НИИ аб, представляет собой то количество жидкости, кото*! рое в период всасывания должно быть взято из воздушного] колпака. Но это количество равно ик-макс-&мин. Вели-1 чина Ик определяется построением синусоиды всасывания,] планиметрированием ее и построением равновеликого с\ нею прямоугольника оабв.

Если Vk определено указанным путем, то по формуле (8.10) можно определить средний объем воздуха в колпаке при заданной степени неравномерности его:

Vcp = vJ8. (8.11)

Аналогично можно рассмотреть работу напорного воздушного колпака для любых насосов и при любом количестве цилиндров.

Для колпаков на напорном разветвленном трубопроводе полагают 6=0,02 и даже меньше, а ллц колпаков на всасывающих трубопроводах 6=0,04-0,05.

Произведя построение диаграммы и вычисления, можно выразить средний объем воздуха в воздушном колпаке через полезный объем цилиндра для насосов различных ти-йов. При 6=0,02 получится:

для насоса одностороннего действия Уср==27,5 QnS; для насоса двустороннего действия t cp=10,5finS; для трехпоршневого насоса простого действия &ср=0,45Оп5.

Многопоршнёвые насосы требуют воздушных колпаков относительно малой емкости. Применение многопоршневых насосов с колпаками достаточной емкости обеспечивает почти равномерное движение жидкости в присоединяемых к ним трубопроводах,

8.4. Мощность и КПД

Воспользуемся индикаторной диаграммой,* показанной на рис. 8.1, для вычисления внутренней (индикаторной) мощности поршневого насоса.

Атмосферная линия, разделяя индикаторную диаграмму на две части, позволяет определить значения избыточных давлений рг и рь преодолеваемых поршнем насоса на хс дах подачи и всасывания.

Работа поршня за ход всасывания равна QnPiS, а за ход подачи QoPtS.

Полная работа поршня за два хода равна (P2+Pi)£2nS.

Давление, взятое по индикаторной диаграмме как сум- ма pi=P2-\-pi, называется индикаторным давлением.

Следовательно, работа поршня насоса простого дейст-вня за один оборот вала будет равна p,QnS.

Внутренняя, или индикаторная, мощность одного цилиндра

60-1000

Для насосов двустороннего действия и многопоршневых внутреняя мощность вычисляется как сумма внутренних мощностей отдельных цилиндров.

Действительная мощность, подводимая от двигателя к валу насоса, больше внутренней, так как часть ее идет на преодоление механического трения.

Механический КПД поршневого насоса

r\=-Ni/N. (8.13)

Поэтому N==Nilf]k. Используя выражение (8.12), получаем

д, PiQ Sn (g

60-1000т1м

Если имеется индикаторная диаграмма насоса, то по формуле (8.14) можно определить мощность на валу насоса при определенном значении т]м.

Механический КПД поршневых насосов находится в пределах т]м=0,9-4-0,95.

Внутренняя мощность насоса больше полезной мощности, потому что часть мощности затрачивается в цилиндре насоса на преодоление гидравлических сопротивлений, а также на восполнение потерь, вызываемых утечками через неплотности и клапаны.

Внутренним, или индикаторным. КПД поршневого насоса называют отношение

l)i = NJNi, . (8.15)

где yVn - полезная мощность.

Внутренний КПД является произведением гидравлического и объемного КПД.

Из формул. (8.13) и (8.15) следует

ЮООч

(8.16)

(8.17)

Значения гидравлического КПД для поршневых насосов находятся в пределах Пг==0,8-=-0,94. Общий (полный) КПД

Т1 = Tip ЛоЛм = 0.65--0,85.

Коэффициенты полезного действия поршневых насосов определяются опытным путем (см. § 8.9).

8.5. Характеристики. Регулирование подачи

- Регулирование подачи. В соответствии с уравнениями (8.1) и (8.2) общее выражение для подачи поршневого насоса имеет вид

(8.18)

где k - постоянный коэффициент.

Отсюда следует, что подача поршневого насоса находит- ся в зависимости от четырех факторов: D, S, п и щ. Изменения подачи теоретически можно достигнуть изменением одного или нескольких из них. Практически же изменение D с целью регулирования подачи насоса с заданными геометрическими размерами невозможно. Можно регулировать подачу насоса изменением tio- Для этого нужно выпол- J нить всасывающий или напорный клапан управляемым и задерживать посадку его на седло во время соответствующего хода подачи или всасывания. Этот способ регулирования применяют редко, так как он связан с понижением общего КПД насоса и, следовательно, энергетически неэффективен.

Регулирование изменением длины хода поршня применяют в малых поршневых насосах с кривошипно-шатунным приводом; в таких насосах палец кривошипа можно пере--ставлять в прорези щеки кривошипа. При остановке насоса можно переставлять палец на определенное расстояние R от центра и иметь 5=2/?, необходимое для получения требуемой подачи.

В прямодействующих паровых насосах поршни приводятся в движение непосредственно от штоков паровых поршней; в этом случае получают изменение хода перестановкой парораспределительных органов.

Основным способом регулирования подачи поршневог насоса с электрическим приводом является изменение час- тоты вращения приводного двигателя или перемена отношения передаточных устройств, включенных между двига-J

тслем и насосом. Этот способ регулирования оправдывается энергетически.

Дросселирование как способ регулирования поршневых насосов недопустимо, ибо оно почти не влияет на подачу, но существенно увеличивает потребляемую мощность.

Характеристики. Основной характеристикой поршневого насоса является зависимость между его подачей и напо-

2 а, а

Рис. 8.8. Теоретические и действительные характеристики напора прн n=var

Рнс. 8.9. График совместной работы поршневого насоса и трубопровода

ром (давлением). Форма этой зависимости легко выясняется из уравнения (8.18). Действительно, для насоса с заданными геометрическими размерами подача теоретически не зависит от давления. Это значит, что при заданной частоте вращения подача постоянна и одинакова при всех напорах. Поэтому в системе координат Q - Н характеристика H=f{Q) изобразится (при n= i) прямой линией, параллельной оси ординат (рис. 8.8),

Если насос получит новую частоту вращения П2>П], то его подача увеличится пропорционально частоте вращения и характеристика займет новое положение, соответствующее 2. Аналогично получаются характеристики для частот вращения Пз> 2. 4>Пз -

Теоретические характеристики поршневого насоса при переменной частоте вращения представляются семейством прямых линий, параллельных оси ординат. Действительные же характеристики отклоняются от теоретических, как это показано штриховыми линиями на jhc. 8.8.

Указанное отклонение объясняется тем, что при повышении напора объемный КПД насоса уменьшается вследствие увеличения утечек. . ,

Характеристики Я=f(Q) показывают, что при заданной частоте вращения порщневой насос может создавать раз-личные напоры. При этом он будет потреблять разные мощ. I ности. .

Так как давление, создаваемое насосом любого типа,( определяется условиями совместной работы насоса и тру-j бопроводной сети, то вопрос о мощности на валу поршне-ч вых насосов может быть рассмотрен только применитель-5 но к условиям заданной сети.

8.6. Совместная работа поршневого насоса и трубопровода

Задача по определению напора (дэвления) , создавае- мого поршневым насосом, и полезной мощности его решается графически совместным построением характеристики] насоса и трубопровода. Это выполнено на рис. 8.9 для час- тот вращения Пи з и 4 при условии п1<п2< з< 4-

Создаваемые насосом напоры и подачи соответственно] равны Ни Н2, Нз, Hi и Q q2, Qs, q4.

Полезные мощности насоса для каждой подачи

1000

(8.19)

На рис. 8.9 нанесены ординаты кривой Na=f{Q). Эта кривая дает представление об изменении полезной мощности в зависимости от подачи (и частоты вращения) поршневого насоса; это характеристика полезной мощности. Форма ее зависит от гидравлических свойств трубопровода, присоединенного к насосу.

Если трубопровод обладает малым гидравлическим сопротивлением и насос преодолевает в основном статический .напор, то характеристика полезной мощности получается почти прямой линией. При отсутствии статического напора в сети характеристика полезной мощности является куби-*1еской параболой вида N =an.

Мошнбсть на валу поршневого насоса изменяется при. изменении частоты вращения вала, потому что изменяются,* Полезная мощность и КПД насоса. Полный КПД насоса имеет наибольшее значение при оптимальной частоте вра-j щения. Отклонение частоты вращения от оптимальной вын зывает уменьшение КПД.

Изменение КПД при регулировании поршневого насс может быть установлено только при испытании его.

Когда значения КПД в пределах допустимых для данного насоса изменений частоты вращения известны, то по значениям полезной мощности могут быть определены соответствующие мощности на валу. Штриховая кривая, показанная на рис. 8.9 и построенная в пределах подачи от Qi до Qs, дает представление о характере изменения мощности насоса. Это характеристика мощности насоса.

8.7, Допустимая высота всасывания

Анализируя работу поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом, можно видеть, что наиболее низкое давление получается в самой верхней точке полости всасывания в тот момент, когда поршень изменяет направление движения (начинает всасывающий ход). В этот момент поршень движется с наивысшим ускорением н на значение дав-чения в цилиндре оказывают существенное влияние силы инерции жидкости, движущейся за поршнем безотрывно.

Давление в цилиндре с учетом-влияния сил инерции при всасывании определяется уравнением одномерного неустановившегося движения

Рве = Ро - 9gHbc - Pghc + Рин. (8-20)

где ро - давление на поверхности всасываемой жидкости; Нес - расстояние по вертикали от поверхности всасываемой жидкости до верхней точки полости цилиндра; hec - потери напора во всасывающем тракте; р н - понижение давления, обусловленное инерцией неравномерно всасываемой жидкости.

Скорость жидкости в сечении Qbc м, полости всасывания

= Rdi sin а

Ускорение всасываемой жидкости

fiBc = - = /? cosa--. . at Ьвс

По изложенному в § 8.3 cosa= l-x/R. Следовательно,

Сила инерции неравномерно всасываемой жидкости