Page 17 - 31

де N - потужність насоса (кВт), яка приймається за паспортними даними або
вказівками викладача. [S] = мм.

Визначити середньоарифметичне та прийняти остаточне заокруглене зна-
чення частоти n макс для подальших розрахунків.

9.5.10 Обчислити відношення =R/L радіуса кривошипа R (ексцентриси-
тета ексцентрика E) до довжини шатуна L, оцінити його вплив на нерівномір-

ність подачі насоса показником k=1+.

9.5.11 Визначити значення теоретичної подачі насоса Q ті при його осна-
щенні циліндровими втулками діаметрів D ці (п.9.5.8), вважаючи коефіцієнт

пoдачі рівним одиниці, за формулою, яка відповідає визначеній кратності робо-

ти насоса (п.9.5.1). Формулу запозичити з рекомендованих в розділі 9.8 джерел.
Визначити діапазон R Q регулювання теоретичної подачі при сталій частоті ходів

поршня заміною циліндрових втулок:
R Q = Q тмакс / Q тмін, (9.5)

де Q тмакс, Q тмін - максимальне і мінімальне значення теоретичної подачі насоса з
циліндровими втулками діаметром D цмін і D цмакс відповідно.

9.5.12 Обчислити середню швидкість V ср поршня за формулою:

V ср = 2Sn макс / (1000*G о), (9.6)
де [V ср] = м/c; [S] = мм.

Порівняти обчислене значення V ср із даними з рекомендованих джерел

(розд.9.8), зробити висновок з порівняння.
9.5.13 Визначити максимальне прискорення а макс поршня за формулою:
2
2
а макс =  Sn макс (1+) / 1800, (9.7)
Порівняти обчислене значення а макс з даними, наведеними в рекомендова-

них джерелах (розд.9.8), зробити висновок з порівняння.

9.5.14 Визначити початкові (монтажні) натяги  d манжет поршнів при мо-
нтажі у циліндрових втулках, підставляючи у формулу (9.8) пари чисельних зна-

чень одного номіналу:
 d = D ці - d пі (9.8)

За результатами обчислень зробити висновок щодо існування залежності

між натягом  d і номінальним діаметром циліндрової втулки.
9.5.15 Обчислити передавальне відношення u зп зубчастої передачі у при-

водній частині насоса:

u зп = z к / z ш (9.9)