Техноэнерг
Понедельник, 24.07.2017, 11:45
Меню сайта

Форма входа

Категории раздела
Топливо - Теория горения. [224]
Высокотемпературные установки и процессы. [25]
Теплообменные установки и процессы. [56]
Котельные установки - конструкция и принцип работы. [47]
Устройство и эксплуатация оборудования газомазутных котельных. [61]
Металлургическое оборудование. [75]
Конструкции трубопроводной запорной арматуры. [59]
Объемные гидромашины и гидроприводы. [40]
Гидравлика. Гидравлические расчеты. [45]
Смазка оборудования. [49]
Оборудование пароконденсатных систем [20]
Справочник по сборке узлов и механизмов машин. [23]
Универсальные зажимные устройства токарных станков. [45]
Справочник металлиста [46]
Экономика. [21]

Поиск

Календарь
«  Август 2014  »
ПнВтСрЧтПтСбВс
    123
45678910
11121314151617
18192021222324
25262728293031

Наш опрос
На чем держится наша Вселенная?
Всего ответов: 361

Статистика

Онлайн всего: 1
Гостей: 1
Пользователей: 0

Главная » 2014 » Август » 14 » Кавитация в поршневых насосах. Графики, схемы, расчет.
18:35
Кавитация в поршневых насосах. Графики, схемы, расчет.





Кавитация в поршневых насосах

Внешним проявлением кавитации в насосе являются шум и вибрация при его работе, а при развитой кавитации снижение подачи.
На рис. 3.13 показаны кавитационные характеристики насоса.



Рис. 3.13. Кавитационные характеристики поршневых и роторных насосов

Из их рассмотрения следует, что развитая кавитация возникает в следующих случаях, если при постоянном давлении перед входом в насос его частота вращения п чрезмерно велика (п > /гтах); если при постоянной частоте вращения давление Рг перед входом в насос чрезмерно мало (рг < pimin).
Причиной снижения подачи в обоих случаях является уменьшение давления в цилиндрах до такого предельного значения pmim при котором из-за кавитации часть их объема остается к концу цикла всасывания незаполненной жидкостью.
Во время заполнения жидкость поступает в рабочие камеры под действием давления р0 перед входом в подводящую линию (рис. 3.14). Будем считать, что насос имеет выровненную подачу и скорость в подводящей линии пульсирует слабо. Прерывистое движение существует только в патрубках П, питающих отдельные цилиндры. Длина таких патрубков мала и поэтому инерционные понижения давления практически отсутствуют. Эти условия соответствуют большинству случаев эксплуатации насосов.
Давление Р1ц в цилиндре меньше давления р0 перед входом. Их разность составляют затраты энергии pgH на преодоление высоты всасывания Я, на преодоление потерь Рп1 в подводящем тракте, на преодоление потерь во всасывающем клапане рк и на поддержание движения жидкости в цилиндре со скоростью vm:



Рис. 3.14. Схема тракта всасывания насосной установки

члены уравнения (3.34), кроме определяемого Я, пропорциональны подаче насоса и зависят от частоты его вращения п. При этом потери Рч 1 = £ pi>x/2 (здесь fT — скорость жидкости в трубе) определены средней суммарной подачей из всех цилиндров. Потери рк зависят соответственно характеристике клапана (см. рис. 3.6) от расхода QK = поступающего в каждый цилиндр. Этим же расходом определяется и vm.
На рис. 3.15, а представлен график уравнения (3.17) скорости поршня va — f (а). Применив другой масштаб по оси ординат, его можно рассматривать как график скорости нарастания объема цилиндра насоса QaT — Sva — f (ос). Площадь 0—1—2—3—5—6—0 под графиком выражает объем цилиндра VK = Sk.
Если давление р0 ограничено, то при некоторой достаточно большой частоте вращения скорость поршня может достигнуть критического значения vnl, при котором давление в цилиндре достигнет предельного минимального значения Р1ц = РmiD (см. график Р1ц = / (а)). Обычно /7min ~ Рн.п давлению насыщенных паров жидкости. При этом жидкость оторвется от поршня, в цилиндре будет образовываться незаполненный объем Va, а жидкость будет поступать в цилиндр с постоянной скоростью max < va. Величина ижшах является предельной, так как соответствует предельному перепаду давлений р0 — pmin- На рис. 3.15, а объем F„ представлен площадью 1—2—3—1.
При замедлении поршня, после режима 3, жидкость продолжает поступать В ЦИЛИНДР со скоростью V,к max > vn пока в цилиндр не поступит объем F„ восполнения парогазовой полости, равный Va (площадь 3—4—5—3).



Рис. 3.15. Графики подачи поршневого насоса при кавитации в цилиндре

При описанном процессе всасывания с начальной кавитацией цилиндр к концу входа всасывания будет заполнен и подача пасоса не снизится, а его работа будет протекать с повышенным шумом и вибрацией.
Непременное присутствие в жидкости растворенного газа, выделяющегося из раствора при понижении давления, размывает процессы начала и завершения существования незаполненной полости в окрестностях точек 1 м 4 (см. штриховую линию 1'—3—4'—5').
Критический режим развитой кавитации, при котором начинается снижение подачи, характеризуется условиями F„ = VB при окончании процесса восполнения в точке 6 (рис. 3.15, б). Кавитация в критических условиях должна начаться при вполне определенном теоретическом значении у„кр = ужтах) близком по величине значению средней скорости поршня у.ср, представляющей собой высоту прямоугольника 0—7—8—5—0, равновеликого площади под синусоидой va — f (a),



Коэффициент ф является переменной экспериментальной величиной и зависит в основном от количества нерастворенного газа, содержащегося в жидкости, поступающей в цилиндр. При отсутствии газа оп близок к своему теоретическому значению согласно выражению (3.36).
При значительном количестве нерастворенного газа ф = 1,З - 1,5.



Рис. 3.16. Графическое определение параметров критического кавитационного режима работы
Из рассмотренного следует, что начало кавитационного снижения подачи характеризуется равенством



Оно связывает, при известных размерах рабочих органов насоса, характеристике его всасывающего клапана и характеристике всасывающей линии, давление р0 с величиной допустимой подачи Qa max или согласно (3.39) с птах — максимальной допустимой частотой вращения.

Потерю давления рк в клапане находят по его характеристике Рк = / (Qk) при Q„ = (p-2Q„max/z. Так как эта характеристика задается графически, уравнение (3.40) также удобно решать графически. Пример такого решения, соответствующий схеме рис. 3.14, показан на рис. 3.16, где точка А пересечения линии Артах предельного запаса давления с линией рп суммарных потерь определяет Q„max при заданном р0.
Исследование кавитационных качеств насосов и, в частности, определение коэффициента ср, критической скорости поршня проводят при помощи экспериментальных кавитационных характеристик. Их снимают при рн — const, n — const и постепенном уменьшении давления pt на входе в насос, или при возрастающей частоте вращения п и рх = const. В результате испытаний по первому способу получают зависимости Q — / (р1) для постоянных значений частоты п (см. рис. 3.13, а). Второй способ позволяет получить кривые Q = / (п) для разных pt (рис. 3.13, б).
Начало навигационного срыва подачи, обусловленное низким давлением Рх на входе в насос или высокой частотой вращения п вала насоса, на обоих графиках отмечено волнистыми линиями, а буквой А — области развитой кавитации.
Результаты кавитационных испытаний по первому или второму способу дают возможность построить обобщенную кавитационную характеристику насоса в виде графика птях = / (ptmjn) (рис. 3.13, в). График позволяет находить птях при заданном Р1 или />imin при известном п.


Категория: Объемные гидромашины и гидроприводы. | Теги: характеристики, жидкость, давление, Поршень, гидравлика, график, цилиндр, насос
наука нормы правила классификация характеристики Характеристика температура расчет схемы газ теплота размеры параметры вода энергетика трубопровод оборудование смазка требования схема конструкция устройство масло котел Топливо технология пар жидкость давление насос
Всего комментариев: 0
Добавлять комментарии могут только зарегистрированные пользователи.
[ Регистрация | Вход ]
Copyright MyCorp © 2017