книги / Паровые насосы
..pdfгде cto — длина окна (размер в направлении |
оси |
цилиндра); |
b — ширина окна (размер, перпендикулярный |
оси |
цилиндра), |
которая принимается при плоском золотнике 0,5...0,75 Dn, при
цилиндрическом золотнике b = mD3, где |
D3— диаметр |
золот |
ника (Ьз = 0,3...0,5£>п); i — коэффициент, |
учитывающий |
нали |
чие ребер в окне (i = 0,6...0,7) [8]. |
|
|
2 1. Р А С Ч ЕТ К Л АП АНО В |
|
|
Клапаны являются устройством, обеспечивающим течение жидкости в одном определенном направлении. Клапаны, попе ременно соединяющие и разобщающие рабочую камеру насоса со всасывающим и напорным трубопроводами, принадлежат
Рис. 37. Клапаны
к наиболее ответственным элементам насоса. Дефекты в работе клапана сильно отражаются на подаче и надежности насоса.
Клапаны должны удовлетворять следующим основным тре бованиям:
1)обеспечивать плотность в закрытом состоянии;
2)своевременно открывать и закрывать отверстие, через ко торое протекает жидкость;
3)оказывать малое гидравлическое сопротивление прохож
дению жидкости;
4)быть достаточно прочными и износоустойчивыми;
5)закрываться без удара.
В современных паровых насосах наибольшее распростране ние имеют подъемные клапаны с пружинной нагрузкой. Откры ваются клапаны под давлением протекающей через них жидко сти, закрываются под давлением пружины и массы тарелки и пружины.
Конструктивное выполнение клапанов довольно разнооб разно. Чаще всего насосы снабжаются тарельчатыми (рис. 37, а) или однокольцевыми (рис. 37, б) клапанами. Последние, как обладающие повышенной пропускной способностью, исполь
зуются в сравнительно крупных насосах. Как тарельчатый, гак и однокольцевой клапаны имеют следующие основные части: седло 1\ направляющий стержень 4, закрепленный нижним кон цом в средней части седла; пружину 3, упирающуюся верхней частью в ограничитель хода 5, а нижней частью — в клапанную тарелку 2.
У прямодействующих насосов вследствие равномерной ско рости поршня на большей части длины его хода высота подъема клапана, соответствующая этому участку хода, постоянна. Кро ме того, остановка поршня (пауза) в крайних положениях дает
Рис. 38. |
Зависимость между |
Рис. 39. Схема тарельчатого |
движением |
поршня и клапана |
клапана |
прямодействующего насоса |
|
|
возможность сесть клапанам на свои седла в условиях отсут ствия потока жидкости через них.
На рис. 38 схематически изображена зависимость между движением поршня и клапана прямодействующего насоса. Время tn стоянки поршня (пауза) используется клапаном для посадки на седло. Клапанная щель при этом уменьшается обыч
но до h' = |
0,10...0,15 мм. |
|
|
Пользуясь обозначениями рис. 39, можно написать уравне |
|||
ние расхода при посадке клапана в виде |
|
||
|
ndl |
dfi |
|
|
4 |
=== М'Я dThvm, |
|
где dT— диаметр тарелки |
клапана; dh/dt = vK— скорость |
пе |
|
ремещения |
клапана; \х — коэффициент расхода щели клапана; |
||
h — высота |
подъема клапана над опорной поверхностью; |
— |
|
теоретическая скорость жидкости в щели клапана. |
|
||
Откуда |
dr |
dh |
|
dt = |
|||
4 ущ|А |
h ' |
||
|
Интегрирование дает время, необходимое для посадки кла
пана на седло, |
dT |
f |
dh |
dT |
|
|
Г |
In h -f- Сннх. |
(33) |
||||
|
4 ущц |
J |
h |
Avm\i |
|
|
Постоянная интегрирования найдется, если принять в уравне
нии (33) ^пос = 0. При этом h = |
Лшах и тогда |
|
|
С„нт — |
1п ^тах' |
|
|
Окончательно получим |
|
|
|
а _ |
|n Ащ»х |
(34) |
|
{п°с — 40щй |
h |
||
|
Выражение (34) показывает, что диаграмма падения кла пана в координатах Л — t представляет собой логарифмическую кривую. Для обеспечения нормальной работы клапана время посадки его на седло должно быть меньше или равно времени
паузы поршня, т. е. /ПОс ^ tn-
Максимальная высота подъема клапана Лшах находится из условия сплошности потока. Предположим для простоты рассуждений, что рабочая камера насоса имеет один напорный и один всасывающий клапан, тогда можно написать
Fumax — И,^тах®ш>
где F — площадь поршня, м2; «шах — максимальная скорость поршня, равная скорости ир, м/с; / = ndT— длина окружности тарелки клапана, м; ищ — в м/с.
Откуда
|
Лшах == F Umaxl\ilvnv |
(35) |
При известной hmах можно найти / по формуле |
||
|
!■z= Fumaxl\>.hmzKvw. |
|
Скорость в щели клапана |
|
|
|
= V2gAK. |
(36) |
где hK— суммарная |
гидростатическая |
нагрузка клапана, |
м вод. ст. |
в формулу (35), получим |
|
Подставив значение |
||
^max = F t l m a x / \ i l |
• |
|
Часто на практике для определения hmax пользуются форму лой
Лщах = FUC?maх/М^ A^2g/îK»
где tfcp max — средняя скорость поршня при максимальном для проектируемого насоса числе двойных ходов.
Остановимся на вопросе определения JI, hK и ищ. Коэффи циент \х зависит от высоты подъема клапана, конструктивных размеров, формы клапана и свойств перекачиваемой жидкости. Зависимость ц от высоты подъема для тарельчатого клапана
с плоским седлом при перекачивании холодной воды приведена
втабл. 5 [5]. Как показали исследования, значения \х для вяз ких жидкостей получаются меньше, чем для воды.
Нагрузку клапана hK (м вод. ст.) принято выражать гидро статически высотой столба воды с площадью основания /с, ог
Т а б л и ц а |
5 . З а в и с и м о с т ь |
|||
к о э ф ф и ц и е н т а |
р а с х о д а |
\i о т |
||
в ы с о т ы |
п о д ъ е м а т а р е л ь ч а т о г о |
|||
к л а п а н а б е з |
н а п р а в л я ю щ и х |
|||
р е б е р |
( д л я |
в о д ы ) |
|
|
h , мм |
V |
|
h , мм |
|
0 ,5 |
0,911 |
9 ,0 |
0 ,4 8 5 |
|
1,0 |
0 ,8 7 0 |
10 |
0 ,4 7 2 |
|
1,5 |
0 ,7 8 8 |
И |
0 ,4 5 9 |
|
2 ,0 |
0 ,7 3 2 |
12 |
0 ,4 4 5 |
|
3 ,0 |
0 ,6 5 0 |
13 |
0,4 31 |
|
4 ,0 |
0 ,5 9 9 |
14 |
0 ,4 2 0 |
|
5 ,0 |
0 ,5 6 0 |
15 |
0 ,4 0 7 |
|
6 ,0 |
0 ,5 3 2 |
16 |
0 ,3 9 5 |
|
7 ,0 |
0 ,5 1 5 |
17 |
0 ,3 81 |
|
8 ,0 |
0 ,5 0 0 |
18 |
0 ,3 7 0 |
|
раниченной внутренней |
уплотняю- |
||
щей кромкой клапана, |
|
|
|
Лк = |
(GK+ PnP)lfcPg - Л/VpëS |
(37) |
|
где |
GK— вес клапана с |
пружиной |
|
в |
перекачиваемой жидкости, |
Н; |
|
РПр— натяжение пружины, Н; ДР— разность давлений под клапаном и над ним, Па.
Значение hK определяет потерю
напора в |
клапане, |
обусловливая |
величину |
скорости |
в его щели. |
Подставив значение hl{ по формуле (37) в формулу (36), получим для скорости жидкости в клапанной щели следующую формулу:
GK"h Pnp
V щ |
UP |
|
В настоящее время достаточно полно изучена работа кла панов кривошипных насосов. В частности, проведены обстоя тельные исследования по определению сопротивления клапанов течению через них жидкости. Результаты этих исследований ис пользуются при расчетах клапанов как кривошипных, так и прямодействующих насосов.
Сопротивление открытого клапана определяется по формуле для местных гидравлических сопротивлений
üc ш ах
2g
где Vç max — максимальная скорость жидкости в седле клапана (при hmах); — коэффициент гидравлического сопротивления клапана, зависящий от его конструкции.
Коэффициент £ обычно вычисляется по формулам Баха. Для тарельчатого клапана (рис. 39) имеем формулу
; = a + p(dç//o2, |
(38) |
где dc — диаметр отверстия седла клапана; h — высота подъема
клапана; |
(}— величина, колеблющаяся от |
0,15 до 0,16; а = |
= 0,55 + |
[4(b — 0,ldc)]/dc, где b — ширина |
поверхности сопри |
косновения тарелки клапана и седла.
Приведенное выражение для £ пригодно для значений А, ле жащих в пределах от 0,1 до 0,25 dc.
Из формулы (38) видно, что коэффициент £ зависит от ши рины опорной поверхности А, которая должна быть возможно меньшей. Обычно b лежит в пределах от 2 до 5 мм.
Гидравлический расчет клапана включает в себя определе ние диаметра проходного сечения седла, диаметра тарелки, максимальной высоты подъема клапана и силы натяжения пру жины. После этого клапан конструируется, а отдельные его ча сти рассчитываются на прочность.
Прежде всего определяется расход через клапан. Обычно это производится при максимальном для проектируемого насоса числе двойных ходов поршня в минуту nmax. Соответствующая данному числу ходов средняя скорость поршня (м/с) будет равна
^ср max = S^max/30,
где S — ход поршня, м. |
|
|
||
Секундный |
расход |
через |
|
|
клапан |
|
|
|
|
Я == F u cp тахЛ*к» |
|
|
|
|
где iK— число |
клапанов |
в |
|
|
решетке. |
|
|
|
|
Проходное |
сечение |
сед |
|
|
ла клапана |
|
|
Ряс. 40. Схема однокольцевого клапана |
|
/С= Я К . ср> |
|
|||
|
|
|
||
где Ve- ср — средняя скорость жидкости |
в канале седла. |
|||
В зависимости от рода перекачиваемой жидкости и условий |
||||
работы насоса |
в системе |
vc. ср обычно |
принимается равной ог |
|
2 до 4 м/с — для напорных и от 1 до 3 м/с — для всасывающих клапанов.
Максимальную высоту подъема клапана можно рассчитать
по формуле |
____ |
|
^max := çlV>l Л/ 2gAK• |
Для тарельчатого клапана / = ndTy а для однокольцевого клапана (рис. 40) Z= jt ( d '+ d"), где d'T и d" — соответствен
но наружный и |
внутренний диаметры тарелки (диска). |
|
||||
Расчет выходной поверхности щели однокольцевого клапана |
||||||
можно |
выполнять по |
среднему диаметру dT. Ср тарелки, |
прини |
|||
мая |
l = |
2ndT, ср. |
При |
одинаковых значениях dT. ср |
и dT |
выход |
ная |
поверхность |
щели у однокольцевого клапана |
получается |
|||
в два раза больше, чем у тарельчатого.
Значение hK можно принимать при напоре до |
50 м |
равной |
|
0,4...0,6 м, при напоре от 50 до 500 м — 1...2 м |
и при |
напоре |
|
больше 500 м — 2...6 м [10]. |
|
|
|
Натяжение пружины находится по выражению |
|
|
|
^пр ~ |
сР8 GK. |
|
|
Натяжение пружины Р0пр при закрытом клапане должно составлять
Р0пр= (1 /2 ... 2/3) Рпр.
Вычисляется постоянная Спр пружины
^пр = = (Рпр — Ро npV^max-
Далее по общеизвестным формулам определяются размеры пружины:
диаметр проволоки
dnp= 's/16Рпргпр/я [т] ;
число витков
i= d *G /Q 4 C nnrln |
||
в |
пр # |
пр пр» |
где гпр — радиус пружины; [т] — допускаемое напряжение на кручение; G — модуль упругости второго рода.
Радиус пружины гпр выбирается из конструктивных сообра жений.2
22. РА С Ч ЕТ П АРО РАС П РЕД ЕЛ ЕН И Я СДВОЕННЫ Х НАСОСОВ
Установим взаимосвязь в движении поршневых и золотнико вых штоков. На рис. 41 схематически показан рычаг первого рода, передающий через промежуточные звенья движение от поршня одного цилиндра к золотнику другого цилиндра.
Пусть АВС есть среднее положение рычага. При повороте рычага на угол а точка А, связанная поводком с поршневым
штоком, переместится в |
точку Аи а точка С, связанная тягой |
с золотниковым штоком, |
в точку С\. |
Если пренебречь косвенным влиянием золотниковой тяги и поводка, то получим, что перемещение поршня будет измеряться
отрезком А\А\, |
а перемещение |
золотникового штока — отрез |
ком C[Ci. |
|
|
Из подобия |
треугольников |
BAiA\ и ВС\С\ имеем |
А\А'\1С\С'\ = А\В/С\В.
Для крайнего положения рычага А2ВС2 соответственно мож но написать
А2А2/С2С2 = A2BIC2B,
Таким образом, перемещение взаимосвязанных штоков нахо дится в постоянном отношении. Обозначив это отношение через
^о, получим |
|
|
|
|
А,0 = S/S3#llI = АВ/ВС, |
|
|
|
|
где S — ход поршня; S 3. ш— ход золотникового |
штока. |
|||
Найдем |
теперь выра |
|||
жения для |
хода золотни |
|||
ка и |
золотникового што |
|||
ка. На рис. 42 представ |
||||
лен золотник |
сдвоенного |
|||
насоса в среднем положе |
||||
нии. Обозначим: S 3— ход |
||||
золотника; |
|
а0 — длина |
||
паровпускного окна; е — |
||||
паровпускной |
перекрыш |
|||
золотника. |
золотник нахо |
|||
Когда |
|
|||
дится |
в |
среднем положе |
||
нии, |
то |
он |
перекрывает |
|
паровпускное окно на ве |
||||
личину е. |
При перемеще- |
|||
|
|
|
8 |
8 |
|
|
|
Т |
Т |
Рис. 41. К расчету парораспределения сдвоен- |
Рис. 42. Среднее положение |
|
ного насоса: |
золотника сдвоенного насоса |
|
1— поршневой шток; |
2—поводок; 3—золотниковый |
|
шток; 4—золотниковая |
тяга; 5—рычаг первого рода |
|
нии золотника из среднего положения в крайнее он должен при номинальном ходе поршня открыть паровпускное окно, поэтому можно написать
S J 2 = а0+ е.
Полный ход золотника
S3 = 2ct0“Ъ 2б.
Величина перекрытия паровпускного окна, при крайнем по ложении золотника, будет равна
l = e + SJ2 = a0 + 2e. |
(39) |
77
Ход золотникового штока будет равен |
|
|
|
|
S3. ш = S3 + ô = 2а0+ |
2# + |
Ô, |
(40) |
|
где Ô— зазор в соединении золотника с золотниковым |
штоком. |
|||
Следует отметить, что зазор б можно |
выполнить не только |
|||
в соединении золотника со штоком, но |
и |
в |
соединении штока |
|
с тягой, что обычно и делают. |
|
|
|
|
Паровпускной перекрыт е в парораспределении рассматри ваемых насосов предназначен для обеспечения закрытия паро впускного окна с одной стороны поршня в момент открытия паровпускного окна по другую сторону поршня, а потому вели чина его незначительная и составляет около 0,05 а0.
S,MM К0
Рис. 43. Зависимости Ô и Я0 от длины хода поршня |
|
Подставляя значение е в выражение (40), получим |
|
53.ш = 2,1а0 + 0. |
(41) |
На рис. 43 представлены примерные зависимости 6 и Ко от |
|
длины хода 5 поршня. |
пред |
Довольно часто зазор Ô в приводе парораспределения |
|
ставляют в виде функции от длины хода золотникового штока. Обычно величина этого зазора составляет
ô = (0,25 . . . 0,375)53.ш.
Если подставить это значение ô в выражение (41), то получим
Ss.ш = (2,8 . . . 3,3) а0.
Для определения длины плеч рычагов рассмотрим рис. 44. Найдем сперва длину плеча короткого рычага. Расстояние L между осями штока цилиндра и штока золотника равно
^ = О 4* ht
но
l\lr1 = Яо,
следовательно,
L = l\ (1/Я0 + 1),
отсюда
l\ = LXо/(1 4" ^о)*
Для определения длины короткого кривошипа г\ воспользуемся выражением
L = г\ + U — Г\ (1 + Ào),
откуда
г, = ^/(Яо + 1).
Найдем длину большого кривошипа г2. Из рис. 44 следует, что L = 12 — г2. Так как /2/г2 = А,0, то L = г2(\0— 1).
Из последнего выражения находим
r2 = L/(Kо - 1 ) .
Длина плеча /2 большого рычага, очевидно, будет равна
/2 = ^ + г2- 1 + Ш о- 1 ) .
Переходим к определению продолжительности паузы поршня. У сдвоенных прямодействующих насосов продолжи тельность паузы поршня определяется кинематикой парорас
пределительного |
устройства |
и вре |
|
|||
менем падения давления пара в ци |
|
|||||
линдре в период истечения до дав |
|
|||||
ления выпуска, т. е. |
|
|
|
|||
|
/ |
— /' 4- /" |
|
|
||
|
*п — |
fn Т ‘ п* |
|
|
||
Для первого |
слагаемого |
имеем |
|
|||
t'n= |
(2е + 0)/иш, |
|
|
|||
где иш — скорость |
золотникового |
|
||||
штока. |
|
|
|
|
|
|
Но ош = |
Vp/ko, следовательно, |
|
||||
j/ |
_ |
А.р (2 е + |
Ô) |
Рис. 4 4 Рычажный механизм |
||
11 |
|
«р |
‘ |
сдвоенного |
насоса |
|
Определим |
теперь |
время |
t„. |
впуска пара |
||
Из диаграммы на рис. 45 видно, что давление |
||||||
в цилиндр падает в мертвой точке за время паузы до давления выпуска р2, после чего происходит истечение пара из цилиндра при постоянном давлении. Пунктирная линия на графике соот ветствует давлению рот в трубе отработавшего пара.
Как уже отмечалось выше, истечение пара из цилиндров прямодействующих насосов происходит обычно сначала при давлении выше критического, а затем ниже критического,
Задача истечения пара из цилиндров поршневых машин была решена Цейнером, Гриневецким, а затем Шюле. Мы при водим здесь формулу Шюле в окончательном виде, опуская вывод
■ £4 /2 - / . ) |
Гп. ц |
( 2,3 |
Ig |
PI |
+ — |
2Г/ |
) • |
/о |
/о л / р |0, |
' |
|
Ркр |
И2 |
|
где f0 — площадь проходного сечения парового окна, м2; /щ//0— относительное открытие парового окна; t\ и /2 — время начала и конца истечения, с; Vn. ц— объем парового цилиндра, м3; v\ — удельный объем пара при давлении впуска в цилиндр р\\ щ и
|х2 — коэффициенты истечения; |
Л0 — постоянная |
величина, рав- |
||||||||
|
ная |
для |
насыщенного |
пара 1 ,уу; |
||||||
|
Р к р |
— критическое |
|
|
давление; |
|||||
|
zi — величина, |
определяемая |
по |
|||||||
|
выражению |
|
|
|
|
|
|
|||
|
2, = |
0,4 |
0,716^(1 - р |
ол,/р2)2 |
||||||
|
Левая |
часть |
этого |
уравнения |
||||||
|
представляет собой |
время — се |
||||||||
|
чение, причем |
в |
нашем |
случае |
||||||
|
fi = |
|
0. |
обозначить |
через b ши |
|||||
Рис. 45. Теоретическая индикатор- |
|
Если |
||||||||
ая диаграмма парового цилиндра |
рину |
парового |
окна |
|
и |
через |
х |
|||
|
путь, |
проходимый |
золотником |
от |
||||||
момента начала открытия им паровыпускного окна, то для площади щели будем иметь выра кение
fm= xb =
Время — сечение определится интегралом
*п Ьир |
bury |
/оЯо tdt: |
fo^o 2 |
Подставив найденное значение в исходную формулу и про
изведя преобразования, получим |
|
||||
t"2 |
2Уп. ц^о |
Г |
2,3 | |
P1 |
|
£п |
blip Vpiüi |
|
|
Ркр + ~ (0.4 — 0,716^(1 — Pmlpè2 ]• |
|
|
|
|
|
|
(42) |
При |
расчетах |
можно |
принимать |
= ц2 = 0,55...0,6. |
|
По формуле |
(42) нетрудно определить время, в течение ко |
||||
торого давление пара в цилиндре упадет до давления выпуска. Для обеспечения спокойной работы клапанов должно вы полняться условие tn ^ /пос, т. е. пауза поршня должна быть равна или несколько больше времени, необходимого для посадки
клапана на седло.