і обоймою з іншого, величина і протяжність яких непостійні і визначаються виразами (1.56-1.61).
Механічні втрати. Спочатку приймемо два припущення. p> 1. У процесі роботи насоса гвинт самовстановлюється в обоймі, внаслідок чого сили, діючі на обойму, розподіляються рівномірно по всій довжині (при ідеальній геометрії гвинта і обойми).
2. Коефіцієнт тертя гвинта по гумовій поверхні обойми постійний. p> Потужність тертя на довжині обойми, кВт:
В
де f - коефіцієнт тертя пари В«обойма - гвинтВ», у функції питомого тиску;
n - швидкість обертання приводного валу, об/хв.
Завданням одного з циклів проведених балансових випробувань було визначення області оптимальних значень величини Оґ 0 . Було встановлено, що для обойм, внутрішня порожнина яких відлита з гуми з твердістю 55-75 од. по ТМ-2, оптимальним з точки зору рівномірності розподілу тиску вздовж осі обойми слід вважати межвиткового перепад тиску
В
У цьому режимі максимальні рівні ККД були отримані при наступних значеннях величини первісного натягу
В
Механічні втрати в робочих органах істотно залежать від величини початкового натягу (Рис. 26). p> При Оґ 0 > Оґ 0опт спостерігається різке підвищення потужності тертя.
Об'ємні втрати. Об'ємні втрати представляють собою витрата рідини через щілину проточної частини контактної поверхні:
В
де S - площа щілини.
Коефіцієнт витрати Ој в загальному вигляді є функцією числа Рейнольдса визначається з вираження
В
визначається з виразу
В
де v - коефіцієнт динамічної в'язкості
Спільно вирішуючи рівняння (1.62) і (1.63), отримаємо:
В
де Е - довжина проточної частини контактної лінії.
Для певного типорозміру насоса при перекачуванні однорідних рідин
В
Отже,
В
Стендові випробування робочих органів насоса 1ВВ 1,6; 1ВВ 0,8 і 1ВВ 0,4 при перекачуванні води показали, що при початкових натягах за виразом (1.61) перетоки рідини характеризуються досить широким діапазоном числа Рейнольдса (Re = 300-10000).
Експериментально були отримані наступні значення коефіцієнтів:
В
Аналіз виразу (1.69) (припустивши Р до = const) дозволяє отримати аналітичну залежність об'ємних втрат насоса від величини зазору і початкового натягу
В
де
На рис. 27 показана залежність об'ємних втрат насоса 1ВВ, 1,6/16 від величини первісного натягу при перекачуванні води.
В
Аналіз результатів випробувань пояснює помітний розкид значень подачі насосів серійного виробництва, в яких з технологічних міркувань первинний натяг має відхилення В± 0,1 мм.
Результати теоретичних і експериментальних досліджень показали:
1. Величина первісного натягу робить великий вплив на енергетичні показники одногвинтових насосів.
Для прийнятих оптимальних значень перепадів міжвиткових тисків (1.61) має місце інтервал значень початкового натягу (1.62), при якому робочі органи насоса працюють з максимальним значенням ККД, що досягає 70-75% для насоса 1ВВ 1,6 і 55-65% для насоса 1ВВ 0,4. p> 2. З підвищенням величини 8о: зменшується зазор в проточній частині контактної лінії, внаслідок чого зменшуються об'ємні втрати; збільшується нормальна сила і зменшується питомий тиск, що викликає збільшення механічних втрат.
3. При натяг 8о> 5о опт спостерігається різке зниження загального ККД насоса. br/>
Розрахунок золотника запобіжного клапана на міцність і стійкість
Робоче тиск при якому працює золотника
p = ПЃgH,
де ПЃ - щільність нафти
g - прискорення вільного падіння
H - напір створюваний насосом.
p = 950 В· 9,8 В· 1000 = 9,31 МПа
Зусилля стиснення золотника з боку поршня
F НЖ1 = ПЂ В· p В· (D 2 /4)
де р - робочий тиск при якому працює золотник
D - діаметр поршня
F НЖ1 = 3,14 В· 9,31 В· 10 6 В· 0,036 2 /4 = 9,5 кН
Зусилля стиснення золотника з іншого боку
F СЖ2 = ПЂ В· p В· (d 1 2 /4)
де d 1 - діаметр золотника з іншого кінця
F СЖ2 = 3,14 В· 9,31 В· 10 6 В· 0,018 2 /4 = 2,4 кН
Так як центральна частина золотника має найменший діаметр, в ньому будуть виникати найбільші напруження стиснення, визначимо їх
Пѓ сж = F сж /f 2
де f 2 - площа перерізу по внутрішньому діаметру
f 2 = ПЂ В· d 2 2 /4 = 3,14 В· 0,014
