Параметры рабочего процесса насоса

Параметры рабочего процесса насоса [c.83]

В машине должен быть осуществлен рациональный выбор параметров рабочего процесса, выбор формы и геометрии взаимодействующих элементов ротора и статора с точки зрения обеспечения минимальности динамических составляющих сил их взаимодействия. Так, например, в насосах с помощью этих мероприятий можно существенно снизить лопастную гармонику, а в электромашинах — зубцовую . [c.449]

Работа объемных насосов и ряда прочих агрегатов и элементов гидросистем сопровождается шумом, уровень которого является в большинстве случаев показателем совершенства их конструкции, а также характеристикой качества изготовления и монтажа. В частности показатель по шуму, издаваемому насосом, носит столь закономерный характер, что по его уровню представляется возможным оценивать, дополнительно к существующим методам контроля по гидравлическим и механическим параметрам, качество насоса. При некотором же значении уровня шума он служит сигналом о наличии в рабочем процессе насоса дефектов, могущих нарушить надежность его функционирования. [c.307]

Фиг. 19. Характеристика параметров рабочего процесса двигателя ЗИМ при работе с полностью открытой дроссельной заслонкой (с генератором, воздухоочистителем и водяным насосом)

Основными требованиями, предъявляемыми к величинам допусков, являются конструктивная совместимость агрегатов и элементов, технологичность (возможность изготовления), стоимость (чем меньше допуск, тем выше стоимость изготовления) и точность. В двигателе можно выделить, в общем, небольшое количество геометрических размеров элементов, которые значительно влияют на величину основных параметров рабочего процесса рк, Р, /у, К, определяющих экономичность, точность и надежность работы. К таким размерам можно отнести площадь критического сечения сопла / кр, диаметры рабочих колес насосов и турбин диаметры гидравлических сопротивлений (настроечных шайб, жиклеров В ) и некоторые другие. [c.71]

После выяснения физической сущности явлений, происходящих в гидродинамических передачах, целесообразно использовать для анализа характеристик рабочих процессов безразмерные величины. При переходе к безразмерным величинам, основываются на законах подобия. Безразмерные величины — это величины, приведенные к характерным параметрам гидродинамической передачи. За характерные параметры принимают радиус на выходе из лопастной системы насоса / Д2 и угловую скорость вращения насоса со , безразмерные величины не зависят от размеров и скоростей. Следовательно, вместо семейства-характеристик для подобных гидропередач будем иметь одну характеристику, что упрощает. анализ. Переход к безразмерным величинам проводится в предположении, что к. п. д. остается неизменным. [c.164]

Раздел, посвящённый гидравлическим машинам, содержит три главы от VII до IX. В этом разделе изложена теория рабочих процессов, выполняемых гидротурбинами, насосами, гидравлическими передачами, освещена методика расчёта. причём приведены все главнейшие расчётные параметры даны конструктивные решения с использованием материалов отечественных заводов. Особое внимание уделено вопросам регулирования отдельных видов машин. [c.723]

Повышение энергетической эффективности ПТУ за счет снижения затрат мощности турбогенератора на привод циркуляционного насоса при неизменных значениях термодинамических и расходных параметров активного (парового) и пассивного (жидкостного) потоков рабочего тела на входе в конденсирующий инжектор, а также давлении конденсации в прямом цикле р, требуют, чтобы организация рабочего процесса в конденсирующем инжекторе обеспечивала максимально возможное повышение да- [c.29]

Рабочий объем является важнейшим параметром насоса. Он во многом определяет его габариты и эксплуатационные показатели подачу жидкости, полезную и потребляемую мощности. Необходимо отметить, что на практике применяются также насосы с переменными рабочими объемами. Такие насосы принято называть регулируемыми, а изменения рабочего объема насоса в процессе его работы — регулированием насоса. [c.150]

Каждый элемент, участвуя в рабочем процессе системы, испытывает воздействие со стороны соседних элементов. Степень этого воздействия обусловлена структурой системы, и математически выражается в виде функциональных зависимостей для выходных параметров элементов. В таблице 2.1 представлены функциональные-зависимости для всех элементов рассматриваемой схемы, которые для сокращения записаны в неявном виде. Эти зависимости, выраженные в явной форме и дополненные балансовыми уравнениями. (2.2). .. (2.4) условий совместной работы агрегатов, в совокупности образуют математическую модель схемы. При построении модели использованы следующие обозначения т — суммарный расход окислителя и горючего ш"—расход горючего через газогенератор Шг.к — расход горючего через камеру ток.г —расход окислительного газа г] коэффициенты полезного действия — количество форсунок rf —гидравлические диаметры магистралей и газовых трактов I — коэффициенты гидравлических потерь рвх.ок Рвх.г —давления на входе в насосы окислителя и горючего, Ра давление на срезе сопла рн — давление окружающей среды. [c.20]

Необходимость освоения новых технологических процессов в химической, нефтехимической, нефтеперерабатывающей и пищевой промышленности потребовала применения специального насосного оборудования для перекачивания различных жидкостей в широком диапазоне подач и давлений. С переходом на непрерывные процессы насосы, помимо транспортирования жидкостей, в ряде случаев должны выполнять функции регулятора самого процесса. В этих условиях значительно возросла роль насосов объемного типа. Рабочий процесс в объемном насосе основан на вытеснении жидкости из рабочей камеры, герметично отделяемой от полости всасывания и нагнетания. В результате этого обеспечиваются более высокая жесткость рабочей характеристики насоса при изменении режимных параметров, хорошая всасывающая способность, возможность перекачивания небольших объемов жидкостей при высоких давлениях, жидкостей с широким диапазоном вязкости, а также жидкостей с газовой составляющей, возможность экономичного и точного регулирования подачи. [c.153]

Из формулы VII.28 видно, что при всех прочих равных условиях развиваемый гидромотором момент (или потребляемый насосом момент) тем больше, чем больше эксцентриситет е (в общем случае — параметр регулирования давление напора рх, диаметр поршня число рядов цилиндров д и число поршней т. Число рядов цилиндров (поршней) в гидроагрегатах выбирается всегда нечетным (7, 9 или 11), так как при этом удается снизить пульсацию жидкости и обеспечить более равномерный рабочий процесс гидропривода. [c.200]

Опыт последнего времени показывает, что конструирование и эксплуатация даже таких конструктивно простых насосов, как шестеренные, требует проведения значительных по объему, всесторонних и тщательных по исполнению теоретических и экспериментальных исследований. Систематическое отставание исследований от требований производства привело к отсутствию на сегодня обоснованных данных по выбору рациональных соотношений между основными эксплуатационными и конструктивными параметрами, и к отсутствию материалов по расчету ряда ответственных элементов конструкций гидросистем металлообрабатывающего оборудования. Для ликвидации отставания требуется рассмотреть ряд вопросов, включающих обязательный анализ эксплуатационных качеств шестеренной группы насосов и изучение конкретных закономерностей рабочего процесса и характерных особенностей каждого типа насосов. [c.6]

Кроме автоколебаний (низкочастотных или акустических), связанных с работой системы регулирования, с рабочим процессом в камере сгорания и газогенераторе, возможна потеря устойчивости ЖРД в целом, при которой в колебательный контур, теряющий устойчивость, входят ряд агрегатов и частей ЖРД ТНА, газогенератор, соединяющие их трубопроводы и т. д. В формировании автоколебаний в контуре, теряющем устойчивость, определяющую роль играют процессы образования и распространения энтропийных волн по газовому тракту, а также крутильные колебания вала ТНА. Так как диапазон частот этих автоколебаний находится в области собственных и акустических (продольных) частот газовых и гидравлических трактов ЖРД, то при анализе устойчивости ЖРД все названные его агрегаты и части необходимо рассматривать как элементы с распределенными параметрами. Сами автоколебания условно будем называть колебаниями промежуточных частот . В данный термин вкладывается только тот смысл, что частоты этих колебаний больше частот обычных низкочастотных колебаний, связанных рабочим процессом в камере сгорания или газогенераторе с работой системы регулирования или с кавитацией в насосах, и ниже частот высокочастотных акустических колебаний в камере сгорания. [c.262]

Полученные расчетом значения и /Гд должны быть подкорректированы до ближайших, предусмотренных унифицированным типоразмерным рядом топливных насосов по ГОСТ 10578—74. Отношение колеблется в пределах 0,71—1,5. В комплекс расчетов основных параметров топливных насосов входит определение величины средней скорости плунжера на участке его геометрического полезного хода, необходимой для построения профиля топливного кулачка. Эту скорость находят по заданной продолжительности впрыска Фг, выбираемой из условий наилучшей организации рабочего процесса двигателя применительно к данному его типу, способу смесеобразования, быстроходности и т. д. Вполне очевидно, что [c.103]

Имеем следующие параметры агрегатов и трубопроводов. Насос ртах = 22 МПа прн давлении начала срабатывания регулятора подачи насоса рр=19 МПа подача насоса прн рр= 19 МПа Qp = = 0,5 л/с подача насоса при р = 0 Qo==0,62 л/с. Гидроаккумулятор объем воздушной полости при давлении зарядки Уо = 3000 см давление зарядки воздушной полости рз=11 МПа. Процесс расширения газа принять изотермическим. Гидроцилиндры Du = 80 мм, dm = = 40 мм, рабочий ход штока д р=1000 мм, масса траверсы т=1000 кг, сила f = Fo-f J , где fo=170 000 Н, k = = 500 Н/мм. Гидравлические линии /4 = 600 см 4=1,0 см, 4=15 /5=100 см, 5=1,0 см, Ss = 0 и = 1т = 700 см, de = = 0,84 см, 7 = 0,6 см, б= 7 = 0 /в = /9 = 200 см ds = dg = = 0,6 см, 8 = 9 = 0 / о = 2000 см, d,o=0,6 см, ю=100 /и = 1000 см dii=0,6 см, п=100 /(2= 1500 см, dn = = 0,6 см, i2=1 00 / э = 500 см, dj3 = 0,84 см, 1э = 0 /м = = 2000 см, di4=l,0 см, и = 0. [c.168]

Учитывая сравнительно небольшую длину трубопроводов, соединяющих насос с гидромотором (<5 м), волновыми процессами в трубопроводах пренебрегаем конструктивные параметры системы, а также температура и вязкость рабочей жидкости во всем процессе регулирования принимаются постоянными колебание передаточного отношения в редукторах и винтовых передачах, вызванное неточностью изготовления зубчатых колес и винтовых пар, при составлении дифференциальных уравнений не учитывается усилия, которые привод в процессе резания должен преодолевать, не считая сил сухого трения в подвижных частях 520 [c.520]

Уравнение эффективной производительности, которой располагает гидромотор с учетом внутренних утечек в насосе и гидромоторе, скольжения приводного электродвигателя, динамической подачи насоса, возникающей в процессе изменения параметра регулирования ij5 , а также сжимаемости рабочей жидкости, мож- 1 da [c.521]

Исследование маневренных свойств турбопередачи обычно производится путем осциллографирования основных параметров процесса (скорости вращения ведущего и ведомого валов моментов на насосе, турбине и направляющем аппарате давления и производительности питающей установки температуры рабочей жидкости). [c.108]

Анализ переходных процессов исследуемых систем подтвердил, что основными параметрами, определяющими быстродействие системы, являются давление подводимой рабочей жидкости ро, ресурс (расход) питающего систему насоса или насосов Qo и величина передаточного отношения редуктора i. С увеличением этих параметров быстродействие увеличивается. [c.144]

Допустимые условия эксплуатации жидкости надежнее всего определяются в процессе ее эксплуатации в системе, тем более, что точно предсказать условия работы всех элементов системы не представляется возможным. Так, например, можно замерить температуру лишь в объеме жидкости, однако в точках местных перегревов, которые могут возникать в подшипниках, насосах, предохранительных клапанах и др., температура может быть гораздо выше. Подобные рассуждения могут быть также справедливы и ио отношению к другим рабочим параметрам системы. [c.152]

Для удобства анализа кавитационных процессов в насосах вводят физический параметр — кавитационный запас. Кавитационным запасом напора насоса принято называть разность между полным напором на входе в насос и напором насыщенных паров рабочей жидкости [c.234]

В турбине пар расширяется до давления Рг. соответствующего температуре насыщения ts2, "незначительно превышающей температуру окружающей среды (охлаждающей воды) 2- Полученный в результате расширения в турбине влажный пар низкого давления поступает в конденсатор 4, где полностью конденсируется, отдавая теплоту парообразования охлаждающей воде, проходящей по трубкам конденсатора. Питательная вода из конденсатора забирается насосом 5, сжимается до давления, равного давлению р1 в паровом котле, и подается в котел параметры воды на входе в котел Рь tз, 3, причем /з и з весьма близки соответственно к 2 и г. Поступившая в котел вода смешивается с кипящей водой, имеющей при том же давлении р температуру tsl>tз, и за счет тепла, подводимого извне, нагревается до температуры кипения и испарения при постоянном давлении Р1. В результате рабочее тело в установке совершает замкнутый процесс (цикл). [c.246]

Для механизированного процесса нанесения противошумных мастик может быть использована установка УНМ-1 (рис. 6.20). Установка представляет собой стационарный окрасочный агрегат, в котором мастика наносится методом пневматического распыления при работе с двух постов одновременно. Основным узлом установки является поршневой гидравлический насос 7, имеющий защитный кожух 6 и связанный шлангами // с распылителями 5. Размещенный на нижнем конце гидравлического насоса фильтр 9 предохраняет полость насоса от попадания посторонних грубых включений. В верхней части агрегата смонтирован пневматический привод 4, обеспечивающий возвратнопоступательное перемещение штока насоса. К корпусу пневматического привода прикреплен воздухораспределитель 5, подающий сжатый воздух попеременно в верхнюю и нижнюю полости пневматического привода. При помощи траверс 5 гидравлический насос с пневматическим приводом закреплен на пневматическом подъемнике 7, стационарно установленном на рабочем месте. Управление и контроль параметров работы установки осуществляется при помощи пульта, на котором размещены краны 15 подачи сжатого воздуха на распыление и регуляторы 13 и 14 давления воздуха с манометрами. Кроме того, на пульте установлен выключатель 12 подачи воздуха на пневматический подъемник, при помощи которого осуществляется подъем насоса. Гидронасос от преждевременного опускания фиксируется замком 10 на стопорном кольце 2, укрепленном на цилиндре пневматического подъемника. Мастика наносится на поверхность кузова распылителем РВМ-1. [c.279]

Приведение в действие многих механизмов станков и автоматических линий и управление их работой (особенно тех станков и линий, где в процессе эксплуатации требуется регулировать или изменять усилие, скорость или другие параметры) осуществляется с применением объемного гидравлического привода. Гидравлический привод называется объемным потому, что энергия от гидравлического насоса (приводимого во вращение электродвигателем) передается к исполнительному органу механизма — гидравлическому двигателю перемещением объемов рабочей жидкости находящихся под воздействием давления. [c.122]

Зная сопротивление сети, по измеренным значениям давления нагнетания в насосе можно рассчитать значение /3. Результаты этих расчетов представлены на рис. 5.12 (кривая 5). На этом же рисунке представлены сравнительные выходные характеристики пароводяного инжектора, теоретически достижимые в рамках теории, изложенной в [47] (кривая 1), и на основе полученного в данной работе результата (кривая 2) при одинаковых начальных параметрах рабочей и транспортируемой сред. (Геометрия проточной части в обоих случаях будет различной.) Из сравнения видно, что работа насоса при условии наличия двухфазной смеси на входе в камеру смешения оказывается существенно более эффективной, чем при условии обязательной и полной конденсации рабочего пара перед входом в камеру смешения. Физически повышение эффективности работы насоса осуществляется за счет снижения диссипативных потерь в процессе обмена импульсом между паром и жидкостью. В первом случае в основе процесса, имеющего место в инжекторе, лежит механизм теплообмена и обмена количеством движения между транспортируемой и рабочей средой на основе вязкого трения. Во втором случае в основе обмена количеством движения в скачке лежит механизм упругого взаимодействия молекул пара с мелкодиспергированны-ми частицами жидкости. Вклад теплообмена и обмена количеством движения будет тем меньше, чем меньшим будет время протекания обменных процессов. Как было показано в [72], при определенных (максимальных) значениях противодавления скачок давления в камере смешения становится близким к прямому, т.е. время обменных процессов становится минимальным. [c.116]

Рычажковый бензиновый насос фирмы DVG-Neuss. Рычаг 9 (фиг. 3) привода, лежащий на эксцентрике приводного вала, связан с шарнирной тягой 10 при набегании эксцентрика на рычаг привода последний при помощи шарнирной тяги 10 и штока 1 диафрагмы тянет вниз диафрагму 3, преодолевая при этом сопротивление пружины 2 диафрагмы. Перемещение диафрагмы вниз представляет собой ход всасывания бензинового насоса. При этом топливо через плоский сетчатый фильтр 6 поступает в воздушный колпак 5, который служит уравнительным устройством из колпака топливо через впускной клапан 4 поступает в рабочую полость насоса. Благодаря наличию в воздушном колпаке некоторого запаса топлива, в значительной мере уменьшается вероятность нарушений нормальной работы д двигателя вследствие возможного образования паровых пробок. При ходе нагнетания жесткая связь между диафрагмой и рычагом привода прерывается и топливо подается к карбюратору через выпускной клапан 7 под действием пружины диафрагмы. Если игольчатый клапан закрыт, то под действием силы давления находящегося в бензопроводе между насосом и карбюратором жидкого топлива пружина и диафрагма остаются в том положении, в котором они находились в процессе хода всасывания при этом дальнейшая подача топлива в карбюратор прекращается. Рычаг 9 привода, прижимаемый к эксцентрику силой давления возвратной пружины 8, работает вхолостую. При правильном выборе параметров пружины диас )рагмы, игольчатога клапана и веса поплавка удается достигнуть такого положения, при котором в карбюратор будет поступать столько топлива, сколько необходимо для поддержания в нем нормального уровня. [c.178]

Наличие типовой энергетической характеристики позволяет эксплуатационному персоналу обеспечивать контроль за состоянием и работой котла, выдерживать все параметры технологического процесса, осуществлять нормирование, планирование и анализ экономичности работы оборудования. В этой связи в объем испытаний входит определение следующих основных зависимостей от паро-производительности (тепловой мощности) брутто Qк для всего рабочего диапазона всех отдельных потерь теплоты (с уходящими газами (/2, от химической дя и механической неполноты сгорания, в окружающую среду /5, с физической теплотой щла-ка дв) КПД брутто котельной установки т] расхода теплоты на собственные нужды, отнесенной к располагаемой теплоте топлива расхода теплоты на выработку электроэнергии, затраченной механизмами собственных нужд и отнесенной к располагаемой теплоте топлива дтоп расхода теплоты на турбопривод питательных насосов, отнесенной к располагаемой теплоте топлива дт, н. [c.11]

Определяющими параметрами работы котла служат давление и температура перегретого пара, причем, как 3 котлах с естественной циркуляцией, по показаниям давления судят (1 надлежащей паропроизводительно-гти, устанавливая ее посредством ре-1 улирования расхода топлива, т. е. топочного процесса. Температура перегретого пара регулируется в них так же как в котлах с естественной циркуляцией. Однако наличие принудительной циркуляции посредством специального насоса создает некоторые осо-пеиности в рабочем процессе этих кот- [c.21]

На основании этих данных в процессе проектирования следует выбрать принципиальную схему установки рассчитать параметры трубопроводов выбрать насосы определить конструкцию рабочего объема и выбрать элементы вакуумной установки (затворы, вентили, ловушки и т. д.) выбрать ассортимент конструктивных материалов и приборы для измерения вакуума составить принципиальную электрическую схему питания установки, включая ее технологическое обор-удование. [c.98]

Испытания дизелей ЮДЮО при разном количестве неправильно установленных форсунок 21 и постоянном положении реек топливных насосов на общем упоре показали, что неправильная затяжка гаек крепления восьми форсунок левого ряда вызывает увеличение слива топлива из форсунок на 7,3—8,2 кг/ч, сопровождается падением максимальной мощности на 300—320 кВт и снижением частоты вращения коленчатого вала двигателя на 100 об/мин, уменьшением давления в продувочном ресивере и давления выпускных газов перед турбиной. Температура выпускных газов 1-го и 10-го цилиндров (имевших нормальное крепление форсунок) вырастает на 20—35° С. Такое изменение параметров, вызванное неравномерной затяжкой гаек крепления форсунок, объясняется тем, что часть топлива, сливаясь из форсунок, не попадает в цилиндр. Одновременно ухудшается протекание рабочего процесса из-за нарушения качества распыла топлива. [c.273]

Жидкость в установке постепенно нагревалась и доводилась до кипения при атмосферном давлении, что гарантировало полное удаление воды из даутерма. В процессе подогрева даутерма включались все нагреватели контура для выравнивания температуры по контуру пускали насос. Производительность насоса, а следовательно, и скорость жидкости в контуре, регулировались вентилем за нагнетательным патрубком насоса. По достижении требуемых параметров жидкости на рабочий участок подавался ток и поднималась нагрузка. Подъем нагрузки до критической производился так же, как в опытах с большим объемом. При этом принимались меры для поддержания постоянной температуры и скорости жидкости. [c.68]

Значительные достижения, которые основываются на теории подобия и розмерностей, получены в области физического моделирования процессов, которые протекают в лопастных гидромашинах. Здесь характеристики мощных насосов определяются путем специального перерасчета экспериментально полученных характеристик модельных машин значительно меньших размеров. Однако, невзирая на все упомянутые достижения, современное состояние фундаментальных исследований в области теории лопастных машин и состояние моделирования режимов работы ЦН, в частности, далеко не удовлетворительное. Речь идет о математическом моделировании режимов с помощью ЭВМ. До сих пор не создана такая математическая модель ЦН, которая бы давала возможность на основании каталожных конструктивных данных машины анализировать ее режимные и экономические параметры во всем эксплуатационном диапазоне с учетом основных свойств рабочей жидкости [51]. Не решен в полной мере и вопрос синтеза оптимальных конструкций ЦН по заданным технологическим требованиям. [c.7]

Следует учесть, что в связи с пониженными смазывающими качествами этих жидкостей не все выпускаемые насосы, и в частности насосы высоких давлений, пригодны для работы на них. Удовлетворительные результаты получены при работе на этих жидкостях пластинчатых (см. стр. 239) и шестеренных (см. стр. 258) насосов при давлении 30—70 кПсмР. При применении аксиально-поршневых насосов (см. стр. 141) давление жидкости не должно превышать 100—125 кПсм . Важным параметром, характеризующим качество рабочей жидкости гидросистем, является воздействие ее на резину, из которой изготовляются многие детали гидроагрегатов. В результате длительного контакта рабочей жидкости с резиновыми деталями может изменяться объем и вес этих деталей вследствие происходящего при этом сложного физико-химического процесса вымывания отдельных компонентов резины и замещения их жидкостью. В результате этого наблюдается изменение физико-механических свойств резины и ее объема. Усадка, набухание и размягчение резиновых деталей уплотнительных узлов приводит к нарушению герметичности и к прочим дефектам в работе. С этой точки зрения наиболее неблагоприятное влияние на резину оказывают синтетические жидкости, одни из которых вызывают чрезмерное набухание уплотнительного материала, а другие, наоборот, значительную его усадку. [c.54]

Рассмотрим режим постоянного расхода с учетом коэффициента а утечек в насосе и клапане при К (р) = Ко = onst и = = Afp. Будем считать / ступенчатой входной функцией времени / (/), т. е. при г = О / = /о, а при / > О / = /о + А/, где А/ — величина мгновенного приращения площади рабочего окна золотника. Это позволит при рассмотрении переходного процесса, протекающего при > О, считать / постоянным параметром, не зависящим от времени. [c.82]

Фактическая производительность насоса. Помимо расчетной (теоретической или геометрической), различают фактическую (полезную) производительность насоса, под которой понимают подачу жидкости насосом при определенных значениях перепада давления Др в камерах нагнетания и всасывания и вязкости жидкости, а также числе оборотов и при прочих параметрах, влияющих на объемные потери жидкости в насосе, Величина этой производительности будет меньше расчетной на величину объемных потерь жидкости которые возникают в результате перетекания жидкости из рабочей полгости в нерабочую или в атмосферу (AQh), а также в результате неполного заполнения рабочих камер жидкостью в процессе всасывания и в результате сн атия, в процессе нагнетания жидкости и деформации деталей насоса, определяющих размер рабочих его камер (А( н). Последние потери принято называть условными утечками или потерями на всасывании насоса. [c.128]

Последний этап — создание безбарабанных прямоточных котлов с принудительным движением воды, пароводяной смеси и пара с помощью питательного насоса. В отличие от котлов с естественной циркуляцией, где вода, прежде чем полностью испарится, многократно проходит через кипятильные трубы, в прямоточных котлах весь процесс получения перегретого пара заданных параметров происходит за один ход рабочего тела. [c.318]

Если бы удалось к моменту воспламенения иметь лишь незначительное количество подготовленной для сгорания рабочей смеси, то работа двигателя протекала бы значительно мягче. После того как воспламенение уже. произошло, сгорание последующих порций впрыскиваемого топлива происходит благодаря значительному выделению тепла с меньшей задержкой воспламенения. В соответствии с уменьшением задержки воспламенения интенсивность подачи топлива в процессе впрыска должна нарастать. Поэтому во впрыскивающих топливных насосах закон подачи топлива в большинстве случаев имеет нарастающую характеристику. Однако опыты показали, что если отказаться от мягкой работы двигателя и меньших нагрузок кривошипно-шатунного механизма, обусловливаемых нараста-щей подачей в процессе впрыска, то при равномерной и даже нисходящей характеристике подачи достигаются лучшие экономические и мощностные показатели двигателя. Следовательно, количество впрыскиваемого топлива, отнесенное к углу поворота кулачка привода насоса, не должно быть чрезмерно большим. В то же время продолжительность периода впрыска не должна быть слишком длительной, так как это повлечет за собой явления догорания в двигателе, повышение температуры, снижение мощ1юсти и увеличение расхода топлива. Для автомобильных двигателей продолжительность периода впрыска топлива составляет 15—20 угла поворота коленчатого вала. Момент начала впрыска при этом равен примерно 10° до в. м. т. В последнее время стремятся сократить продолжительность впрыска топ- лива до 10—15 угла поворота коленчатого вала и в соответствии с этим начинать впрыск несколько позднее. Выбор этих параметров определяется в основном характеристикой количественного регулирования топливного насоса. [c.375]

Вакуумные установки, помимо насосов, включают в себя, как правило, откачиваемый объект (реципиент), трубопроводы, уплотнения, краны, натекатели, ловушки, электрические вводы и другие детали и узлы. Конструкции деталей вакуумных установок весьма разнообразны. Выбор их определяется главным образом спецификой и температурным режимом технологического процесса, проводимого на вакуумной установке, параметрами применяемых насосов, величиной рабочего давления и объемом откачиваемого объекта. [c.48]

Как видно из приведенных примеров, основными параметрами, необходимыми для расчета вакуумных систем, служат предельный или рабочий вакуум и количество газов, подлежащее удалению из вакуумной системы в единицу времени. Предельный или рабочий, вакуум, который необходим для нормальной работы аппаратуры, определяется техническими условиями на проведение процесса обработки материалов. Количество газа, которое должно откачиваться в единицу времени, определяется герметичностью установки, газоотделением ее стенок и главным образом газоотделением перерабатываемых в вакууме материалов. Величинами натекаиия воздуха в установку и газоотделения ее стенок можно задаться, исходя из конкретных условий работы установки и параметров насосов. Количество газов, выделяющихся из перера- [c.110]

Ко второй группе относятся маслопроводы системы регулирования и защиты турбоагрегата, В этой системе масло является средой, передающей регулирующий импульс, а также рабочей жидко-стью гидравлических сервомоторов. Максимальное давление в этой системе (без учета повышения давления при гидроуда-рах, возникающих во время динамических процессов) определяется напором, создаваемым главным масляным насосом. Это давление зависит от мощности, параметров и конструктивных особенностей турбоагрегата. У турбин малой и средней мощности давление главного маслонасоса составляет величину 0,49— [c.143]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...