книги / Паровые насосы

Действительные индикаторные диаграммы отличаются от только что описанной идеальной. На рис. 24 представлена дей­ ствительная индикаторная диаграмма abed для насоса, имею­ щего всасывающий и напорный воздушные колпаки. Как видим, действительная диаграмма отличается от идеальной наличием волнообразных участков и наклоном линий Ьс и da. Наклон этих линий вызван постепенным, а не мгновенным закрытием клапа-

с

Рис. 24. Действительная индикаторная диаграмма гидравлического цилиндра

нов и, следовательно, постепенным подъемом или соответствен­ но падением давления в цилиндре.

Сопротивление клапанов отрыву их от седла представляет значительную величину; поэтому точка с, соответствующая мо­ менту отрыва напорного клапана, находится выше остальной части линии нагнетания. На том же основании точка а, указы­ вающая давление в момент подъема всасывающего клапана, опускается ниже линии всасывания. Зигзаги, указывающие на наличие затухающих колебаний, проистекают от колебательного движения клапанов.

Штриховыми линиями вычерчен прямоугольник, равновели­ кий индикаторной диаграмме. Высота этого прямоугольника есть средний индикаторный напор Hi насоса.

Для наглядности справа схематически вычерчены насос с двумя воздушными колпаками, верхний и нижний резервуары и пьезометры, указывающие давление в обоих колпаках.

Снеся уровень жидкости в пьезометрах, т. е. проведя гори­ зонтали 1 — 2 и V — 2\ получим манометрический напор Н как вертикальное расстояние между этими линиями.

Индикаторные диаграммы позволяют определить индикатор­ ную мощность насоса, которую обычно выражают в л. с., а так­ же дают возможность выявить неисправности в его работе.

Делением средней высоты индикаторной диаграммы на мас­ штаб пружины т в мм/(кгс/см2) определяется среднее индика­ торное давление в полости гидравлического цилиндра.

Среднее индикаторное давление в гидравлическом цилиндре

Pi = 0,5 (р\ + р"),

где pt — среднее индикаторное давление в полости цилиндра, свободной от штока; р” — среднее индикаторное давление в по­ лости цилиндра, содержащей шток.

Рис 25. Примеры искаженных индикаторных диаграмм гидравлических цилиндров

Зная среднее индикаторное давление pi (кгс/см2), можно оп­ ределить индикаторную мощность гидравлической части насоса (л. с.) по формуле

Если давление р,- выражено в Па и требуется определить мощность Ni в кВт, то можно пользоваться формулой

ptFaSn

где F — в м2, S — в м.

На рис. 25 представлен ряд индикаторных диаграмм, пока­ зывающих характерные случаи неисправностей в работе на­ сосов.

Индикаторная диаграмма на рис. 25, а показывает, что в ра­ бочую камеру насоса попадает воздух. Упругая воздушная

подушка замедляет открытие напорного клапана. Сжатый по ли­ нии а воздух выталкивается в напорный трубопровод, поэтому падение давления в момент начала всасывающего хода проте­ кает нормально. В результате попадания воздуха в рабочую ка­ меру уменьшается подача жидкости в отношении длин l\ : /, так как на части с нагнетательного хода жидкость в напорный трубопровод не подается.

На рис. 25,6 показана индикаторная диаграмма насоса, в рабочей камере которого задерживается воздух, в результате чего подача насоса уменьшается. Сжатие воздуха происходит по линии а, расширение по линии Ь. На рис. 25, в можно наблю­ дать позднее закрытие всасывающего клапана, пропускающего жидкость на части хода /, а на рис. 25, г — позднее закрытие напорного клапана. В первом случае следует увеличить нагрузку (подтянуть или поставить более сильную пружину) всасываю­ щего клапана, а во втором — напорного клапана. На рис. 25, д представлена индикаторная диаграмма насоса, у которого про­ пускает всасывающий клапан. В случае пропуска напорного клапана получается диаграмма, изображенная на рис. 25, е.

15. ИНД ИКАТОРНЫ Е ДИАГРАМ М Ы И ИНД ИКАТОРНАЯ М ОЩ НОСТЬ ПАРОВЫ Х Ц ИЛИН Д РОВ

Индикаторные диаграммы паровых цилиндров, так же как и гидравлических снимаются при помощи индикаторов давления. Пользуясь индикаторными диаграммами, можно рассчитать ин­

вого цилиндра одиночного высоконапорного котельнопитатель­

50 мм и даметр парового цилиндра 105 мм. Из диаграммы вид­ но, что в начале линии впуска имеется небольшая площадка, соответствующая наибольшему давлению свежего пара в ци­ линдре.

Образование упомянутой площадки на индикаторных диа­ граммах одиночных котельнопитательных насосов, вызывается следующими обстоятельствами:

1) быстрым (почти мгновенным) открытием парового окна на впуск;

2)наличием значительного постоянного давления в системе, на которую работает насос (давление в паровом котле) ;

3)наличием инерционных сопротивлений жидкости в трубо­ проводе.

Для определения среднего индикаторного давления в поло­ сти цилиндра в точках а и b индикаторной диаграммы (рис. 27) проводят касательные, перпендикулярные к атмосферной линии,

з

Рис. 27. Индикаторные диаграммы парового цилиндра вертикаль­ ного одиночного прямодействующего насоса: а — верхняя полость;

б— нижняя полость

инаходят длину диаграммы /' в мм. Затем планиметром изме­ ряют в мм2 площадь диаграммы /' и подсчитывают среднее ин­

дикаторное давление в полости цилиндра по выражению р'.п =

= f'/l'm, где т — масштаб пружины в мм/(кгс/см2).

Таким же образом находится среднее индикаторное давле­ ние р"п и в другой полости цилиндра

Рт = Г/Гт.

При отсутствии планиметра среднее индикаторное давление мо­ жет быть определено по правилу трапеций.

Среднее индикаторное давление в паровом цилиндре

Pin = ° '5 (p'in + P'L)-

Индикаторная мощность парового цилиндра (л. с.)

Ni„. ц — 2Pi nF„a'Sn/(60 • 75),

где pi — в кгс/см2; F „ — в см2; S — в м.

Коэффициент а' = 1 — /ш/2F„, где Fn— площадь поршня па­ рового цилиндра.

Индикаторная мощность парового цилиндра (кВт)

Nln,tl = 2plnF na'Sn/(60 • 1 000),

16.П ОТЕРИ И К .П .Д . ГИД РАВЛИЧЕСКОЙ ЧАСТИ ПАРОВОГО НАСОСА

Все потери в гидравлической части насоса делятся на объем­ ные, гидравлические и механические.

Объемные потери. Эти потери характеризуются коэффициен­ том подачи

T 1 O = Q / Q T = Î 1 O< .

и в сальнике, а также несвоевременным закрытием клапанов; Ч'об уменьшение подачи, обусловленное наличием воздуха

(газа) в рабочей камере, сжимаемостью жидкости и упругой деформацией стенок рабочей камеры насоса.

Потеря q'o6 учитывается коэффициентом утечек т]' Эта по­

теря связана с поглощением энергии, так как вместе с утекаю­ щей жидкостью теряется мощность, переданная ей поршнем. Потеря q'Q'б не связана с затратами энергии и учитывается ко­

эффициентом наполнения т]".

Из вышеизложенного следует, что

< = Q K Q + ^ ) - Q / ( Q , - C )

< - (Q+ <«)/<?, = (О ,- C ) / Q , .

Основными объемными потерями, составляющими величину q'o6, являются потери через неплотности в клапанах и поршнях,

а также потери из-за запаздывания закрытия клапанов. Утечки через сальник составляют незначительную величину и ими обыч­ но пренебрегают.

Коэффициент утечек к)', как правило, берется по практиче­

ским данным. В хорошо выполненных крупных и средних насо­ сах общего назначения rig на номинальном режиме составляет

0,97...0,99.

Рассмотрим факторы, влияющие на q"6 и rig. Большое вли­ яние на q"6 имеет наличие воздуха в рабочей камере. Воздух

в рабочую камеру может проникать через случайные неплотно­ сти всасывающего трубопровода или сальников. Кроме того, как уже отмечалось ранее, воздух может содержаться в перека­ чиваемой жидкости и выделяться из нее в разреженном про­ странстве рабочей камеры или всасывающей трубы. Способ­ ностью поглощать воздух и при определенных условиях выде­ лять его из себя обладают все минеральные масла. При повы­ шении Давления масло воздух поглощает, а пра понижении дав­ ления выделяет его. Потеря q"6 может быть значительной у на­

сосов, перекачивающих легко испаряющиеся жидкости, а также жидкости, содержащие газовые составляющие.

Как показывают исследования, для уменьшения потери q"6 и, следовательно, для повышения t|g необходимо ограничивать

минимальными конструктивно допустимыми размерами объем вредного пространства Квр. г (см. п. 1). Это уменьшает количе­ ство выделяющихся из перекачиваемой жидкости газовых со­ ставляющих в разреженном пространстве рабочей камеры и со­ ответственно повышает значение коэффициента наполнения. Особенно важно уменьшать вредное пространство в насосах, предназначенных для перекачивания горячих жидкостей, даю­ щих большой выход летучих фракций при понижении давления.

При наличии воздуха в перекачиваемой жидкости коэффи­ циент наполнения rig можно рассчитать по следующей формуле:

где а г — относительный объем вредного пространства гидравли­ ческого цилиндра; v0 — относительный объем воздуха на еди­ ницу объема жидкости при начальном давлении р0 в приемном резервуаре; va — относительный объем воздуха на единицу

объема жидкости при давлении рв в рабочей камере при всасы­ вающем ходе поршня; рн — давление в рабочей камере при на­ гнетательном ходе поршня.

Формула (26) получена исходя из предположения, что про­ цессы расширения и сжатия пузырьков воздуха происходят по изотермическому циклу.

чих камер.

Коэффициент наполнения г\"0 с учетом сжатия жидкости во вредном пространстве и деформации стенок'можно определить по формуле [1]

Ло — 1 — P„“ r(P + ô)>

где Ô— коэффициент, характеризующий изменение единицы объема вредного пространства на единицу изменения давления; Р — среднее значение коэффициента сжимаемости жидкости.

В работе [21] для определения коэффициента наполнения с учетом влияния сжимаемости жидкости рекомендуется фор­ мула

рода жидкости, действующего давления и температуры.

В поршневых насосах, работающих при умеренных давле­ ниях, влиянием на сжимаемости жидкости и деформации

стенок рабочих камер пренебрегают.

Коэффициент подачи может колебаться в широких пределах в зависимости от качества изготовления насоса, вязкости пере­ качиваемой жидкости, высоты всасывания, числа двойных ходов поршня и др. Для хорошо изготовленных паровых насосов об­ щего назначения, перекачивающих воду с температурой до 30 °С, характерны следующие значения коэффициента подачи rjo:

Поскольку в реальных условиях эксплуатации коэффициент подачи постепенно снижается вследствие неизбежных износов насоса, то при выполнении расчетов не следует ориентироваться на максимальные значения т)0. Для вязких жидкостей рекомен­ дуется уменьшать приведенные выше значения т)о на 5... 10%

[6; 11]. На практике нередко возникает необходимость пересчета значений коэффициента подачи с воды на вязкие нефтепродукты.

Если обозначить через ri0B и г)0н коэффициенты подачи насоса при работе на воде и вязком нефтепродукте, то отношение их можно выразить следующей формулой [9]:

W % B= 1,05 [1 + 0,02 (Пв - П„)] (П„/ПН)0Л7,

где Пв и Пн — критерии подобия гидравлических цилиндров при работе насоса на воде и вязкой жидкости.

Значения критериев подобия вычисляют по формулам:

__ ^ к л П + g r ) V R H ч

“D2Sn

Гидравлические потери. К гидравлическим потерям относятся потери на преодоление гидравлических сопротивлений, связан­ ных с наличием сил трения и местных сопротивлений при дви­ жении жидкости от приемного к напорному патрубку насоса, на преодоление сил инерции клапана и на поддержание клапанов во взвешенном состоянии при прохождении жидкости через кла­ панные решетки. Эти потери учитываются гидравлическим к. п. д.

Л ,= Я /Я ,.

Обычно tir лежит в пределах от 0,96 до 0,98.

Отношение полезной мощности Я„ насоса к индикаторной мощности Ni гидравлических цилиндров называется индикатор­ ным к. п. д. гидравлической части насоса

^ = я п/я ,= < э я /< < э тя , = г ^ г

Механические потери. К этим потерям относятся потери на трение между деталями механизма насоса. Механические по­ тери агрегата характеризуются механическим к. п. д.

Коэффициент полезного действия гидравлической части па­ рового насоса

Из формул (27) и (28) видно, что у паровых насосов инди­ каторная мощность Ni„ паровой части принимается за мощ­ ность N, отданную гидравлической части насоса.

Коэффициент полезного действия гидравлической части па­ ровых насосов обычно лежит в пределах от 0,8 до 0,9.

Для суждения о работе насосов на режимах, отличающихся от номинального, используются различного рода характеристи­ ки, получаемые при испытании насосов. К ним относятся гра­ фики, выражающие изменение подачи и коэффициента подачи от высоты всасывания, расхода пара от частоты ходов поршня, напора и расхода пара от активного давления пара и др.

Как известно, для лопастных насосов одной из основных ха­ рактеристик является графическая зависимость между напо­ ром Н и подачей Q при постоянной частоте вращения.

а)и

Рис. 28. Теоретическая и действительная характеристики поршневого насоса

У поршневого насоса теоретически подача Q не зависит от напора Я (давления р). В действительности имеет место незна­ чительное уменьшение подачи с увеличением напора, что объ­ ясняется возрастанием протечек жидкости в насосе.

На рис. 28, а сплошной линией показана теоретическая и штриховой линией— действительная характеристики Q — Я поршневого насоса при постоянном числе двойных ходов п. На рис. 28, б изображены теоретическая и действительная харак­ теристики Q — Я насоса для трех значений числа двойных хо­ дов поршня Пи По Ип2.

Нетрудно видеть, что поршневые насосы обладают жесткой характеристикой Q — Я , что очень ценно при использовании их в качестве питательных средств паровых котлов и для перека­ чивания жидкостей с меняющейся в зависимости от темпера­ туры вязкостью.

Большое практическое значение имеют характеристики, вы­ ражающие изменение подачи Q и коэффициента подачи rj0 от вакуумметрической высоты всасывания Нвак (рис. 29). Харак­ теристики Q — Явак и г|о — Явак получают при постоянном числе двойных ходов поршня и постоянных значениях давления на вы­ ходе из насоса и давления отработавшего пара. Они позволяют судить не только об изменении Q и т)0 с ростом вакуума в рабо­ чей камере насоса, но и дают возможность установить макси-