для наибольшей подачи Qн max

для насосов одностороннего действия

для насосов двухстороннего действия

kг – геометрический коэффициент (для трехпоршневого насоса одностороннего действия равен 25,46, для двухпоршневого насоса двухстороннего действия – 19,1)

a - коэффициент подачи (отношение действительной подачи к идеальной). Для расчетов коэффициент подачи принимают равным 0,9.

Длина цилиндровой втулки

l=h+lп+Dl

lп – длина поршня

Dl – запас длины

(запас длины цилиндровой втулки 30…50 мм используется для заходной фаски, а также для подтягивания изношенного уплотнения и компенсации возможного удлинения штока при неполном свинчивании его составных частей).

Расчет клапанных коробок и цилиндров на прочность

р – давление опрессовки,

[s] – допустимые напряжения растяжения

Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем максимальное развиваемое насосом.

Диаметр штока поршня определяют из расчета на прочность и приводят в соответствие со значениями ряда.

[s] – допустимое напряжение,

s - фактическое напряжение,

Pmax – максимальное усилие, действующее на шток.

При определении Pmax необходимо учитывать силы трения в уплотнениях штока и поршня

*Определение критического усилия Ркр на шток используя формулу Эйлера

m - коэффициент приведенной длины, принимается равным 0,5 в предположении, что оба конца штока защемлены;

l – действительная длина стержня;

Е – модуль упругости;

I – момент инерции сечения, I=(pd4)/64.

Диаметр клапана

рассчитывается по площади проходного сечения, необходимой для перемещения жидкости с заданной скоростью.

При полном открытии клапана площадь проходного сечения у горловины конического седла

Sпр=pdклhmaxsina

dкл – диаметр горловины седла клапана;

a - угол между образующей и осью конуса.

По условию неразрывности потока жидкости,

вытесняемой из одной рабочей камеры

Sпrw= Sпрv

v – условная средняя скорость потока жидкости в проходном сечении горловины клапана.

Диаметр клапана

dкл=Sпrw/pvmaxhmax sina