И характеристики роторного насоса с переливным клапаном

Когда давление p_н достигает значения p_в (в точке В), клапан начинает открываться и степень его открытия увеличивается с увеличением p_н. При этом все большая часть подачи насоса возвращается через клапан во всасывающую линию, следовательно

Q = Q_и – Q_кл - q_y, (2.15)

где Q – расход жидкости через клапан.

На рис. 2.4, б показаны характеристики роторного насоса с переливным клапаном. На участке АВ клапан закрыт, точка В – открытие (или закрытие) клапана; на участке ВС, который приближенно можно считать прямым, часть подачи переливается через клапан, а в точке С - вся подача насоса возвращается обратно.

Очевидно, что этот способ регулирования подачи неэкономичен, так как часть мощности, развиваемой насосом (а в точке С вся мощность), теряется в клапане. Он применяется на шестеренных, винтовых и других насосах с неизменным рабочим объемом и небольшой мощностью.

2. Изменение рабочего объема насоса является более экономичным способом регулирования подачи с точки зрения расхода энергии, но он требует более сложных и, следовательно, дорогостоящих насосов. Изменение рабочего объема возможно в пластинчатых, аксиально- и радиально-поршневых роторных насосах однократного действия. Простейшая схема автоматического регулирования рабочего объема аксиального роторно-поршневого насоса показана на рис. 3.30. Когда давление насоса достигает значения, достаточного для преодоления силы пружины, люлька 1 начинает поворачиваться в сторону уменьшения угла наклона. Рабочий объем, а также подача насоса при этом уменьшаются.

Характеристика насоса при этом видоизменяется примерно так же, как и в предыдущем случае, т.е. приобретает вид ломаной прямой ABC. На участке AB рабочий объём насоса максимален. Точка B определяется силой пружины и площадью поршня механизма поворота диска. В точке C рабочий объём насоса имеет минимальное значение, необходимое для компенсации утечек, а подача насоса Q = 0.

КПД роторных насосов равен произведению объемного КПД ₀ на механический _м. Гидравлический КПД часто принимают за единицу, так как гидравлические потери в насосах, развивающих высокие давления, обычно малы по сравнению с двумя другими видами потерь. При особо высоких частотах вращения _г необходимо учитывать. В роторных насосах обычно велики поверхности трения между ротором, статором и вытеснителями, поэтому рабочий процесс этих насосов и их КПД в основном определяются процессами, происходящими в зазорах между этими элементами насоса. КПД роторного насоса зависит от давления насоса p_н угловой скорости  вала и вязкости жидкости ..

Экспериментальные характеристики роторных насосов обычно получают в виде зависимостей Q = f (p_н) для нескольких постоянных значений частоты вращения n. При испытаниях регулируемых насосов для каждого значения n = const снимают еще характеристики, соответствующие нескольким значениям рабочего объема насоса V₀. При уменьшении рабочего объема насоса его КПД существенно уменьшается. Так как КПД при этом зависит еще и от давления, то на графике Q = f (p_н) точки с постоянным значением КПД соединяют плавными кривыми и получают так называемую топографическую характеристику насоса.

Кавитационные характеристики роторных насосов снимают так же, как и поршневых, либо при p_н = const.