ТЕОРИЯ ДЕЙСТВИЯ КЛАПАНА

Изменение давления в рабочей камере насоса изображается индикаторной диаграммой (рис. 9.2, а). В координатах s, pсхематически она имеет вид прямоугольника 1—2—3—4.При движении поршня вправо давление р₁ вкамере ниже атмосферного р_а, что объясняется гидравлическим сопротивлением всасывающего тракта, а также расположением насоса над уровнем жидкости. В точке 1поршень изменяет направление движения на обратное, всасывающий клапан автоматически закрывается, и в камере резко увеличивается давление до р₂,превышающего давление в начале нагнетательной линии р_к(точка 2).Это превышение обусловлено перепадом давления в нагнетательном клапане. В крайнем левом положении поршень снова меняет направление Движения. При этом давление резко падает по линии 5—4,нагнетательный клапан k₂ закрывается, и открывается всасывающий клапан k_t.

Действительная диаграмма отличается от схематической наклоном линий подъема 1—2и спада давления 3—4, что обусловлено сжимаемостью перекачиваемой жидкости и упругой деформацией стенок рабочей камеры. На форму линий 2—3 и 4—1влияют колебания давления на входе и выходе насоса, а также изменения гидравлического сопротивления в клапанах.

Индикаторные диаграммы — средство, во-первых, установления состояния и технической диагностики действующего насоса и, во-вторых, определения индикаторной мощности с целью нахождения баланса мощностей. Для диагноза неисправностей снятую индикаторную диаграмму сопоставдяют с эталонной и выявляют отклонения от нормы. Примеры искаженных диаграмм представлены на рис. 9.2, б.

1 — вместе с жидкостью по линии а сжимается воздух. Подача насоса уменьшается в пропорции к отношению длин l₁ и l, так как на отрезке с происходит сжатие воздуха;

2— в рабочей камере вследствие неправильной конструкции образуется газовый мешок. Всасывающий клапан открывается после того, как газ в мешке расширится по линии б, вследствие чего также снижается подача насоса;

3 — запаздывание с посадкой всасывающего клапана, пропускающего жидкость на отрезке l, в результате чего задерживается возрастание давления в рабочей камере;

4 — при запаздывании с закрытием нагнетательного клапана задерживаются спад давления в цилиндре и открытие всасывающего клапана;

5,6 — неплотность клапанов. Перетекание жидкости особенно заметно около мертвых точек на участках d диаграмм;

7 — насос работает без пневмокомпенсаторов или при их неэффективном действии (вследствие удаленности от рабочей камеры, недостаточного объема газа в компенсаторе);

8 — жидкость неравномерно подходит к насосу при давлении выше атмосферного.

Площадь индикаторной диаграммы пропорциональна работе поршня, совершенной за один двойной ход. Действительно, при ходе вправо (см. рис. 9.2, а) на поршень действует переменное давление р₁.Текущая сила, действующая на поршень, составляет p₁F, среднее ее значение за ход p₁,_cpF,а работа A₁ = p_1,cpFS. Она считается отрицательной, так как передается поршню. При ходе влево A₂ = p_2,cpFS, причем работа A₂, совершаемая против действия силы давления, — положительная.

Алгебраическая сумма названных работ — индикаторная работа:

A_инд = А₁ + A₂ = (р₂, _ср – p_{l, ср}) FS.

Разность средних давлений — среднее индикаторное давление

p_инд = f_инд/x_инда_инд,

где f_инд, x_инд — площадь и длина индикаторной диаграммы; а_инд — вертикальный масштаб. Заметим, что для вычисления p_инд горизонтальный масштаб чертежа не требуется.

Таким образом, индикаторная работа за двойной ход поршня A_инд = p_инд FS, а индикаторная мощность, затрачиваемая в ра­бочей камере,

N_инд= A_индn= p_инд FSn

где п — частота ходов поршня (в секунду).

Общая индикаторная мощность многокамерного насоса вычисляется суммированием индикаторных мощностей во всех рабочих камерах. Представим ее в следующем виде: S N_инд=l_индrQ_иa_н, где l_инд — удельная индикаторная работа; rQ_иa_н — массовый расход жидкости (вместе с утечками); a_н — коэффициент наполнения насоса.

Индикаторный к. п. д.

,

где N_п, P, Q — полезная мощность, давление и подача насоса; h_о — объемный к. п. д. Гидравлическим к. п. д. (h_г = Р/1_индr = l_п/l_инд) учитываются гидравлические потери на участке между вакуумметром и манометром, главным образом в клапанах насоса. Как видно, коэффициент наполнения не влияет на к. п. д. насоса.

Приведем такой пример. Во время испытания трехплунжерного насоса при давлении р_к= 30—50 МПа вследствие расширения жидкости, остающейся в мертвом пространстве, объем которого в 26 раз больше рабочего объема, коэффициент подачи составлял всего а = 0,5, но к. п. д оставался высоким (h = 0,86).

Мощность насоса больше индикаторной за счет мощности механического трения в насосе (N = N_инд + N_м).Источники потерь: в гидравлической части — уплотнения поршня, плунжера и штока, в приводной части — крейцкопф, зубчатая передача и опоры качения валов.

Механический к. п. д. h_м=N_инд/N и зависит от нагрузки. С уменьшением давления насоса h_мпадает, что объясняется увеличением доли механических потерь, которые снижаются менее интенсивно, нежели индикаторная мощность.

К п. д. насоса

.

При полной (расчетной) нагрузке величина hзависит от конструкции, состояния, качества изготовления и размеров насоса. В среднем для вальных насосов h = 0,75.

Характеристика насоса. При построении графической характеристики любого объемного насоса за аргумент принимают не подачу, как в случае динамических насосов, а давление насоса (рис. 9.3). Зависимость Р — Qпредставляется слегка падающей линией. Снижение подачи объясняется увеличением объема жидкости, перетекающей через неплотности насосных камер с ростом перепада давления.

Мощность насоса при этом возрастает, а к. п. д. близок к постоянному в широком диапазоне изменения давления. Он заметно снижается лишь при чрезмерно низких или высоких значениях p. В первом случае — в результате того, что полезная мощность становится слишком малой, а с приближением к режиму холостого хода любой механизм работает менее экономично. Во втором случае — вследствие увеличения объема перетекающей жидкости.

ТЕОРИЯ ДЕЙСТВИЯ КЛАПАНА