Насосы силы инерции поршня насоса

Определить максимальную силу инерции поршня 3 насоса, в основу которого положен синусный механизм, если радиус кривошипа АВ равен 1ав = 50 мм, масса звена 3 равна т = Ъ кг, кривошип вращается равномерно со скоростью щ = 300 об мин. [c.85]

При регулировании насоса (гидромотора) наклонную шайбу следует повернуть относительно точки О (рис. 2.43), для чего необходимо, приложить момент, достаточный для преодоления суммы моментов, создаваемых силами, обратными по направлению реакциям N поршней, соединенных с полостью нагнетания, а также силами инерции поршней и опор. Величина этого момента при перекрытии с = 0 (см. рис. 2.53, а) [c.175]

На жидкость действуют поверхностные и массовые силы. Поверхностные - это силы, действующие на поверхность жидкости, например силы давления поршня насоса или силы давления воздуха, газа. Массовые - это силы тяжести, инерции и центробежные силы, которые в однородной жидкости распределены по всему объему. При воздействии поверхностных и массовых сил в жидкости возникает давление. [c.27]

При выборе частоты вращения для аксиально-поршневого насоса с торцовым распределением учитываются как силы инерции поршня, так и окружные скорости на торцовой поверхности распределителя. [c.131]

Подчеркнем, что выражения (3.34) и (3.35) справедливы лишь для установок с центробежными насосами. В случае же поршневых насосов, ввиду неустановившегося движения жидкости во всасы-ваюш,ем трубопроводе, обусловливаемого переменной скоростью поршня, при определении /ij, и необходимо дополнительно учитывать силы инерции. [c.98]

Часть напора поршневого насоса тратится на преодоление инерционных сил и сопротивления всасывающего клапана. Из формулы (11.10) следует, что максимальное ускорение, а, следовательно, и силы инерции, имеют место при ф = О, я, 2я и т. д., то есть в начальные моменты движения поршня, когда скорость его (а значит, и скорость жидкости во всасывающем трубопроводе) теоретически равна нулю. Кроме того, в начальные моменты движения поршня пди всасывании происходит и открытие всасывающего клапана. [c.145]

Рис. 10,82. Дистанционный центробежный тахометр. Связь между датчиком и приемником осуществляется посредством сжатого воздуха. С валом 1, который соединяется с испытуемым валом, имеющим на конце поршень 4, перемещающийся в цилиндре 9, шарнирно соединены рычаги 2, снабженные грузами 3. Цилиндр 9 заполнен сжатым воздухом, нагнетаемым насосом 10. Трубка 8 соединяет датчик с приемником, выполненным в виде манометра, состоящего из мембраны 7, серьги 5 и стрелки 6 с градуировкой шкалы на число оборотов. Центробежная сила инерции грузов перемещает поршень 4, перекрывающий отверстия (7fl, через которые воздух выходит наружу. Равновесие наступит при равенстве приведенной к поршню силы инерции грузов и силы давления сжатого воздуха.

В приведенной системе это достигается следующим образом. При движении поршня-рейки вправо (по чертежу) жидкость от насоса 1 при I положении золотника в распределителе 3, переключаемом электромагнитами 4 и 5, поступает к полости 6 цилиндра 7. Сила, развиваемая цилиндром в момент трогания головки, определяется в основном силами инерции подвижных масс. На это усилие должен быть рассчитан и настроен клапан Г54 (/). С открытием проточки а давление в полости 6 будет соответствовать настройке клапана Г54 (2), т. е. давлению Ра. которое меньше pi. Поэтому до-жатие головки к упору и удерживание ее на упоре происходит при [c.85]

В качестве примера обобщенной математической модели гидросистем гидропанелей рассмотрим формулу для определения давления на насосе рабочих ходов. В расчетной схеме (рис. 37) учитывают силы, которые должен преодолевать гидропривод Гр — сила резания, — сила трения в направляющих, — сила инерции, Гп — сила трения поршня, Гщ — сила трения штока, 0 = Ро — Ро — сила противодавления, а также потери Арн на элементах, установленных на нагнетательном трубопроводе, и потери Арс на элементах, установленных на сливном трубопроводе. Указано направление рабочей подачи 5 рабочего органа. [c.58]

При малом О требуется большее , увеличивается длина насоса и облегчаются отдельные части передаточного механизма, но с увеличением хода поршня при данном числе оборотов возрастают ускорения и силы инерции. [c.482]

Для устранения неравномерности подачи применяют диференциальные насосы, схема которых показана на фиг. 126. Здесь нагнетание происходит за оба хода поршня. Выравнивание подачи не ведет еще к выравниванию работы за оба хода, так как при перемене хода поршня и при закрытии или открытии нагнетательного клапана гидравлические удары передаются непосредственно на штанги и вызывают добавочные напряжения в них силы инерции масс поршня и штанг при значительной длине последних также вызывают в них напряжения. Вес штанг и поршня, если он ничем не уравновешивается, вызывает неравномерную затрату мощности за оба хода поршня. [c.84]

Насосы с несиловым карданом в отличие от рассмотренной выше схемы имеют упорный диск 1 (рис. 63), выполненный как одно целое с приводным валом 2. В связи с этим крутящий момент, возникающий на упорном диске в результате действия поршней, снимается непосредственно валом, а через кардан 3 передается только момент, затрачиваемый на вращение блока цилиндров 4, равный моменту потерь от сил трения и инерции при замедлении и ускорении блока. Этот момент составляет небольшую долю от момента, передаваемого валом, поэтому кардан оказывается разгруженным (не силовым) от рабочего момента. В связи с этим разгруженными от поперечных нагрузок являются и поршни насоса. [c.105]

Величина центробежных сил зависит не только от частоты вращения ротора, но и от окружной скорости на поверхности камер. При окружной скорости более 10 м с работа роторного насоса становится невозможной без дополнительных устройств на всасывании. При выборе частоты вращения для радиально-порп невого насоса следует учитывать, что кориолисовы силы инерции масс поршней вращающегося цилиндрового блока пропорциональны квадрату угловой скорости. Кориолисовы силы инерции направлены перпендикулярно стенкам цилиндра, прижимают поршни к ним и при больших окружных скоростях цилиндрового блока могут вызвать интенсивный износ стенок цилиндра. [c.131]

Для охлаждения головки поршня дизеля по центральной трубе 17 подводится масло, которое, о.мывая внутреннюю поверхность поршня, по каналу попадает через крышку буфера наружу. Движение масла внутри поршня обеспечивается насосом и силами инерции масла, возникающими при движении поршней. [c.235]

Для уменьшения влияния сил инерции на подачу масла в поршень на дизелях 2ДЮ0 в 1959—1962 гг. на входе в шатун устанавливали обратные клапаны, состоящие из тарелки с десятью отверстиями (рис. 59). Тарелка снизу закрывалась седлом с отверстием диаметром 13 мм. На участках /—//, III—IV (см. рис. 58, б) тарелка клапана 3, инерционным давлением прижимаясь к седлу 5 (см. рис. 59, а), препятствует вытеканию масла и тем самым увеличивает подачу его в поршень. При подходе поршня к в. м. т. положительное инерционное давление, суммируясь с давлением от насоса, дает дополнительное увеличение подачи масла в него. При установке клапанов подача масла в поршни на номинальном режиме увеличилась с 300 до 450 кг/ч (см. рис. 58, а кривая 2), но в то же время при частоте вращения вала ниже 700 об/мин подача была несколько меньше, чем без клапана, что вызывалось созданием дополнительных сопротивлений в тарелке и седле. Для уменьшения этих сопротивлений были увеличены проходные сечения в тарелке на 50% (см. рис. 59, б) и в седле на 20% (увеличен диаметр с 13 до 15 мм). При этом (см. рис. 58, а, кривая 3) подача масла в поршень возросла во всем диапазоне частот вращения вала, в, том числе в 2,5 раза и на номинальном режиме. [c.109]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...