Научная литература
booksshare.net -> Добавить материал -> Машиностроение -> Леонов А.Е. -> "Насосы гидравлических систем станков и машин" -> 61

Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.

Леонов А.Е. Насосы гидравлических систем станков и машин — МАШГИЗ, 1960. — 229 c.
Скачать (прямая ссылка): nasosigidravlicheskihsistem1960.djvu
Предыдущая << 1 .. 55 56 57 58 59 60 < 61 > 62 63 64 65 66 67 .. 78 >> Следующая

Учтя, что
cos 2a = 2cos2a — 1,
172
получим
е е
cos. а — 2 у cos2 а -f 7- = О
или
откуда
cos
—в(> ± /'+?}
Учитывая, что значение косинуса не может быть более единицы
(COS Ot) Vjjiax = ^ -V1
Так как обычно отношение ~ имеет малое значение, можно сделать следующее преобразование
(соз ос)Vmax = ^[ 1 — (i i ?)];
(C0S“) V’max =~T'
При обычном отношении — в пределах 0,08—0,12 величина угла
при нагнетании а^гоах = 96 -г 95°; при всасывании аутах = 276 275°.
Отличие угла avmax от углов 90 и 270° будет тем больше, чем больше
значение — .
Г
Средняя скорость движения поршня составит
V
V ср —
60 *
где 4е— путь поршня за один оборот эксцентрика; п — число оборотов эксцентрика в мин.
«г 30 со
Учтя, что п = — , получим
I/ 2еа>
Yep = — м/сек,
где е — эксцентриситет в м.
При отношении ~ = 0,08 -г 0,12,
v/max = сое [Sin ч96 -г- 95)° — (0,04 ~ 0,05) sin (192 — 190)°],
V^max =* l,004u)^.
и отношение
=1,586. (184)
173
Последнее отношение показывает, что у насосов при ~ = 0,08 -f-
-т* 0,12 максимальный мгновенный расход жидкости через клапаны примерно в 1,586 раза больше теоретической производительности.
Это соотношение справедливо и для ротационных поршневых насосов радиального типа.
й,
Фиг. 70. Схема подъема клапанов: а — конический; б — шаровой; в — плоский.
Подставив в формулу (178) значение Ушах» можно определить площадь щели клапана при максимальной мгновенной подаче
тг d2V
^шах = -4^, (185)
где v—скорость жидкости в щели клапана, можно принимать 2— 5 м/сек.
Конструктивно клапаны могут выполняться коническими, шаровыми или плоскими. Площади проходных щелей различных клапанов и необходимую высоту подъема hmax (фиг. 70) можно определить по следующим формулам:
а) для конического клапана (поверхность усеченного конуса с образующей, перпендикулярной направлению седла)
г_______* ^ + ^1 .
* шах — ГСО —2- »
учитывая, что
8 = ftmaxSin и dx = d — 2 а
<? и • * ?
и а = о cos = /гтах sin cos -g ,
174
получим
Ft
max
HI sin cp j CM2.
Задаваясь значением d, исходя из скорости жидкости в отверстии седла всасывающего клапана ve = 2 ~ 2,5 м/сек и нагнетательного vH = 3 “ 5 м/сек и, зная величину Fmax, можно определить /*шах. Величина угла ср обычно принимается во избежание заклинивания клапана не менее 60°, а чаще всего 90—100°
б) для шарового клапана (поверхность усеченного конуса с образующей, перпендикулярной направлению седла)
где г— радиус шара и hmax в см;
Задаваясь диаметром d (как указано выше для конического клапана), углом <р = 100 -f- 110° и диаметром шара 2 г = 1,8 d и зная Fmax, можно определить 1гтах.
. ¦ . <Р
тс sin sin ~2
(186)
аналогично коническому клапану
тогда
4 = 2 (/• + 8) cos = 2 \г 4 ftmax sin -Tj- j cos ; di = 2rcos ;
подставляя значения di, d2 и ZXl получим
ht
¦та
— r I cm;
(187)
175
в) для плоского кланана (поверхность цилиндра)
Fmax ~ 'ftdflmax СМ?,
откуда
h
(188)
Задаваясь диаметром d и зная FmSLX> можно определить hmax. Диаметр d принимается таким, чтобы уплотнительная кромка по краям отверстия седла была в пределах 3—5 мм.
Наибольшее применение в эксцентриковых насосах имеют шаровые и конические клапаны.
Всасывающий клапан. В период нагнетания всасывающий клапан закрыт и нагружен следующими силами:
а) со стороны всасывающей линии
где ра—атмосферное давление в кг/м2;
Нг.вгеометрическая высота всасывания в м\ у — объемный вес жидкости в кг/ м3; f — площадь седла клапана в см2;
б) со стороны рабочей камеры поршня
где G — вес клапана с пружиной в нагнетаемой жидкости в кг; Тт\п — усилие предварительного сжатия пружины в кг (фиг. 68);
рт— индикаторное давление насоса в кг/см2.
Клапан прижат к своему седлу с усилием, равным разности сил R4 и R^.
Предварительное усилие пружины 7miп можно выбирать, руководствуясь соотношением
Чем больше усилие пружины клапана,тем больше сопротивление клапана при всасывании жидкости поршнем, но зато меньше потери на возврат жидкости из рабочей камеры в линию всасывания при переходе поршня к нагнетанию в связи с более быстрым закрытием клапана.
Однако из условий обеспечения полного всасывания необходимо усилие Tmin выбирать наименьшим.
Практика изготовления эксцентриковых насосов показывает, что для обеспечения заполнения рабочих камер поршней приходится создавать подпор в линии всасывания путем установки расходного бака выше уровня насоса на 0,5 м.
Для насосов с большими диаметрами поршней (35—40 мм) при большом сопротивлении всасывающих клапанов приходилось создавать давление во всасывающей линии от 2 до 3 кг/см2 при помощи специал ьного насоса.
(189)
Rea — (G + T'm{n + pTf) кг,
(190)
176
При переходе поршня от положения нагнетания ко всасыванию всасывающий клапан открывается.
В начальный момент открытия клапана на него действует сила
Р = Ret + lf2~Q — (G + Т'ю{п + Д (191)
где v—скорость движения жидкости в седле клапана в м/сек; J — сила инерции клапана, равная mWK (m — масса клапана и WK — ускорение движения клапана в м/сек2, которое может быть приближенно принято равным ускорению поршня (183), умноженному на отношение площади поршня к площади седла и на коэффициент расхода [*) (178).
Предыдущая << 1 .. 55 56 57 58 59 60 < 61 > 62 63 64 65 66 67 .. 78 >> Следующая

Реклама

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed

Есть, чем поделиться? Отправьте
материал
нам
Авторские права © 2009 BooksShare.
Все права защищены.
Rambler's Top100

c1c0fc952cf0704ad12d6af2ad3bf47e03017fed