книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы

соиды всасывания. Ясно, что если движение во всасывающей трубе про­ текает равномерно по линии аб, а всасывание в цилиндр протекает неравномерно по синусоиде огеу то площадь синусоиды дгжд, лежащая

строением синусоиды всасывания, планиметрированием ее и построением равновеликого с нею прямоугольника, оабво.

Если Vu определено указанным путем, то по формуле (11-10) мож­ но определить средний объем воздуха в колпаке при заданной степени неравномерности его:

Vcr, = ^ . ( И - H )

Аналогично можно рассмотреть работу напорного воздушного кол­ пака для любых насосов и при любом количестве цилиндров.

Для колпаков на напорном разветвленном трубопроводе полагают >6= 0,02 и даже меньше, а для колпаков на всасывающих трубопроводах полагают 6= 0,04-^0,05.

Произведя построение диаграммы и вычисления, можно выразить средний объем воздуха в воздушном колпаке через полезный объем ци­ линдра для насосов различных типов.

При 6= 0,02 получится:

для насоса простого действия 1/Ср = 27,5 QUS\ для насоса двойного действия VCp=10,5QnS;

для трехцилиндрового насоса простого действия Vcp=0,45QnS. Многоцилиндровые насосы требуют воздушных колпаков относи­

тельно малой емкости.

Применение многоцилиндровых насосов с колпаками достаточной емкости обеспечивает почти равномерное движение жидкости в присо­ единяемых к мим трубопроводах.

11-4. МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ ПОРШНЕВЫМ НАСОСОМ, И ЕГО К. П. Д.

Воспользуемся индикаторной диаграммой, показанной на рис. 11-1, для вычисления внутренней (индикаторной) мощности, потребляемой поршневым насосом.

Атмосферная линия, разделяя индикаторную диаграмму на две части, позволяет определить величины избыточных давлений р2 и /?ь преодолеваемых поршнем насоса на ходах подачи и всасывания.

Работа поршня за ход всасывания равна QnP\Sy а за ход подачи

&пР2$‘

Для насосов двойного действия и многоцилиндровых потребляемая внутренняя мощность вычисляется как сумма внутренних мощностей, потребляемых отдельными цилиндрами.

Действительная мощность, подводимая от двигателя к валу насоса, больше внутренней, так как часть ее идет на преодоление механического трения.

Механический к. п. д. поршневого насоса

Поэтому NB = Ni/r\M. Используя выражение (10-12), получим:

Если имеется индикаторная диаграмма насоса, то по формуле (11-14) можно определить мощность на валу насоса при определенном,

значении TJm.

Механический к. п. д. поршневых насосов обычно бывает в преде­ лах т]м = 0,9-н0,95.

Внутренняя мощность, потребляемая насосом, больше полезной мощности, потому что часть мощности затрачивается в цилиндре насоса на преодоление гидравлических сопротивлений, а также на восполнение потерь, вызываемых утечками через неплотности и клапаны.

Внутренним, или индикаторным, к. п. д. поршневого насоса назы­

где Nn— полезная мощность.

Внутренний к. п. д. является произведением гидравлического т)г и объемного г]о к. п. д.

Из формул (11-13) и (11-15) следует:

Значения гидравлического к. п. д. для поршневых насосов лежат в пределах г|г= 0,8-4-0,94.

Общий (полный) к. п. д.

"П=%ЛоЛм=0,65 -4- 0,85.

Коэффициенты полезного действия поршневых насосов определяют­ ся опытным путем (см. § 11-9).

11-5. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ. ХАРАКТЕРИСТИКИ

где k — постоянный коэффициент.

Отсюда следует, что производительность поршневого насоса нахо­ дится в зависимости от четырех факторов: D, 5, п и т)0. Изменения про­ изводительности теоретически можно достигнуть изменением одного или нескольких из них. Практически же изменение D с целью регулирова-

«ия производительности насоса с заданными геометрическими размера­ ми невозможно. Можно регулировать производительность насоса изме­ нением т)о. Для этого нужно выполнить всасывающий или напорный клапан управляемым и задерживать посадку его на седло во время

производительности поршневого насоса с электрическим приводом яв­ ляется изменение числа оборотов приводного двигателя или перемена отношения передаточных устройств, включенных между двигателем и насосом. Этот способ регулирования оправдывается энергетически.

Дросселирование как способ регулирования поршневых насосов не­ допустимо, ибо оно почти не влияет на величину производительности,

характеристика H=f(Q) изобразит­ ся (при п=п\) прямой линией, па­ раллельной оси ординат (рис. 11-8).

Если насос получит новое число оборотов п2>п\, то его производи­ тельность увеличится пропорциональ­ но числу оборотов и характеристика

займет новое положение, соответствующее п2. Аналогично получаются характеристики для чисел оборотов /г3>/г2, щ > пг ...

Теоретические характеристики поршневого насоса при переменном числе оборотов представляются семейством прямых линий, параллель­ ных оси ординат. Действительные же характеристики отклоняются от теоретических, как это показано пунктирными линиями на рис. 11-8.

Указанное отклонение объясняется тем, что при повышении напора объемный к. п. д. насоса уменьшается вследствие увеличения утечек.

Характеристики H=f(Q) показывают, что при заданном числе обо­ ротов поршневой насос может создавать различные напоры. При этом он будет потреблять разные мощности.

Так как напор, создаваемый насосом любого типа, определяется условиями совместной работы насоса и трубопроводной сети, то вопрос о мощности на валу поршневых насосов может быть рассмотрен только применительно к условиям заданной сети.

11-6. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ПОРШНЕВОГО НАСОСА И ТРУБОПРОВОДА

Задача по определению напора, создаваемого поршневым насосом,, и полезной мощности его решается графически совместным построением напорных характеристик насоса и трубопровода. Это выполнено на рис. 11-9 для чисел оборотов п\9 п2, /г3 и /г4 при условии пх< п2<п^<п\.

Создаваемые насосом напоры и производительности соответственно равны Нь # 2, Я3, НАи Qi, Q2, Qa, Qé.

Полезные мощности насоса для каждой производительности

На рис. 11-9 нанесены ординаты кривой Nn=f(Q). Эта кривая дает представление о изменении полезной мощности в зависимости от произ­ водительности (и числа оборотов) поршневого насоса; это характери­ стика полезной мощности. Форма ее зависит от гидравлических свойств трубопровода, присоединенного к насосу.

Если трубопровод обладает малым гидравлическим сопротивлением и насос преодолевает в основном статический напор, то характеристика полезной мощности получается почти прямой линией. При отсутствии статического напора в сети характеристика полезной мощности является кубической параболой вида Nn = ans.

Мощность на валу поршневого насоса изменяется при изменении числа оборотов вала, потому что изменяются полезная мощность и к. п. д. насоса. Полный к. п. д. насоса имеет наибольшее значение при оптимальном числе оборотов. Отклонение числа оборотов от оптималь­ ного вызывает уменьшение к. п. д.

Изменение к п. д. при регулировании числа оборотов поршневого насоса может быть установлено только при испытании его.

Когда значения к. п. д. в пределах допустимых для данного насоса изменений числа оборотов известны, то по значениям полезной мощно­ сти могут быть определены соответствующие величины мощности на валу. Пунктирная кривая, показанная на рис. 11-9 и построенная в пре­ делах производительностей от Qi до Q3, дает представление о характере изменения мощности на валу. Это характеристика мощности на валу насоса.

11-7. ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ

Анализируя работу поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом, можно видеть, что наиболее низкое давление получается в самой верхней точке полости всасывания в тот момент, когда поршень изменяет направление движения (начинает всасывающий ход). В этот момент поршень движется с наивысшим ускорением и на величину дав­ ления в цилиндре оказывают существенное влияние силы инерции жидко­ сти, движущейся за поршнем безотрывно.

Давление в цилиндре с учетом влияния сил инерции при всасыва­

где ро—давление на поверхности всасываемой жидкости; Нвс — расстояние по вертикали от поверхности всасываемой жидкости

до верхней точки полости цилиндра; Лвс — потери напора во всасывающем тракте;

Сила инерции неравномерно всасываемой жидкости

„ —

P mi — /тТШъсп —

g

где LEC — длина полости всасывания с неравномерным движением. Очевидно,

Наименьшее значение рвс достигается в начале хода всасывания при х=0 (см. § 11-3).

Отрыв поршня от жидкости (явление кавитации) происходит при понижении давления в полости всасывания до величины давления насы­ щенного пара при данной температуре жидкости рн.п. Поэтому, полагая в уравнении (11-20)

Р= Рам+ 2 000 кГ/м2,

где 2 000 кГ/м2—запас давления, обеспечивающий безотрывность порш­ ня от жидкости, получаем допустимую высоту всасывания:

Отсюда ясно влияние различных факторов на допускаемую высоту всасывания поршневого насоса. Особое значение имеет число оборотов вала насоса, влияющее на допустимую высоту всасывания через инер­ ционные силы и гидравлические сопротивления полости всасывания.

Увеличение числа оборотов существенно понижает допустимую вы­ соту всасывания поршневого насоса.

Допустимая высота всасывания при температуре воды до 30° С обычно не превышает 5—6 м.

В зависимости от рода привода различают две основные группы поршневых насосов: паровые прямодействующие и с электрическим приводом.

Паровые насосы выполняются горизонтальными и вертикальными. На рис. 11-10 представлена конструкция горизонтального парового насоса. Поршень водяного цилиндра приводится в движение непосред­ ственно штоком парового поршня. Такие насосы обычно бывают двух­

цилиндровыми для обеспечения равномерности подачи и удобного осу­ ществления парораспределения. При этом каждый из штоков пары цилиндров (парового и водяного) управляет парораспределением сосед­ него цилиндра.

На рис. 11-10 обозначено: 1 — паровой цилиндр; 2 — водяной ци­ линдр; 3 — шток; 4 — паровой золотник; 5 — клапаны насоса; 6 — паро­ вой сальник; 7 — водяной сальник; 8 и 9 — рычаги парораспределения.

Паровые прямодействующие насосы просты по устройству, но энер­ гетически неэффективны, так как к. п. д. парового цилиндра их низок. Насосы этого типа применяются в малых стационарных и транспортных установках для питания паровых котлов.

Поршневые насосы с электрическим приводом встречаются с гори­ зонтальным и вертикальным расположением цилиндров. Количество цилиндров у них бывает 1—3.

Конструкция горизонтального двухцилиндрового насоса двусторон­ него действия показана на рис. 11-11. Поршень 1 насоса приводится в движение штоком 2, соединенным через крейцкопф 3 с кривошипно­ шатунным механизмом. Цилиндр 4 представляет собой отдельную от­ ливку, крепящуюся к основной раме 5 насоса. Нагнетательные 6 и вса­ сывающие клапаны расположены на цилиндрах и благодаря съемным крышкам 7 доступны для осмотра и ремонта.

Вследствие ограниченного числа двойных ходов поршня двигатель передает мощность на вал насоса при помощи понижающей зубчатой передачи.

Насосы с электрическим приводом при различных диаметрах ци­ линдров охватывают области напоров до 700 м и производительностей до 1400 л/мин.

Специальные гидравлические поршневые насосы, употребляемые в прессовых установках, создают давления до 1 000 кг/см2.

Поршневые электроприводные насосы в многоцилиндровом испол­ нении широко распространены в промышленности как дозаторы компо­ нент составляемой жидкой смеси.

На рис. 11-12 изображен дозировочный насосный агрегат 4ДА6-10, предназначенный для одновре­ менной подачи четырех различ­ ных жидкостей.

Впроцессе работы изменени­ ем числа оборотов вала насоса можно одновременно и пропор­ ционально изменять подачу всех четырех жидкостей.

Регулирование подачи каж­ дой жидкости раздельно дости­ гается изменением длин хода поршней отдельных цилиндров.

Встанционной теплоэнерге­ тике находят широкое примене­ ние поршневые насосы малой производительности для непре­ рывной подачи реагентов в си­ стемах водоприготовления и ве­ дения заданного режима котло­ вой воды. Такие насосы выпол­ няются преимущественно с элек­ трическим приводом.

На рис. 11-13 дан продоль­ ный разрез одноцилиндрового вертикального насоса малой про­ изводительности, выпускаемого Рижским турбомеханическим за­ водом.

Технические данные одно­ поршневых насосов этого типа: