Расчет основных параметров объемных гидромашин

Объемными называются гидромашины в которых за один рабочий цикл (оборот вала) происходит изменение объемов рабочих камер.

Всякая объемная гидравлическая машина имеет рабочий орган, который состоит из нескольких взаимодействующих деталей определенной геометрической формы, образующих полость изменяемого объема – рабочую камеру. Подрабочей камерой насоса (или гидромотора) понимается ограниченное изолированное пространство, образованное деталями насоса с периодически увеличивающимся и уменьшающимся при работе насоса объемом и попеременно сообщающееся соответственно с всасывающими и нагнетательным каналами.

Детали, образующие полости изменяемого объема и отделяющие входную полость от выходной, являются основными деталями всякой объемной гидромашины. Форма вытеснителей и способ замыкания вытесняемого объема определяет кинематику и конструктивный тип гидромашины.

Рабочим органом, непосредственно совершающим работу вытеснения, является вытеснитель – поршень (плунжер), пластины, зубчатое колесо, диафрагма и т. д.

В гидравлических приводах (системах) применяют преимущественно роторные насосы, под которыми понимают объемные насосы с вращательным или вращательным и возвратно-поступательным движением рабочих органов независимо от характера движения ведущего звена насоса. К ним относятся зубчатые (шестеренные), винтовые, шиберные, роторно-поршневые и другие насосы.

Особый характер процессов всасывания и вытеснения жидкой среды в роторных насосах, перенос рабочих камер с жидкостью из полости всасывания в полость нагнетания позволяет отказаться в конструкции этих насосов от всасывающих и нагнетательных клапанов.

Роторный насос, как правило, состоит из статора (неподвижного корпуса), ротора, жестко связанного с ведущим валом насоса, и вытеснителей. Рабочий процесс роторного насоса можно разделить на три этапа:

1) заполнение рабочих камер жидкостью из полости всасывания;

2) замыкание рабочих камер и перенос их из полости всасывания в полость нагнетания;

3) вытеснение жидкости из рабочих камер в полость нагнетания.

Конструктивные особенности роторных насосов, их рабочий процесс позволяют указать на ряд характерных свойств:

—  обратимость – возможность работы насоса в режиме гидромотора;

—  значительная быстроходность (частота вращения ротора может достигать 5000...7000 об/мин);

—  высокая равномерность подачи, обусловленная большим количеством рабочих камер;

—  сравнительно малая подача и высокое давление;

—  самовсасывание – способность создавать вакуум, достаточный для подъема жидкой среды во всасывающем трубопроводе до уровня расположения насоса (в пределах допускаемой высоты всасывания).

Объемные гидромашины могут быть нерегулируемые и регулируемые, т.е. с постоянным и с переменным рабочим объемом. Кроме того, различают нереверсивные и реверсивныегидромашины – с постоянным и с переменным направлением вращения выходного звена.

3.1.Шестеренные гидромашины

Рис. 5. – Шестеренный насос с внешним зацеплением

Шестеренные гидромашины, особенно шестеренные насосы (рис. 5), в силу простоты конструкции получили широкое распространение. Шестеренным называют зубчатый насос с рабочими органами в виде шестерен, обеспечивающих геометрическое замыкание рабочей камеры и передающих крутящий момент. В простейшем случае это пара шестерен, находящихся в зацеплении, установленная в плотно охватывающем корпусе (с малыми зазорами). При вращении шестерен жидкость, заполняющая их впадины, переносится из полости всасывания в полость нагнетания, где при вступлении очередной пары зубьев в зацепление происходит вытеснение жидкости.

Рабочие камеры шестеренного насоса находятся между двумя соседними зубьями и корпусом.

Рабочий объем шестеренной гидромашины определяется по формуле:

, м³

где  – модуль зацепления, м;

z – число зубьев;

b – ширина шестерни, м;

D_н – диаметр начальной окружности, м.

Подача шестеренного насоса определяется по формуле:

,

где  – объемный КПД шестеренного насоса.

Частота вращения вала и крутящий момент шестеренного гидромотора определяются как для любого объемного гидромотора (см. п.1).

3.2. Винтовые гидромашины

Рис. 6. – Трехвинтовой объемный насос

К винтовым относят роторно-вращательные насосы с перемещением жидкой среды вдоль оси вращения рабочих органов. Наибольшее распространение получили трехвинтовые насосы с циклоидальным зацеплением (рис. 6), отличающиеся высоким напором, равномерностью подачи, бесшумностью работы.

Трехвинтовой насос имеет три винта, установленных на цапфах параллельно друг другу в плотно охватывающем корпусе. Средний винт – ведущий, два других винта, находящиеся с ним в зацеплении, – ведомые. Торцы всех винтов открываются с одной стороны во всасывающую полость насоса, с другой – в нагнетательную. При вращении ведущего винта жидкость, заполняющая его впадины, перемещается в осевом направлении от всасывающей полости к нагнетательной. Роль гребенки, удерживающей жидкость от вращения вместе с ведущим винтом, играют два других винта-замыкателя.

При повороте ведущего винта насоса на один оборот жидкость, заполняющая пазы всех винтов, перемещается вдоль их осей на расстояние одного шага винта . Площадь поперечного сечения каналов, образованных винтовыми пазами, равна разности площади сечения S расточки корпуса и площади сечения S_в винтов. Рабочий объем винтового насоса определяется по формуле:

.

Рабочий объем можно вычислить по следующим соотношениям:

— для насоса с двумя одинаковыми винтами:

,

где D и d – наружный и внутренний диаметры винта;

— для насоса с тремя одинаковыми винтами:

,

где d – внутренний диаметр ведущего винта или наружный диаметр ведомого винта.

Шаг винта, как правило, находится из соотношения:

.

Подача насоса определяется по формуле:

,

где  – объемный КПД винтового насоса.

3.3. Пластинчатые гидромашины

              а)                                                               б)

Рис. 7. – Пластинчатые насосы:                                                        а) одинарного действия; б) двойного действия.

Пластинчатая гидромашина это – роторная гидромашина с подвижными элементами в виде ротора, совершающего вращательное движение, и пластин, совершающих вращательное и возвратно-поступательное или возвратно-поворотное движения.

Эти машины являются наиболее простыми из существующих типов и обладают при всех прочих равных условиях большим объемом рабочих камер.

Устройство простейшего пластинчатого насоса однократного действия (рис. 7, а): в цилиндрической расточке корпуса насоса – статоре эксцентрично вращается цилиндрический ротор, имеющий радиальные пазы, в которых установлены пластины-вытеснители. При вращении ротора пластины прижимаются к внутренней поверхности статора центробежными силами либо специальными пружинами. Объем, заключенный между соседними пластинами, по мере вращения ротора изменяется по величине. В зоне всасывания увеличивающийся объем между пластинами заполняется жидкостью. В зоне нагнетания этот объем уменьшается и жидкость из него вытесняется в напорную линию.

Рабочий объем пластинчатого насоса однократного действия приблизительно можно определить по формуле:

,

где е – эксцентриситет; b – ширина пластины; R – радиус статора;

z – число пластин; δ – толщина пластины.

В пластинчатом насосе двукратного действия (рис. 7, б) подача жидкости из каждой рабочей камеры за один оборот ротора производится дважды. Ротор в таком насосе установлен концентрично статору (е = 0), внутренняя поверхность которого имеет специальный профиль, близкий к эллиптическому. Предусматриваются два всасывающих и два нагнетательных окна, расположенные диаметрально противоположно.

Рабочий объем насоса двукратного действия:

,

где R₁ и R₂ – большая и малая полуоси профиля поверхности статора.

Подача пластинчатого насоса может быть вычислена по общей формуле с учетом объемного КПД .

Рабочий объем и подачу пластинчатого насоса однократного действия можно регулировать путем изменения эксцентриситета е.

Показатели пластинчатых гидромоторов – частота вращения вала и крутящий момент определяются как для любого объемного гидромотора (см. п.1).

3.4. Радиально-поршневые гидромашины

Радиально-поршневой насос – это роторно-поршневой насос, у которого ось вращения ротора перпендикулярна к осям рабочих органов или составляет с ними угол более 45°.  

В теле ротора 1 (рис. 8) предусмотрено несколько радиальных цилиндров, в которых установлены поршни 2. Ось вращения ротора смещена на величину е относительно оси обоймы 3 статора. Поршни всегда прижимаются к обойме центробежными силами, а также пружинами, находящимися в цилиндрах ротора.

При вращении ротора поршни совершают возвратно-поступательное движение относительно ротора. При этом рабочие камеры (цилиндры) поочередно сообщаются с всасывающей полостью, когда поршни отходят от центра распределительного вала, и с нагнетательной полостью, когда они движутся к центру вала, вытесняя жидкость в напорную линию.

Рис. 8. – Схема радиально-поршневого насоса

Рабочий объем радиально-поршневого насоса определяется по формуле:

,

где d – диаметр цилиндра;

е – ексцентриситет;

z – количество цилиндров.

Подача радиально-поршневого насоса или расход мотора могут быть вычислены по общим формулам с учетом объемного КПД .

Радиально-поршневые гидромашины многократного действия часто применяются в качестве высокомоментных гидромоторов. Частота вращения вала и крутящий момент определяются как для любого объемного гидромотора (см. п.1).

3.5. Аксиально-поршневые гидромашины

Аксиально-поршневым называют роторно-поршневой насос, у которого ось вращения ротора параллельна осям рабочих органов или составляет с ними угол менее или равный 45°.

В роторе 1 (рис. 9, а) параллельно оси его вращения равномерно по окружности диаметра D выполнено несколько сквозных цилиндрических отверстий, которые с одной стороны закрыты подвижными поршнями 2, а с другой – диском 3, который выполняет функции распределительного золотника.

                        а)                                                           б)

Рис. 9. – Схемы аксиально-поршневых гидромашин:                    а) с наклонным диском; б) с наклонным блоком.

Поршни 2 своими выступающими сферическими торцами с помощью пружин 4 постоянно прижаты к наклонному диску 5, установленному в корпусе насоса на упорном подшипнике под углом γ к оси ротора, который приводится во вращение валом 6. При вращении вала поршни 2 совершают возвратно-поступательное движение относительно ротора, причем за один оборот ротора каждый поршень совершает один всасывающий и один нагнетательный ход. Распределительный диск 3 при этом не вращается. Имеющиеся в нем два дугообразных окна соединены: одно со всасывающим, другое с нагнетательным каналами насоса. Рабочий объем насоса определяется по формуле:

,

где d – диаметр поршня;  z – количество поршней;

     D – диаметр окружности, на котором расположены оси поршней в блоке.

Подача аксиально-поршневого насоса может быть вычислена по общей формуле с учетом объемного КПД .

В технике широко применяют аксиально-поршневые насосы с наклонным блоком (рис. 9, б). Некоторые типы аксиально-поршневых насосов допускают регулирование рабочего объема и подачи насоса изменением угла .

Аксиально-поршневые гидромашины получили значительное распространение в качестве регулируемых и нерегулируемых гидромоторов, частота вращения вала и крутящий момент определяются как для любого объемного гидромотора (см. п.1).

3.6. Характеристики роторных гидромашин

Характеристикой роторного насоса, как и всех объемных насосов, называют графическую зависимость основных технических показателей (объемной подачи, КПД и прочих) от давления при постоянных значениях частоты вращения, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос.

Рис. 10. – Характеристики роторных насосов

Характеристика роторного насоса –зависимость  – ниспадающая кривая (рис. 10, а), так как с ростом давления увеличиваются утечки жидкости через зазоры. В ряде случаев характеристику роторного насоса представляют в виде зависимости р, N,  от Q.

Характеристикой гидромотора называют зависимость частоты вращения вала п от расхода Q при постоянном перепаде давлений (рис. 10, г). Для каждого значения перепада давлений характеристика представляет собой практически прямую линию. При  гидромотор работает в режиме холостого хода и характеристика проходит через начало координат. При повышении давления нагнетания увеличиваются утечки в гидромоторе и их компенсация осуществляется при определенной частоте вращения вала.

Контрольные задания

Задача № 1. При испытании насоса на масле И-20 (плотность  = 885кг/м³, кинематическая вязкость  = 0,18∙10^-4 м²/с) измерены: вакуум на входе р_вак = 20 кПа, избыточное давление на выходе из насоса р_ман, момент на валу M , частота вращения n = 1500 об/мин, расстояние по вертикали между точкой подключения вакуумметра и центром манометра Δz = 0 (рис. 1, а), подача насоса Q. Определить КПД насоса, если диаметры всасывающего и напорного трубопроводов d_вс=25 мм, d_н=16 мм.

Таблица 1

Исходные данные к задаче №1

Задача № 2. Объемный насос с рабочим объемом V₀, объемным КПД ; общим КПД η и потребляемой мощностью N, подает рабочую жидкость в гидроцилиндр диаметром D. К штоку приложено усилие R (рис. 1, б). С какой частотой вращается вал насоса, если потери давления в системе составляют 10% давления в гидроцилиндре.

Таблица 2

Исходные данные к задаче №2

а)                                                           б)

Рис. 11. – Схемы к задачам

Задача № 3. В системе смазки двигателя внутреннего сгорания шестеренный насоса нагнетает масло по трубопроводу в теплообменник 3, из которого жидкость, сливается в бак по трубопроводу 2 (рис. 11, а). Определить необходимое давление насоса, пренебрегая потерями давления во всасывающей трубе, если подача Q, размеры напорного трубопровода l₁, d₁=10 мм, сливного – l₂, d₂=16 мм, кинематическая вязкость масла в трубопроводе 1  =8 мм²/с, в трубопроводе 2 – =11 мм²/с, плотность масла . Трубопровод 1 имеет пять колен (ζ_к=0,3), трубопровод 2 – три колена. Теплообменник 3 рассматривать как местное сопротивление с коэффициентом ζ=2, коэффициент сопротивления входа в трубу 1 ζ_вх=0,5, коэффициент сопротивления выхода из трубы 2 ζ_вых=1.

Таблица 3

Исходные данные к задаче №3

Задача № 4. Определить давление объемного насоса, мощность которого N, при частоте вращения n = 1440 об/мин, если его рабочий объем V₀, общий КПД η, объемный КПД η_об.

Таблица 4

Исходные данные к задаче №4

Задача № 5. При работе гидроцилиндра (рис. 1, б) с диаметром поршня D = 200 мм, его расход рабочей жидкости Q, давление в поршневой полости р, противодавление в сливной полости р_пр = 0,1 МПа.

Определить полезную и потребляемую мощности гидроцилиндра, если механический КПД η_мех = 0,95, объемный КПД η_об = 1, гидравлический КПД η_г = 1. Диаметр штока d = 80 мм.

Таблица 5

Исходные данные к задаче №5

Задача № 6. Поршень гидроцилиндра диаметром D поднимается вверх со скоростью , преодолевая усилие R (рис. 1, б). Определить подачу и давление насоса, а также полезную мощность гидроцилиндра, если механический и объемный КПД цилиндра η_мех = 0,98, η_об = 1. Масса поршня со штоком m. Давлением жидкости в штоковой полости гидроцилиндра пренебречь.

Таблица 6

Исходные данные к задаче №6

Задача № 7. Гидромотор развивает крутящий момент М при частоте вращения n. Определить расход, давление и мощность потока жидкости на входе в гидромотор, если его рабочий объем V₀, механический КПД η_гм.мех, объемный КПД η _гм.об, а давление жидкости на сливе р = 80 кПа.

Таблица 7

Исходные данные к задаче №7

Задача № 8. Определить КПД гидромотора, если давление жидкости на входе р₁, расход Q, частота вращения вала n, крутящий момент М, давление на сливе р₂ = 0,05 МПа, рабочий объем V₀.

Таблица 8

Исходные данные к задаче №8

Задача № 9. Гидравлическая система состоит из насоса и гидромотора, соединенных гидролиниями. Заданы следующие параметры: объемный КПД насоса η_н.об=0,96; частоты вращения насоса и мотора равны п; действительный момент на валу мотора М_гм. Гидромеханический КПД гидромотора η_гм.мех=0,94, перепад давления на гидромоторе Δр_гм. Рассчитать: теоретический момент на гидромоторе, его рабочий объем и мощность, а также необходимую подачу насоса.

Таблица 9

Исходные данные к задаче №9

Задача № 10. Построить график изменения скорости перемещения поршня силового гидроцилиндра в зависимости от угла γ наклона шайбы регулируемого аксиально-поршневого насоса (рис. 11, б). Пределы изменения угла γ = 0…30°. Параметры гидроцилиндра: диаметр поршня D₁, диаметр штока D₂ = 0,6· D₁. Параметры насоса: число поршней z = 7, п = 800 об/мин, диаметр поршней d, диаметр окружности центров поршней D = 2,7· d. Объемные потери не учитывать.

Таблица 10

Исходные данные к задаче №10

Рис. 12. – Схема к задаче № 11

Задача № 11. В объемном гидроприводе насос соединен с гидромотором двумя трубами длиной l и диаметром d (рис.12). Определить мощность, теряемую в трубопроводе и перепад давления на гидромоторе, если полезная мощность насоса N_п, а расход жидкости Q. Рабочая жидкость – трансформаторное масло.

Таблица 11

Исходные данные к задаче №11

Рис. 13. – Схемы к задачам

Задача № 12. Насос подает жидкость в напорный бак (рис. 13, а), в котором установился постоянный уровень жидкости на высоте Н и постоянное давление р₂. Манометр, установленный на выходе из насоса на трубе диаметром d₁, показывает давление р₁. Определить подачу насоса, если диаметр трубы, подводящей жидкость к баку d₂, коэффициент сопротивления этой трубы равен ζ. Принять режим движения жидкости – турбулентный.

Таблица 12

Исходные данные к задаче №12

Задача № 13. Шток силового цилиндра Ц нагружен силой F (рис. 13, б) и под действием давления р перемещается вправо, совершая рабочий ход S за время t. Рабочая жидкость при этом из штоковой полости цилиндра сливается через дроссель Др. Диаметры поршня и штока равны D и d. Определить необходимое давление р рабочей жидкости в левой части цилиндра и потребную подачу Q. Потери давления на дросселе Δр_Др = 250 кПа. Механический и объемный КПД цилиндра η_мех = 0,9; η_об = 0,97.

Таблица 13

Исходные данные к задаче №13

              а)                                                                    б)

Рис. 14. – Схемы к задачам

Задача № 14. Вал гидромотора М, рабочий объем которого V₀, нагружен крутящим моментом М_гм. К двигателю подводится поток рабочей жидкости (рис. 14, а) расходом Q. Гидромеханический и объемный КПД двигателя η_гмех, η_об = 0,96. Определить частоту вращения вала гидромотора и показание манометра МН, установленного непосредственно перед двигателем, если потери давления в обратном клапане КО составляют Δр_КО = 15 кПа. Длина сливной линии l_cл, диаметр d_сл. Эквивалентная шероховатость Δ_э = 0,05 мм.

Таблица 14

Исходные данные к задаче №14

Задача № 15. Определить давление р₁,которое нужно приложить к поршню силового цилиндра (рис. 14, б) для создания силы F вдоль штока. Силы трения поршня в цилиндре и штока в сальнике равны 10 % от полного давления на поршень. Избыточное давление на левую сторону поршня р₂ = 9,81 Н/см²; диаметр поршня D; диаметр штока d.

Таблица 15

Исходные данные к задаче №15

Задача № 16. Определить допускаемую высоту всасывания поршневого насоса двухстороннего действия при частоте вращения n, если диаметр цилиндра D = 220 мм, диаметр штока d_шт = 50 мм, ход поршня h, объемный КПД η_об = 0,9, сопротивление всасывающего клапана h_кл = 0,7 м, температура воды t. Всасывающая труба длиной l = 8 м и диаметром d = 150 мм имеет три колена (ζ_к = 0,3), задвижку (ζ_з = 4,5) и приемный клапан (ζ_кл = 2,5). Коэффициент потерь на трение λ = 0,03. Как изменится допустимая высота всасывания насоса в после установки воздушного колпака, разделяющего всасывающий трубопровод на два участка l₁ и l₂.

Таблица 16

Исходные данные к задаче №16

Задача № 17. Определить допускаемую частоту вращения кривошипа поршневого насоса (рис. 3, а), который откачивает воду с температурой t из колодца глубиной h_вс, если диаметр цилиндра D = 200 мм, диаметр штока d_шт = 80 мм, ход поршня h, объемный КПД η_об = 0,95, потери напора на всасывающем клапане h_кл = 0,6 м. Всасывающая труба длиной l = 10 м и диаметром d = 140 мм имеет суммарный коэффициент сопротивления . Как изменится допустимая частота вращения кривошипа после установки воздушного колпака, разделяющего всасывающий трубопровод на два участка l₁ и l₂.

Таблица 17

Исходные данные к задаче №17

Задача № 18. Поршневой насос двухстороннего действия (рис. 3, а) с диаметром цилиндра D, ходом поршня h и диаметром штока d_ш заполняет бак вместимостью W за время t. Определить объемный КПД насоса, если частота вращения кривошипа n = 50 об/мин.

Таблица 18

Исходные данные к задаче №18

Задача №19. Определить допустимую высоту всасывания масла насосом (рис. 15, а) при подаче Q из условия безкавитационной работы насоса, считая, что абсолютное давление перед входом в насосе должно быть р ≥ 30 кПа. Размеры трубопровода: длина l и диаметр d. Плотность масла ρ = 900 кг/м³, кинематический коэффициент вязкости ν = 2 Ст. Атмосферное давление 750 мм рт. ст. Сопротивление входного фильтра не учитывать.

Таблица 19

Исходные данные к задаче №19

              а)                    б)                              в)

Рис. 15. – Схемы к задачам

Задача №20. Поршневой насос двухстороннего действия (рис. 3, а) подает воду с расходом Q на высоту Н = 40 м по трубопроводу длиной l и диаметром d. Определить диаметры цилиндра и штока D и d_ш, ход поршня h и мощность насоса, если частота вращения кривошипа n = 50 об/мин, объемный КПД η_об = 90%, полный КПД η = 80%. Заданы соотношения  и . Коэффициент потерь на трение λ = 0,03, суммарный коэффициент местных сопротивлений .

Таблица 20

Исходные данные к задаче №20

Задача № 21. Определить инерционный напор поршневого насоса двухстороннего действия, если подача насоса Q, диаметр штока d_шт, ход поршня h, объемный КПД η_об = 0,9, частота вращения n. Всасывающая труба длиной l = 10 м и диаметром d = 125 мм.

Как изменится инерционный напор после установки воздушного колпака, разделяющего всасывающий трубопровод на два участка l₁ и l₂.

Таблица 21

Исходные данные к задаче №21

Задача № 22. При испытании насоса одностороннего действия (рис. 4), диаметр цилиндра которого D = 220 мм, ход поршня h = 280 мм, измерены: частота вращения n, среднее показание манометра и вакуумметра р_ман и р_вак, вертикальное расстояние между центром манометра и точкой подключения вакуумметра Δz, время t наполнения водой мерного бака объемом W, крутящий момент М.

Определить объемный и полный КПД насоса.

Таблица 22

Исходные данные к задаче №22

Задача №23. Определить максимальный расход бензина Q, который можно допустить во всасывающем трубопроводе насоса бензоколонки из условия отсутствия кавитации перед входом в насос (рис. 15, б), если высота всасывания Н_вс, размеры трубопровода: длина l и диаметр d; предельное давление бензина принять р_н.п = 40 кПа. Режим течения считать турбулентным. Коэффициент сопротивления приемного фильтра ζ_ф = 2; коэффициент сопротивления трения λ_т = 0,03; h₀ = 750 мм рт. ст.; плотность бензина ρ_б =750 кг/м³.

Таблица 23

Исходные данные к задаче №23

Задача № 24. Поршневой насос одностороннего действия с рабочим объемом V₀, подает воду на высоту h по трубопроводу длиной l и диаметром d. Определить подачу и давление насоса, если частота вращения n = 60 об/мин, коэффициент гидравлического трения λ = 0,03, суммарный коэффициент местных сопротивлений , а характеристика насоса выражается уравнением , где р – давление насоса. Как необходимо изменить частоту вращения вала насоса, чтобы уменьшить его подачу на 30 %.

     Примечание: Фактический напор и подача определяются по точке пересечения рабочей характеристики насоса  и характеристики установки.

Таблица 24

Исходные данные к задаче №24

Задача №25. Определить минимально возможный диаметр всасывающего трубопровода (рис. 15, а), если подача насоса Q; высота всасывания Н₀; длина трубопровода; коэффициент сопротивления входного фильтра ζ_ф = 5; максимально допустимый вакуум перед входом в насос р_вак = 0,08 МПа; рабочая жидкость масло И – 30 с плотностью ρ = 890 кг/м³, и кинематическим коэффициентом вязкости ν = 30·10^-6 м²/с. Режим течения считать ламинарным.

Таблица 25

Исходные данные к задаче №25

Задача № 26. Поршневой насос двухстороннего действия (рис. 3, а) с диаметром цилиндра D, ходом поршня h = 630 мм и диаметром штока d_ш заполняет бак вместимостью W за время t. Определить объемный КПД насоса , если частота вращения кривошипа n = 100 об/мин.

Как изменится объемный КПД насоса, если частота вращения кривошипа будет больше на 10 %.

Таблица 26

Исходные данные к задаче №26

Рис. 16. – Схема к задаче

Задача № 27. Определить наибольшее допускаемое расстояние l₂ от колодца до насоса, который при частоте вращения п = 1500 об/мин имеет подачу Q, если температура воды t = 20 °С, высота всасывания H_вс, длина вертикального участка трубопровода l₁= 8,2 м, диаметр трубопровода d = 25 мм, шероховатость Δ = 0,2 мм, коэффициент сопротивления всасывающего клапана z_кл = 5, коэффициент сопротивления колена z_к= 0,3 (рис. 16). Рабочая жидкость – масло И-20.

Таблица 27

Исходные данные к задаче №27

Задача № 28. Построить зависимость подачи шестеренного от частоты вращения для трех значений противодавления (р₁ = 0; р₂ = 10 МПа; р₃ = 20 МПа), а также зависимость подачи от давления при п = 1440 об/мин, принимая утечки пропорциональными противодавлению (коэффициент пропорциональности k = 0,5·10^-8 л/(с·Па)). Ширина шестерни b, диаметр окружности головок D_г = 48 мм, число зубьев z = 10.

Примечание: Диаметр окружности выступов определяется по формуле , м.

Таблица 28

Исходные данные к задаче №28

Задача № 29. Шестеренный насос развивает давление р_н при частоте вращения n = 1200 об/мин. Определить потребляемую им мощность, если ширина шестерни b = 30 мм, диаметр начальной окружности D_н = 60 мм, число зубьев z = 8, КПД насоса η = 0,72, объемный КПД η_об = 0,85.

Таблица 29

Исходные данные к задаче №29