Характеристикой объемных насосов, в том числе роторных, называют (в отличие от характеристики насосов лопастных) зависимость подачи насоса от его давления при постоянной частоте вращения вала.
Рис. 3.19. Характеристики роторного насоса где А — величина, зависящая от конструкции насоса и зазоров; ее можно считать постоянной для данного насоса; ц — динамическая вязкость жидкости.
Так как идеальная подача объемного насоса согласно формуле (3.1) определяется его рабочим объемом и частотой вращения, теоретическая характеристика насоса в указанной системе координат изображается горизонтальной прямой (рис. 3.19, а). Действительная подача насоса отличается от идеальной на величину утечек через неплотности рабочих камер — зазоры — из полости нагнетания в полость всасывания (внутренние утечки) и наружу (внешние утечки). Таким образом, Q = QH — qy. Так как уплотняющие зазоры в насосах малы и протяженны, а вязкость жидкости обычно значительна, режим течения жидкости в этих зазорах, как правило, ламинарный, поэтому при не очень высоких давлениях для утечек справедлив закон сопротивления Пуазейля (для зазора). Давление насоса Рн для жидкости, перетекающей через зазоры, является потерей давления на трение по длине. Отсюда следует, что действительная характеристика роторного насоса в той же системе координат изображается наклонной прямой. При этом чем более совершенен насос, тем ближе эта прямая к идеальной характеристике (тем больше «жесткость» характеристики). Именно в таком виде характеристики роторных насосов используются потребителями гидромашин и приводятся в каталогах. Однако прп выполнении графоаналитических расчетов гидравлических систем с использованием характеристик насосов удобнее последние изображать так же, как п характеристики лопастных насосов, в виде зависимости //„ (или Ри) от Q (рис. 3.19, б).
Рис. 3.20.Схема включения переливного клапана и характеристики роторного насоса с переливным клапаном
Регулирование подачи роторных насосов (при неизменной частоте вращения вала насоса) осуществляется двумя способами.
1. Установка переливного клапана (рис. 3.20, а) параллельно насосу, так что часть подачи может через клапан 2 возвращаться во всасывающий трубопровод. Пока давление насоса Ри «< Ри — = ^пр.о/^кл (где /^пр.о — сила пружины при закрытом клапане; £кл — площадь отверстия, перекрываемого клапаном), клапан закрыт. Когда давление ра достигает значения Рв (в точке В), клапан начинает открываться и степень его открытия увеличивается с увеличением Р. При этом все большая часть подачи насоса возвращается через клапан во всасывающую линию, следовательно, Q = QИ Qkji " Яу (где <2кл — расход жидкости через клапан). На рис. 3.20, 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 мощности.
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 АВ рабочий объем насоса максимален. Точка В определяется силой пружины и площадью поршня механизма поворота диска. В точке С рабочий объем насоса имеет минимальное значение, необходимое для компенсации утечек, а подача насоса Q = 0. Часто бывает необходимо пересчитать и перестроить характеристики роторного насоса с одних условий работы (пх, щ) на другие (п2, р.2). Рассмотрим этот пересчет для насоса с переливным клапаном или автоматическим изменением рабочего объема. Так как идеальная подача насоса пропорциональна частоте вращения, абсцисса точки А характеристики (см. рис. 3.20, б) пересчитывается просто
Приближенно можно считать, что характеристики клапана, а также автомата изменения рабочего объема насоса, пе зависят от п и fx. Поэтому участок В2Сг новой характеристики проводят параллельно Bfi^. Так получают характеристику насоса А2В2С2 при новых п., и ц2. КПД роторных насосов равен произведению объемного КПД т|0 на механический TJm. 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 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 Ри, угловой скорости со вала и вязкости жидкости р. Согласно общей теории роторных гидромашин, разработанной В. В. Мишке, КПД роторного насоса и его составляющие являются функциями безразмерного критерия подобия режимов работы роторных гидромашин
По теории Мишке, которая в общем удовлетворительно подтверждается экспериментом при не слишком широком диапазоне изменения ст, объемный КПД роторного насоса уменьшается по прямой, а механический КПД возрастает при увеличении а (рис. 3.21). Однако для области больших сг (больших ра и малых р) теория Мишке часто несправедлива, так как происходит выжимание смазки с поверхностей трения, и возникает сухое трение. Вследствие этого механический КПД начинает падать. Общий КПД насоса возрастает при увеличении о и, достигнув максимума при некотором оптимальном о, далее уменьшается. Таким образом, как видно из рис. 3.21, для каждого роторного насоса есть оптимальный режим его работы, определяемый оптимальным значением критерия Мишке, при котором КПД насоса максимален. Если же рассматривать изменение лишь одного из трех факторов, определяющих ст, т. е. Рн, то можно говорить об оптимальном значении для данного насоса каждого из этих факторов при постоянных значениях двух других. Оптимальные значения зависят от конструкции и размеров насоса. Экспериментальные характеристики роторных насосов обычно получают в виде зависимостей Q = / (ра) для нескольких постоянных значений частоты вращения п. При испытаниях регулируемых насосов для каждого значения п = const снимают еще характеристики, соответствующие нескольким значениям рабочего объема насоса F„. Так, например, на рис. 3.22 показаны четыре зависимости Q ОТ ра при 11 =const (1, ..., 4) для четырех значений рабочего объема, из которых кривая 1 относится к Fomax. Там же построены соответствующие им четыре кривых КПД насоса.
При уменьшении рабочего объема насоса его КПД существенно уменьшается. Так как КПД при этом зависит еще и от давления, то на графике Q = / (р„) точки с постоянным значением КПД соединяют плавными кривыми и получают так называемую топографическую характеристику насоса. Область А соответствует аХ; другие замкнутые (или незамкнутые) кривые постоянных КПД ограничивают области, внутри которых КПД обязательно выше, чем на ограничивающей кривой. Кавитационные характеристики роторных насосов снимают так же, как и поршневых, либо при Рн — const, п = const и постепенном уменьшении давления Рг на входе в насос, либо при возрастающей частоте вращения п и Рх = const. Результаты кавитационных испытаний но первому и второму способу изображают подобно тому, как было указано в п. 3.10 на рис. 3.13.
