Вопрос 1.9. Мощность и кпд поршневого насоса. Определение мощности привода.

Для определения мощности приводного двигателя необходимо учесть КПД насоса, равный:

= / N

КПД насоса определяется произведением механического КПД на гидравлический.

Гидравлический КПД определяется как:

,

где - манометрический напор;

- индикаторный напор. Механический КПД может быть представлен в виде:

где - КПД подшипников валов (0,98. ..0,99);

- КПД зубчатой передачи (0,98...0,99);

- КПД кривошипно-шатунного механизма (0,95);

- КПД поршней и сальников (0,92).

Таким образом, мощность, необходимая для приведения насоса в действие:

,

где Q - фактическая подача насоса; H - полная высота подъема жидкости.

-20-

Двигатель насоса необходимо выбирать с учетом возможных пе­регрузок, а также КПД передачи :

, (1.13)

где - коэффициент запаса (для больших насосов = 1...1,15, для малых насосов

= 1,2...1,5);

- КПД передачи между двигателем и насосом ( для клиноре-менной передачи он равен 0,92 и для цепной - 0,98).

Вопрос 1.10. Определение усилий на основные детали поршневых насосов

Гидравлическую часть насоса рассчитывают на прочность по дав­лению опрессовки, а механическую - по усилиям, действующим в его элементах при наибольшем крутящем моменте, развиваемом привод­ным двигателем.

Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем максималь­ное, развиваемое насосом. Гидравлическая часть насоса должна быть рассчитана таким образом, чтобы при закупорке напорной линии и несрабатывании предохранительного клапана произошла останов­ка двигателя, а не поломка насоса.

Клапанные коробки и цилиндры рассчитывают на прочность по формуле:

, (1.14)

Где p - давление опрессовки;

[ ] - допустимые напряжения растяжения.

Шпильки, крепящие крышки цилиндров, рассчитывают с учетом предварительной затяжки, обеспечивающей герметичность стыка. Шток рассчитывается на растяжение - сжатие. Кроме этого шток проверяется на устойчивость. Для определения критического усилия на шток используют формулу Эйлера:

= , (1.15)

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

l-действительная длина стержня; Е- модуль упругости первого рода; I- момент инерции сечения.

-21-

Детали кривошипно-шатунной группы рассчитывают общепри­нятыми методами на полную долговечность насоса. Силы, действую­щие в кривошипно-шатунной группе (рис. 1.7)., определяют следую­щим образом.

Сила, действующая вдоль шатуна,

S = , (1.16)

где Р - усилие, действующее на шток; G - массы ползуна и 1/3 шатуна; f- коэффициент трения ползуна о направляющие. Максимальное усилие достигается при максимальном угле ; так как у большинства насосов r/l = 0,2, соответственно = 0,98, то для упрощения расчета можно принять:

S=P+G f.

Палец воспринимает силу S, которую можно разложить на тан­генциальную силу Т, направленную касательно к окружности, и нор­мальную силу N, воспринимаемую валом кривошипа.

Пренебрегая углом β ввиду его малости, получим:

,

т.е. тангенциальное усилие изменяется по синусоидальной зави­симости. Полученную формулу применяют для расчета одноцилин­дровых насосов.

Для многоцилиндровых насосов тангенциальная сила может быть найдена графически, сложением графиков, характеризующих изме­нение тангенциальных сил, полученных для каждого цилиндра с уче­том их сдвига по фазе.

-22-