Насосы гидравлических систем станков и машин - Леонов А.Е.
Скачать (прямая ссылка):
Как только клапан откроется, жидкость под влиянием разности давлений во всасывающей линии и в рабочей камере начнет двигаться через щель клапана и заполнять рабочую камеру вслед за движением поршня. Во время этого периода всасывающий клапан будет находиться в открытом состоянии.
Так как скорость поршня, а вместе с ней (по уравнению неразрывности) и скорость жидкости v в щели клапана будут изменяться, то наибольшая величина открытия клапана hmax будет при наибольшей скорости поршня. При максимальном открытии клапана на величину Лтах его пружина будет иметь максимальное сжатие и соответствующее ему уСИЛИе Ттах-
В этом случае будут уравновешены следующие силы:
+ + G + Гпи* + Jb (192)
где pi — давление на клапан в канале всасывания в кг/см2\
р2 — давление на клапан в рабочей камере поршня в кг/см2\
f — площадь седла клапана в см2\
Ртах — максимальная скорость масла в седле клапана в м/сек; Ji — сила инерции клапана, равная произведению его массы на ускорение.
Давление на клапан в канале всасывания может быть определено по следующей формуле:
/>1= у — {Нг.е+ hce + -jy кг/см2, (193)
где hce — сопротивление во всасывающей линии в м;
v — скорость движения жидкости в седле клапана в м/сек;
Л,-—напор, необходимый для преодоления сил инерции жидкости во всасывающей трубе, в м.
Для определения необходимо найти силу инерции жидкости во всасывающей трубе Je.m и разделить ее на произведение площади сечения трубы на удельный вес жидкости.
Сила инерции равна произведению массы жидкости всасывающей трубы на ускорение. Ускорение жидкости во всасывающей трубе можно
12 1ззб
177
принять равным ускорению поршня, умноженному на отношение их площадей и коэффициент расхода |х (178)
где f — площадь сечения всасывающей трубы в см2;
I — длина всасывающей трубы в см\
F — площадь поршня в см2\
W — ускорение движения поршня в м/сек2.
Тогда
й, = ^ 10 м. (195)
Давление в рабочей камере поршня р2 будет меньше давления рх на величину потери напора в щели клапана
Потеря напора в щели клапана может быть определена по формуле
По данным Tmin и Т/пах можно определить все данные пружины всасывающего клапана.
Нагнетательный клапан. В период всасывания нагнетательный клапан закрыт и нагружен следующими силами:
а) со стороны линии нагнетания
Клапан плотно прижат к своему седлу усилием, равным разности сил RHi — Rh2.
Предварительное усилие пружины клапана нагнетания Тт\п можно выбирать исходя из соотношения
Чем больше усилие Tmm, тем больше сопротивление клапана при нагнетании жидкости, что приводит к затрате дополнительной мощности на привод насоса.
Однако при большем усилии Т tnin уменьшаются потери на возврат жидкости из линии нагнетания в рабочую камеру при переходе поршня от нагнетания ко всасыванию.
(194)
р2 — (Pi — Др„) кг/СМ2.
(196)
У2 J
^ Рв = ~2^ т "Yq4 К2/СМ2у
(197)
где vK — скорость жидкости в щели клапана в м/сек. Из формул (192) и (196) будем иметь:
7'™,- кг.
шах
2gl0>
(198)
Rh, — (G + Гт!п + Prf) кг;
б) со стороны рабочей камеры поршня
Rh, = Re,.
(199)
(200)
178
При переходе поршня от всасывания к нагнетанию, нагнетательный клапан открывается. Величина открытия клапана будет максимальной при максимальной скорости поршня.
При открытии клапана на величину hmax его пружина будет иметь максимальное сжатие и соответствующее усилие Т'тах.
Равновесие сил, действующих на клапан, выразится следующим равенством
Рг/ + т/¦= Рз/ + G + Т’тях + Ju (201)
где р3 — давление жидкости в линии нагнетания.
Давление жидкости в линии нагнетания р3 будет меньше, чем в рабочей камере рТ на величину потери напора в щели клапана
Рз = (Рт — ДР«) кг/см2. (202)
Потеря напора в щели клапана Арн может быть определена по формуле (197), если вместо vK подставить величину скорости течения жидкости в щели нагнетательного клапана.
Скорость течения жидкости в щели нагнетательного клапана может быть принята выше, чем для всасывающего, т. е. не более 5 м/сек^
Усилие Т’тах Для пружины клапана нагнетания определится формулой
max
W + T/^--(G+A)
кг.
(203)
Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана всегда бывает меньше, чем у седла всасывающего клапана в связи с большими допустимыми скоростями течения жидкости.
Это дает возможность иметь размеры, а следовательно, вес и массу нагнетательных клапанов меньше, чем соответственных всасывающих клапанов.
Так как закрытие нагнетательных клапанов происходит под действием давления нагнетания, то влияние их массы на процесс закрытия не является таким существенным, как у всасывающих клапанов.
5. Пульсация нагнетаемой жидкости
У однопоршневого эксцентрикового насоса нагнетание жидкости производится только за время половины оборота эксцентрикового вала.
Мгновенный объем жидкости QMeHi подаваемый поршнем, может быть определен по формуле
Qm?h = ^V, (204)
где d — диаметр поршня;
V — скорость перемещения поршня в отверстии.
12*
179
Так как скорость поршня изменяется от нуля до максимума, в зависимости от угла поворота эксцентрика а, то в соответствии с изме-
нением скорости изменяется и подаваемый объем.
