Судовые центробежные и осевые насосы - Певзнер Б.М.

Автор: Певзнер Б.М.
Теги: техника средств транспорта транспортирование, распределение и хранение жидкостей и газов установки, оборудование и аппаратура кораблестроение машиностроение насосы судовые установки гидротехника
Год: 1964
Похожие
Судовые винтовые насосы
Поршневые насосы
Погружные насосы для водоснабжения и водопонижения
Новые насосы и высоких напоров
Текст
                    Б. М. ПЕВЗНЕР
СУДОВЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ
И ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Издание 2-е, переработанное и дополненное
^OSL/12.
ИЗДАТЕЛЬСТВО
„СУДОСТРОЕНИЕ'1
ЛЕНИНГРАД
1964
УДК 629.12.06:621.67
В книге рассмотрены конструкций и условия ра-
боты судовых центробежных и осевых насосов.
Даны основы теории и приведены теоретические
н опытные характеристические кривые судовых насосов;
разобраны возможные случаи работы насосов в сети.
Книга рассчитана на инженеров, занимающихся
проектированием установок и систем и эксплуатацией
судовых насосов. Она также может быть использована
студентами кораблестроительных и машиностроитель-
ных втузов.
БОРИС МОИСЕЕВИЧ ПЕВЗНЕР
СУДОВЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Темплан 1963 г. № 42 Рецензент канд. техн, наук К- И. Селиванов
Научный редактор канд. техн, наук Г. Ф. Абрамович
Редактор Е. Е. Еромицкая. Переплет художника В. У. Фонарева
Технический редактор Н. В. Эрастова.
Корректоры А. Ф. Андрианова, Л. Степанова
gjaao в набор 4/XI 1963 г. М-11099. Подписано к печати J2/II 1964 г.
орнат бумаги БОхЭД'/и- Факт, печати, листов 24 + 1 вкл. п. л. С.25 Уч.-иад. л. 24.3
Изд. № 126842 Тираж 2500 эка. Цена 1 руб. 37 коп.	Заказ № 1864
Издательство ..Судостроение”. Ленинград, ул. Гоголя. 8
Государственного комитета Совета Министров СССР по
ютическая, 14.
ОТ АВТОРА
Успешное решение задач по созданию современных судовых
силовых установок и систем, полностью отвечающих все возрастаю-
щим требованиям к их технико-экономическим показателям и экс-
плуатационной надежности, зависит в большой степени от того,
насколько совершенны обслуживающие их вспомогательные меха-
низмы, в особенности такие, как лопастные нвсосы.
В связи с новыми требованиями насосы этого типа постоянно ,
совершенствуются и видоизменяются конструктивно. В технической
литературе, посвященной судовым насосом, приведены, главным
образом, теория и расчеты и почти совершенно не рассматриваются
условия работы насосов и многообразие их конструкций; именно
эти вопросы иашли наибольшее отражение в настоящей книге.
Автор ставил своей задачей ознакомить читателей с современ-
ными конструкциями судовых насосов и тенденциями их дальней-
шего развития, помочь сознательно подойти к выбору типа и пара-
метров насоса, правильно оценить эксплуатационные возможности
насосов и их технико-экономические данные, выполнить расчеты*
для предварительного определения габаритов, веса, к. п. д. и пр.
Второе издание книги значительно отличается от первого.
Написаны новые главы о бессальниковых и грузовых насосах.
Расширены разделы, посвященные насосам общесудовых систем,
в особенности осушительной. Существенно переработан и дополнен
материал о вихреных иасосах. Внесены изменения в главы о цирку-
ляционных и питательных иасосах.
Основы теории и расчетов насосов даны, как и в первом издании,
в основном по книге проф. А. А. Ломакина «Центробежные и про-
пеллерные насосы».
Конструкций и типов судовых иасосов существует очень много,
условия их работы весьма разнообразны, поэтому отразить все
проблемы в одной книге невозможно. Все же автор полагает, что
основные вопросы в книге освещены, и, таким образом, ова хотя бы
’*	з
частично, восполнит пробел, существующий в технической лите-
ратуре.
Автор приносит свою благодарность научному редактору кан-
дидату технических наук Г. Ф. Абрамовичу, а также рецензенту
кандидату технических наук К. И. Селиванову за ценные советы,
сделанные при подготовке второго издания книги. Все замечания
и указания о возможных недостатках книги будут приняты автором
с благодарностью.
ВВЕДЕНИЕ
Насосы относятся к числу самых распространенных механизмов,
устанавливаемых на судах. Они предназначены для перекачивания
жидкостей (забортная соленая вода, пресная вода с нормальной
и высокой температурой, дистиллят, вязкие жидкости и т. д.),
обладающих различными физическими и химическими свойствами.
По характеру рабочего процесса насос можно рассматривать как
машину, в которой механическая энергия, передаваемая приводом,
прербразуется в гидравлическую энергию перекачиваемой жид-
кости.
Как и ко всем вспомогательным судовым механизмам, к насосам
предъявляются следующие основные требования:
—	надежность в работе при всех условиях эксплуатации (со-
трясения, крен, дифферент и т. п_);
—	небольшие габариты и вес;
—	высокая экономичность, в особенности для непрерывно
работающих механизмов большой мощности, обслуживающих ма-
шинно-котельную установку. Для электромеханизмов даже неболь-
шой мощности и работающих периодически повышение экономич-
ности позволяет уменьшить размеры судовой электростанции, га-
бариты и вес электродвигателей;
—	возможность работать на переменных режимах в большом
интервале изменения производительности и в больших пределах
изменения напоров;
—	удобство обслуживания;
—	максимальная взаимозаменяемость деталей и широкая уни-
фикация отдельных узлов для уменьшения количества деталей,
хранящихся на судне, и облегчения условий обслуживания.
Классификация, принцип действия и типы. Судовые насосы
могут быть классифицированы по различным признакам, например:
по расположению вала — на вертикальные и горизонтальные;
по величине напора — на низко-, средне- и высоконапорные; по спо-
собу привода — на электро- и турбонасосы; по назначению — кон-
денсатные, питательные, циркуляционные, масляные и т. д. Наи-
более характерным признаком для классификации насосов является
принцип действия.
5
Классификация насосов по принципу действия
Лопастные
Центробежные
Осевые
Полуосевые
Вихревые
Объемные
Ротацион-
ные
Поршневые
Кулачковые
Винтовые
Зубчатые
Пластинчатые
Поршневые । Паровые пря-
{ недействующие
Плунжерные [ Приводные
Лопастные насосы. Принцип, работы всех типов лопастных
насосов основан на взаимодействии лопасти с потоком боды; напор
Рис. 1. Типы рабочих колес лопастных насосов и спо-
собы их соединения: а-—центробежное колесо с односто-
ронним всасыванием; б — колесо с двусторонним всасы-
ванием; в — колесо полуосевого насоса; г колесо осе-
вого насоса; д — колесо вихревого насоса; е — много-
ступенчатый насос; ж — многопоточный насос.
создается действием подъемной силы лопасти иа жидкость; раз-
личие типов насосов зависит от направления течения потока в ко-
лесе. Специфичным является рабочий процесс вихревого насоса.
На рис. I показаны различные типы колес лопастных насосов
и способы их соединения.
В центробежных насосах повышение давления
жидкости в колесе создается в основном за счет действия центро-
бежных сил. Вход у таких насосов осевой, а выход радиальный.
Центробежные насосы выполняются с рабочими колесами односто-
роннегб или двустороннего всасывания; при большом напоре
и относительно малой производительности центробежные насосы
выполняются многоступенчатыми, а при малом напоре и большой
производительности — многопоточными.
В осевых насосах повышение давления в колесе про-
исходит исключительно за счет преобразования квиетической энер-
гии жидкости в относительном движении. Это насосы с односторон-
ним всасыванием. Вход и выход из колеса — осевые. Применяются
при большой производительности и малом напоре и выполняются
преимущественно одноступенчатыми. Такие насосы конструктивно
представляют собой пропеллер, установленный в цилиндрической
трубе (см. рис. 117),
Полуосевые, или диагональные, насосы являются
промежуточной формой между центробежными насосами и осевыми.
В полуосевых насосах вход воды осевой, а выход по диагонали —
в осевом и радиальном направлениях. Применяются они при отно-
сительно повышенном напоре, когда из-за допустимой высоты вса-
сывания нельзя использовать осевые насосы.
В вихревых насосах напор создается колесом с рас-
положенными на его периферии лопатками за счет многократной
рециркуляции жидкости через межлопастные каналы колеса.
Рециркуляция происходит непрерывно на пути движения жидкости
из всасывающего отверстия в напорное по кольцевому каналу,
охватывающему колесо. Вихревые насосы, применяются в основном
при малой производительности и большом напоре.
Объемные насосы. У всех насосов объемного типа подача жид-
кости осуществляется за счет вытеснения ее движущимся рабочим
телом. У насосов ротационных движущееся тело — пор-
шень —- совершает вращательное движение, у поршневых —
поступательное. Производительность насоса объемного типа, на-
пример поршневого, определяется произведением объема перека-
чиваемой жидкости, вытесненной за один ход, на число ходов в еди-
ницу времени. Напор насоса объемного типа определяется сопро-
тивлением внешней сети.
Применение. Поршневые насосы благодаря их безотказному
действию н хорошей всасывающей способности особенно широко
применялись на судах, где в качестве главных двигателей исполь-
зовались паровые машины; они устанавливались также на судах
с главными двигателями другого типа для перекачивания вязких
жидкостей или как трюмные. Однако лопастные насосы в значи-
тельной степени вытеснили объемные, в особенности поршневые.
Даже при малой производительности и большом напоре, поршневые
насосы все чаще вытесняются вихревыми.
Ио сравнению с насосами поршневого типа лопастные, в част-
ности центробежные, насосы имеют ряд преимуществ:
—	обеспечивают равномерный, без пульсации, поток;
—	имеют значительно меньшие габариты, вес и стоят дешевле;
—	могут быть непосредственно соединены с электродвигателем
или другим типом привода, например паровой турбиной;
—	проще в обслуживании;
—	исключают возможность повышения давления в магистрали
сверх определенного значения, чем обеспечивается безопасность
в эксплуатации и работа без перегрузки (при правильном выборе
электродвигателя).
Недостатки:
—	меньший к. п. д. при малой производительности и большом
напоре;
—	понижение к. п. д. при перекачивании вязких жидкостей;
—	неспособность к самовсасыванию при отсутствии специаль-
ного устройства.
Для иллюстрации применения судовых центробежных насосов
приведена таблица. Здесь же приведены основные характеристики
и параметры насосов, которые более подробно рассмотрены в сле-
дующих главах, посвященных насосам определенного назначения.
Элементы конструкций. Каждый лопастной насос состоит из
двух основных частей: рабочего колеса, которое передает энергию
двигателя жидкости, и корпуса, служащего для подвода жидкости
к рабочему колесу и отвода от него жидкости под давлением.
Рабочее колесо монтируется либо на общем для насоса
и привода валу, либо на валу, который опирается на собственные
подшипники и соединяется посредством муфты с валом привода.
К корпусу прилиты патрубки — всасывающий и нагне-
тательный, — опоры для подшипников и камеры сальников.
В корпусе, а во многих случаях и на колесе, предусмотрены
уплотняющие кольца для уменьшения утечек.
Для преобразования кинетической энергии потока в давление
корпус выполняется либо в виде спиральной камеры с диффузором,
либо в вцде цилиндра с установленным в нем специальным на-
правляющим аппаратом. .
Основные параметры. Основными параметрами насоса являются:
производительность, или подача, напор, потребляемая мощность
и к. п. д.
Производительность насоса характеризуется коли-
чеством жидкости, подаваемой насосом через напорный патрубок
в единицу времени.
В зависимости от характера установки, обслуживаемой насосом,
производительность выражается в объемных или весовых еди-
ницах.
Размерность для объемной производительности Q: мЧчас,
мЧсек, л!мин и т. п.; для весовой производительности О: т/час,
кг/сек. и т. и. В отечественной судовой практике, как правило,
пользуются размерностыо ж3/час и т!час.
Для температуры, не превышающей 30° С, удельный вес прес-
ной воды обычно принимают равным 1000 кПсм9.
9
_	,	Таблица
основные данные центробежных насосов, установленных на сухогрузном транспортном судне
__________водоизмещением 10 000 т (мощность главной турбины 8500 л, с.)________
Зависимость менаду весовой и объемной производительностью
выражается уравнением
где — удельный вес жидкости.
Напором// насоса называется разность энергии, заключен-
ной в каждом килограмме жидкости, при выходе из насоса и при
входе в него. Это приращение энергии происходит за счет энергии,
получаемой насосом от двигателя.
Обозначив удельную энергию потока
при выходе из насоса (рис. II)
и при входе
£-=~г+г-+~|-
получим
« = £.-£.=
I	Zg
где Ра, za и са—давление, отметкаиско-
рость потока при вы-
ходе из насоса;
Рис. II. схема измерения ₽«• 2* и cs-тоже при входе в насос;
напора насоса.	7 удельный вес,
g—-ускорение силы тя-
жести.
Таким образом, напор, как величина энергии, отнесенная
к единице веса, имеет линейную размерность, выраженную в метрах
столба перекачиваемой жидкости.
Полезная мощность, или полное приращение энергии, получае-
мой всем потоком жидкости, равна произведению удельной энергии—
напора — на весовую производительность в единицу времени, т. е.
NT — GH кГм/сек = ——кет =	кет,	(3)
102	102	' '
где Н — вл; G — в кГ/сек-, Q — в м3/сек и 7 — в кПм*.
В судовой практике широко распространена размерность про-
йзводительности в мв/час и мощности в л. с. В этом случае полез-
ная мощность
'	75-3600

10
Отношение полезной мощности Nr к потребляемой мощности N
представляет собой коэффициент полезного дей-
ствия
=	(5)
1 N 75-3600#	' 1
Потребляемая насосом мощность
Л' ---л. с. (6)
75.3600ч
Рабочая точка. Насосная уста-
новка состоит из насоса и внешней
сети. Производительность и напор на-
соса выбираются в соответствии с по-
требностью внешней сети. Установив-
шийся режим работы наступит тогда,
когда расход Сс, потребляемый сетью,
будет равен весовой производитель-
ности насоса
GC = G.	(7)
или, для несжимаемой жидкости,
когда
<2С = <2.	(8)
Из уравнения энергетического ба- Рис- Схема насосной
ланса системы насос — сеть следует,	установки,
что между энергией, потребляемой
сетью, и приращением энергии потока жидкости в иасосе должно
быть равенство
GH = GCHC.	(9)
В соответствии с равенством (7) установившийся режим работы
будет иметь место в том случае, если напор насоса будет равен
напору сети
Я = we. (10)
Напор Нс зависит от устройства сети. На рис. III показана
простейшая система, состоящая из двух резервуаров, сети и на-
соса. Обозначим давления на свободные поверхности I и 2 жид-
кости в резервуарах через pi и рг, а отметки этих поверхностей —
z( и z2; сопротивление всасывающего трубопровода hw, а нагне-
тательного hw; при заданных размерах и конфигурации сети hw
и hw^ могут быть определены для данной производительности.
<1
Обозначив через Е2 и энергию в конце и начале сети, получим
для энергии в сечениях у напорного и всасывающего патрубков
В.-Ег+Н^Л + гг+^+^:.	(1!)
Г	г, I |	<'Р>
где <?i и с2 — скорости на поверхностях / и 2. Отсюда напор,
потребляемый сетью,
Е. =	+ г, - 2, +	(IS)
Обозначив разность отметок z2 — z, = Нг как геодезический
или геометрический напор насоса, a hw + hw — hw как сопро-
тивление системы, получим
Hc_afEl + H, + ^bd + A,	(И)
•	2g
Полный напор Нс, потребляемый сетью, слагается из следующих
составляющих:
рг~~р'--разность давлений в конце и в начале
? системы, м ст. жидк.;
Нг — геодезический напор:
с2 —с2
—-----1--разность скоростных напоров в конце и в на-
2g чале системы;
~	— гидравлическое сопротивление системы.
Гидравлическое сопротивление системы пропорционально квад-
рату скоростей и, следовательно, квадрату расходов
hw — const Q2,	(15)
так же как и разность скоростных напоров. Тоща
Нс =	+г.-г, I-constQ1.	(16)
На рис. IV показана зависимость Нс от Q; ова выражается пара-
болой с вершиной, расположенной на оси напоров и отстоящей от
оси абсцисс на расстоянии, равном статическому напору сети
(17)
Точка А пересечения характеристик насоса и сети соответствует
установившемуся режиму работы и является рабочей точкой.
12
Высота всасывания. Разность отметок zs о осн насоса и свобод-
ного уровня z± жидкости в приемном резервуаре называется геоде-
зической или геометрической высотой всасывания и выражается
формулой
«. = ^„-2,	(13)
Если насос расположен ниже свободного уровня жидкости,
то высота всасывания становится отрицательной и называется
подпором. Высота вса-
сывания, учитывающая также
потери во всасывающем трубо-
проводе и потери на со-
здание скоростного напора,
называется вакуумметричес-
кой высотой всасывания и
записывается как
с?
+ + (,s>
Отрицательное значение
НВ}! обозначает манометричес-
кий подпор.
Потери и к, п. д. Часть
энергии, подводимой к насосу
от привода, теряется в насосе.
Эти потери должны быть
сведены к минимуму: тем
самым будет повышен к. п. д.	.	...
отношение полезной, или гидравлической, мощности к затрачен-
ной, или подведенной к насосу, и определяется по формуле
насоса, который представляет собой
(20)
здесь Q — вм3!сек\ Н — в м ст. жидк.; N — вл. с. и ? — вкГ[м?.
Потери в центробежном насосе могут быть гидравлическими,
объемными и механическими.
Гидравлические потери — hait — имеют месчто в проточной части
насоса, в рабочем колесе, всасывающей камере и спиральном отводе
или направляющем аппарате; они представляют собой потери энер-
гии потока на преодоление трения и другого вида сопротивлений.
Совершенство проточной части определяется гидравлическим к. п. д.
н
Ъ = 7Г
где НТ — энергия, переданная колесом потоку жидкости, м.
т
13
- Объемные потери — Qo6 — потери на утечку через уплотнения,
разделяющие полости различных давлений, потери в системе
уравновешивания осевого усилия и др. Поэтому производитель-
ность насоса Q меньше производительности рабочего колеса О',
и их отношение определяет объемный к. п. д. насоса
С-~Ся1 =»—(&)
Механические потери — Nr — потери на трение дисков колеса
о воду, а также потери на трение в сальниках и подшипниках.
Отношение подводимой к насосу мощности, за вычетом этих потерь,
к подводимой мощности представляет собой механический к. п. д
Часть первая
ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
И ОСЕВЫХ НАСОСОВ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Глава I
ОСНОВЫ ТЕОРИИ
Основной задачей теории лопастных насосов является исследо-
вание сил взаимодействия и процесса обмена энергией между рабо-
чим колесом и потоком жидкости.
Теория центробежных насосов базируется на обобщении опытных
данных, в частности путем применения закона о динамическом по-
добии потоков жидкости в рабочем колесе и корпусе насоса.
Гвдродинамическне свойства насоса определяются иаправле
нием и величиной скоростей в потоке жидкости. Форма проточной
части корпуса и колеса вместе с числом оборотов насоса опреде-
ляет характеристику Q—Н и к. п. д. насоса, поэтому проектиро-
вание насоса заключается в расчете форм и размеров проточной
части. Скорости жидкости относительно неподвижных стенок
корпуса являются скоростями абсолютного движения. Рабочее
колесо вращается, следовательно поток в нем целесообразно рас-
сматривать в относительном движении.
1. Треугольник скоростей и основное уравнение насоса
Треугольник скоростей. Характеристика потока в любой точке
колеса определяется величиной и направлением скорости, для
чего должен быть построен план, или треугольник скоростей.
Абсолютная скорость частицы жидкости в каждой точке колеса
при его вращении складывается из переносной окружной скорости
колеса и относительной скорости по лопасти колеса.
Треугольник скоростей показан на рис. 1, где приняты обозна-
.чения: и — окружная скорость; w — относительная скорость;
с — абсолютная скорость; а — угол между окружной и абсолютной
скоростями; р — угол между относительной скоростью и обратным
направлением окружной скорости; ст — меридиональная состав-
ляющая абсолютной скорости.
Основное уравнение насоса. Чтобы найтн величину энергии,
передаваемой рабочим колесом потоку жидкости, рассмотрим
15
момент взаимодействия рабочего колеса с потоком*(рис. 2). На
основании закона моментов количества движения можно определить
момент внешних сил, дей-
ствующих н1а колесо насоса;
при этом будем исходить из
представления о среднем зна-
чении скорости по сечению
потока.
Момент сопротивления вы-
зывается в основном измене-
нием момента количества дви-
жения жидкости, проходящей
через рассматриваемое сече-
Рнс. 1. Треугольник скоростей. иие
Момент количества движе-
ния жидкости у входного сечения из радиусе R, выразится форму-
лой]
COSOj;
(1)
момент количества движения
на радиусе R2
М 2 =	c2ls = c2R2 cos я8.
(2)
Выражения qcos а, и
c2 cos a2 — окружные состав-
ляющие абсолютной скорости
соответственно на входе и на
выходе из колеса — с' и с'
(точнее —это средние значе-
ния окружных составляющих
скоростей).
Изменение момента коли-
чества движения, равное мо-
менту внешних сил, может
быть выражено как
М Ме —
= 1^(R2CaC°s9.2—К1С1С°5Я1) =
<3>
Умножая момент внешних
получаем уравнение для работы насоса
=	(«Л-«.<,)•
сечения
жидкости у выходного
Рис. 2. Треугольник скоростей на входе
и выходе из колеса.
сил на угловую скорость колеса со.
(4)
16
Разделив это выражение на вес протекающей жидкости, полу-
чим удельную работу (кГм/кг). Эта величина представляет собой
высоту напора при отсутствии потерь, поэтому она называется
теоретическим напором
= (5>
Полученное уравнение справедливо для реальной вязкой жид-
кости в условиях установившегося относительного движения в об-
ласти рабочего колеса.
Теоретический напор может быть также найден из уравнения
энергии.
Для двиной элементарной струйкн уравнение энергии в отно-
сительном движении может быть представлено как
-у- + Z +	= const.	(6)
Т	2g
, Напишем это уравнение для некоторого сечения 1, находящегося
до колеса, и для какой-то частицы х. расположенной внутри колеса.
Согласно треугольнику скоростей (см. рис. 1)
йУ2 = (и — cu)s + <?— & = f? + и2— 2ыси.	(8)
Подставив значения ьу2 в уравнение (7), получим
а. + г1 + 4-—^ = -^ + 2. + —(»)
T	2g g Т	2g g	'
или, обозначив удельную энергию частицы в абсолютном движении
через Е = — + 2 + ~ ,
7 2g
Е,~^ = Е,—(10)
откуда приращение энергии
(11)
Применив уравнение (11) в пределах между сечением I (вход
в колесо) и сечением 2 (выход из колеса), получим теоретический
напор
=		(12)
Это уравнение отличается от уравнения (5) тем, что оно отно-
сится ие к потоку в целом, а к каждой струйке в отдельности
и только к идеальной жидкости.
Б. М. Певзнер
17
В насосах, как правило, принимаетсяса = 0 (с целью повышения
напора и увеличения допустимой высоты всасывания). Тогда
(13)
Напор Нт равен разности энергии Еа и Et потока на выходе
и на входе
и,_£,-Е,=а=а + 21-г,+ -^^ = н+и^ (И)
•	2#
потенциальный напор
+	(15)
динамический напор
Отношение потенциального напора Hfi к общему напору назы-
вается коэффициентом реакции
Р = -^-.	(И)
Принимая скорости ст и ст равными между собой и си =0,
путем соответствующих преобразований величины р, Нр и Hd
можно выразить как
p=l-i. 24	(18)
(. М/	(19)
н =^L 11	24 	(20)
Схема бесконечного числа лопаток. Движение реальной жид-
кости в колесе малодоступно для теоретического изучения. Поэтому
пользуются упрощенными теоретическими схемами с последующей
корректировкой полученных результатов по данным опыта.
Движение жидкости в канале между лопатками центробежного
колеса при достаточно большом числе их и незначительной ширине
колеса можно рассматривать квк струйное.
Схема бесконечного числа тонких лопаток создает элементар-
ное представление о кинематике потока в колесе и позволяет опре-
делить напор, создаваемый колесом, если известны его геометри-
ческие параметры и форма каналов.
И
Напор Н~, рассчитанный при бесконечном числе лопаток,
не совпадает с опытным значением теоретического, напора //т. Раз-
личие между На и Ят может быть учтено специальным поправочным
коэффициентом р на конечное число лопаток
Н_ = (1+р)Н,.	(21)
Благодаря простоте метод расчета по схеме бесконечного числа
лопаток получил, широкое распространение.
Путем подстановки в уравнение (13) из треугольника скоростей
(рис. 3) значения сияю — щ, — ®So3 cos р2 и последующей замены
скорости wtro через
“ sinfk
напор при бесконечном числе лопаток может быть выражен в не-
посредственной зависимости от производительности
н = J- („8 _ иw cos ₽,) = -L Ls---------.  (23)
- g \ 2	2 2<о	g 2 itD^IgpJ ' '
Это уравнение показывает, что с увеличением производитель-
ности прн ра < 90° (при лопатках, загнутых назад) напор падает
(следуя закону прямой линии), а при ₽2 > 90° (при лопатках,
загнутых вперед) увеличивается.
Если ps — 90° (при радиальных лопатках), то напор будет
представлять собой постоянную величину — горизонтальную ли-
нию, независимо от производительности.
Расхождение в значениях напоров и Нг ие может быть,
объяснено элементарной теорией, основывающейся на бесконечно
большом числе тонких лопаток и равномерном распределении
скоростей по окружности. Причиной такого расхождения является
неравномерное распределение скоростей по окружности в канале
между лопатками. На рис. 4 показаны схемы распределения отно-
сительных скоростей в канале колеса. Разность относительных
скоростей по обе стороны лопатки приводит к возникновению раз-
ности давлений и, следовательно, является обязательным условием
наличия силового взаимодействия лопатки с потоком жидкости.
Одна из причин неравномерного распределения скоростей в ко-
лесе центробежного насоса может быть пояснена следующим при-
мером.
Круглый сосуд, заполненный идеальной жидкостью, движется
по круговой траектории относительно точки О (рис. 5). При вра-
щении сосуда абсолютное движение жидкости будет поступатель-
ным, что отмечено стрелкой IV. Кроме того, сосуд совершает отно-
сительно своей оси поворот, отраженный положением точки А.
Сравнивая положения стрелки N и точки А, видим, что жидкость
19
Рис. 5. Осевой вихрь пере- Рис. 6. Осевой вихрь переносного движения в Рис. 7. Схема колеса для
20
в ее движении по отношению к сосуду получает вращение, обратное
его переносному движению.
Если канал рабочего колеса представить замкнутым со всех
сторон (рис. 6), то идеальная жидкость в нем будет иметь враща-
тельное (вихревое) движение относительно точки в центре канала.
На внешней окружности скорость относительного вихревого
движения направлена в сторону, противоположную направлению
окружной скорости рабочего колеса; поэтому поток на выходе будет
отклоняться, и скорость си^ уменьшится.
Испытания показывают, что в действительности жидкость вы-
ходит из канала под углом меньшим, чем угол [32 лопаткн (см. рис. 3).
В связи с этим окружная составляющая си уменьшится до зна-
чения
и теоретический напор колеса насоса при конечном числе лопаток
будет
(25)
В практике насосостроения для учета влияния конечного числа
лопаток на напор (рис. 7) широко применяется формула
где S — статический момент средней линии тока по лопатке;
S= JrdS.	(27)
S,
Для лопаток с радиальным направлением средней линии
откуда поправочный коэффициент
₽ = 24---------------------------'	(29)
где z — число лопаток.
Для коэффициента ф можно рекомендовать выражение
ф = (0,55 ч- 0,65) + 0,6sin р2.	(30)
Опыт Ленинградского металлического завода (ЛМЗ) подтвер-
ждает справедливость этой формулы. Первое слагаемое зависит
21
от типа отвода потока и от шероховатости поверхности проточной
части колеса. Для тщательно выполненных колес с направляющими
аппаратами можно принимать нижний предел.
2. Уравнения подобия
Определение формы движения реальной жидкости теоретическим
путем представляет большие трудности. Поэтому необходимо
возможно шире использовать опытные данные. Наиболее строгим
способом обобщения этих данных является применение закона
о динамическом подобии потоков вязкой жидкости.
Для подобных потоков, треугольники скоростей должны быть
подобными
Hi = Ss. = ^i	ran
Wu Са «м	''
где индексы «н» и «м» относятся к натуре и модели.
Составим уравнения, связывающие основные параметры гео-
метрически подобных насосов — модели и натуры. Обозначим
отношение линейных размеров натуры 1В и модели 1Ы через
Очевидно, что отношение переносных скоростей в соответствую-
щих точках будет равно
пп _ <WH __ Лн
"к <*>ИГМ "м ’
так как отношение радиусов и есть отношение линейных размеров.
Производительность насоса пропорциональна площади попе-
речного сечения потока- f и скорости с, а так как площадь пропор-
циональна квадрату линейных размеров Р, то отношение произво-
дительности колеса натуры к производительности колеса модели
для подобных режимов
21 =	(34)
Полезная производительность насоса должна быть определена'
с учетом значений объемных к. п. д.
e. = e./-g-—	(35)
и Чрб. н
Чем больше размеры натуры, тем больше в, так как зазоры
в уплотнении растут медленнее, чем линейные размеры насоса.
22
Теоретический напор Нт, создаваемый колесом, пропорцио-
нален квадрату скоростей потока
Для определения действительного напора насоса необходимо
учесть изменение гидравлического к. п. д.
=	(37)
Потребляемая мощность насоса пропорциональна произведению
производительности на напор и обратно пропорциональна полному
к. п. д.
Кн _ Нк Th Чн	(38)
Nu Qu Нк Тк Ч ’
где ти и уи — удельный вес жидкости для натуры и модели. Под-
ставив в это уравнение значения из уравнений (35) и (37), получим
= дг V (-^\3	,	(39)
где ’’V м и %,н — механические к. п. д. модели и натуры.
Эти уравнения широко применяются при моделировании.
3. Коэффициент быстроходности
Для сравнения различных насосов введено понятие коэффи-
циента быстроходности ns.
Коэффициентом быстроходности называется число оборотов
эталонного насоса, геометрически подобного во всех элементах
рассматриваемому, с тем же гидравлическим и объемным к. п. д.,
но с напором Ны = 1 м и полезной мощностью NT м = 1 л. с.
Производительность такого эталонного насоса
<2, = — = —7? . = 0,075
ТНМ 1000-1
считая удельный вес -у = 1000 кПмл.
23
Обозначим величины, относящиеся к натуре, через Q, И и п.
Тогда, согласно уравнениям (35) и (37),
Q = 0,075k3 —
Исключая отношение линейных размеров X, получим
л, = 3,65л -LS-,	(40)
где п — число оборотов в минуту, об/мин;
Q — производительность, жЧсек,', для насоса с двусторонним
всасыванием подстааляется —;
2
Н — напор колеса, м ст. жидк.
Согласно определению, насосы, полностью подобные, но с раз-
личными значениями т]г и rio6, будут обладать несколько разными
значениями nt; часто этим различием пренебрегают.
Коэффициент быстроходности nt является критерием для оценки
свойств насоса только в режиме с оптимальным к. п. д., несмотря
на то, что для любого данного насоса величина ns меняется от нуля
до бесконечности в зависимости от рабочей точки, принятой на кри-
вой напор производительность.
Рабочие колеса с большими коэффициентами быстроходности
характеризуются большим отношением ширины колеса на выходе
к внешнему диаметру — и большим отношением входного и внеш-
него диамегров —.
1>2
Заданные производительность и напор могут быть получены при
различных числах оборотов, а следовательно, при различных коэф-
фициентах быстроходности и типах колес; очевидно, чем выше число
оборотов, тем больше значение ns и тем меньше габариты и вес
насоса.
Повышения ns можно достичь путем увеличения числа ступеней
в многоступенчатых насосах, а его снижения — за счет увеличения
числа потоков в насосах с большой производительностью.
Классификация типов колес по коэффициенту быстроходности.
Коэффициент быстроходности оказывает непосредственное влияние
на форму рабочего колеса. Так как данному напору соответствует
примерно определенная величина окружной скорости н2, то чем
больше число оборотов, тем меньше диаметр колеса Da; вместе с тем
диаметр входного отверстия Do определяется в основном произво-
24
дительностью, так как входная скорость с увеличением п увели-
чиваетсячнезна4ителВйо. Отсюда следует, что чем больше п, а сле-
довательно, и ns при данном напоре и производительности, тем
больше отношение —.
Da
С уменьшением DB при той же выходной скорости и производи-
тельности увеличивается ширина колеса Ьг, следовательно, возра-
стает и отношение —.
О-,
На рис. 8 показана зависимость типов лопастных колес от коэф-
фициента быстроходности ns для насосов с односторонним всасы-
ванием. Величина ns оказывает большое влияние на вид характе-
ристик насосов.
Рис. 8. Типы лопастных колес в зависимости от коэффициента
быстроходности ns.

Моделирование рабочих колес. Одним из наиболее распростра-
ненных способов расчета рабочих колес является моделирование,
основанное на законе механического подобия движения потоков
реальной жидкости.
Используя уравнения (35) и (37) законов подобия, можно опре-
делить производительность и напор вновь проектируемого насоса
при изменении числа оборотов и диаметра колеса модели пи и D„
до оборотов и диаметра колеса натуры па и Du. Можно также опре-
делить размеры вновь проектируемого насоса и требуемое число
оборотов для получения необходимого напора и производитель-
ности.
Преобразовав уравнения (35) и (37) и приняв и неизмен-
ными, получим коэффициент изменения линейных размеров насоса
а число оборотов
(41)
(42)
25
Подобие потоков обеспечивается, если сохраняется число Рей-
яьдса	।
Re = -V-.	(43)
где с — скорость, a v — кинематическая вязкость жидкости.
Отсюда следует, в частности, что при одинаковой вязкости
жидкостей для получения полного соответствия характеристик
натуры и модели при испытаиин уменьшенных моделей следует
увеличивать число оборотов.
Глава 2
РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
4. Определение основных параметров колеса
Расчет лопастного колеса ведется по заданным значениям Q,
Н и п насоса и имеет целью определение основных размеров про-
точной части. Данные для расчета колеса принимаются по данным
для насоса в целом и по схеме насоса.
Производительность колеса
<44)
где k —• число потоков в насосе.
Напор насосй
Н,= Д,	(45)
где i— число ступеней насоса.
Исходя из найденных значений Qi, и принятого числа оборо-
тов п, определяют коэффициент быстроходности лй и тем самым
конструктивный тип насоса.
Расчетная производительность может быть найдена из формулы
е.’=й-	<“>
Предварительный выбор делается по уравнению (105).
Теоретический напор лопастного колеса
(«)
где определяется по формуле (103).
Дальнейший расчет насоса для определения основных размеров
колеса с цилиндрическими лопатками производится следующим
образом.
Диаметр входа в колесо (рис. 9) зависит в основ-
ном ,от производительности и числа оборотов. Величина его нахо-
дится из уравнения для определения входного сечения
/»=4=т(з-<) 	<«>
27
Рис. 9. Эскиз колеса к
расчету основных раз-
здесь Qj — производительность одного потока колеса с учетом
. величины объемных потерь;
с0 — скорость входа в колесо; для предварительного выбора
ее можно рекомендовать формулу С. С. Руднева
4, ==(<),06 . 0.08)	(49)
Входной угол лопатки рх, обеспечивающий высокие
значения гидравлического к. п. д., рекомендуется принять р, =
= 20—25°.
Диаметр втулки колеса dBI определяется конструк-
тивно по диаметру вала и в первом приближения равен
d„ = (1,2 -ь 1,25) d0.	(50)
Диаметр вала определяется из
расчета: на прочность от кручения и из-
гиба, на жесткость, с учетом действия
поперечных сил на режимах, отличных от
нормального, и на вибрацию.- Для жест-
кого вала критическое число оборотов
должно быть не менее чем иа 20—25%
выше рабочего.
Ширина канала на выходе
рассчитывается по уравнению
1^.,	(Ы)
где с'т — скорость до стеснения сечения лопатками, которая обычно
принимается равной скорости с0.
Приняв коэффициент стеснения на входе /гг = 1,1 ->-1,15, опре-
деляют скорость на аходе- на лопатку ст — kp'm и окружную
скорость «д, а затем угол безударного поступления потока на ло-
патку по формуле tgp,^
Приняв угол атаки 8 = 3^-8°. определяют входной угол ло-
патки = р|>0 4- 8.
Внешнийдиаметр колеса D2 рассчитывают исходя
из треугольника скоростей на выходе из колеса (см. рис. 3). Однако
для определения влияния конечного числа лопаток на расчетный
напор необходимо знать размеры колеса, влияющие на коэффи-
циент р. Поэтому D? определяется методом последовательного
приближения.	-
Представим основное уравнение насоса в виде
28
где ~ — коэффициент, который для типовых конструкций
центробежных колес может быть принят равным 0,5. Тогда в пер-
вом приближении
= (53>
Зная величину «2, можно определить диаметр Dz в первом при-
ближении. Полученным значением П2 воспользуемся для определе-
ния угла р2, числа лопаток z, коэффициента влияния конечного
числа лопаток на напор р к для расчета во втором приближении.
Скорость потока на выходе из колеса ст
без учета стеснения сечения лопатками принимают обычно рав-
ной ст‘.
У г о л Ра определяют таким образом, чтобы получить желаемое
отношение Из треугольника скоростей (см. рис. 3)
и,2. = -^-=А2-^-.	(54)
Sin р2 sin р2
Относительная скорость при входе в колесо
=	(55)
sin₽, 1sinpI
Приняв отношение , получим
sin?,-
-^sin?,.
ctn.
(56)
Коэффициент стеснения сечения лопат-
ками на выходе kz выбирается предварительно в пределах
от 1,05 до 1,1.
Наиболее выгодное число лопаток можно определить
по формуле
z = 13	sin ilA .	(57)
По полученным значениям числа лопаток г, углу выхода р2
из уравнений (29) н (30) определяют коэффициенты ф и р и по урав-
нению (21) — значение расчетного напора-
Из основного уравнения н треугольника скоростей (см. рис. 3)
следует, что
29
Решив уравнение относительно и2, получим
и. -	+1/ -5ь- + вн ,
* 2tB₽» V 218₽,	“ -
после чего получим второе приближение для Dt.
(59)
Рис. 10. Зависимость расчетных коэффициентов колеса от
коэффициента быстроходности ns.
Ширина канала колеса на выходе определяется
по значению скорости с'т из уравнения
Ь,-.- <г'-.	(60)
Если предварительно принятые значения и и первое при-
ближение /?, отличаются от значений, полученных во втором при-
30
ближении, незначительно, то расчет на этом заканчивается. В про-
тивном случае необходимо найти третье приближение.
Схема расчета на основе теории подобия может быть дана в сле-
дующем виде.
Окружную скорость можно определить из формулы
(61)
где Ко — опытный коэффициент, зависящий от коэффициента бы-
строходности nt.
На рис. 10 показана зависимость коэффициента Ки от коэффи-
циента быстроходности nt, построенная на основе анализа совер-
шенных конструкций выполненных насосов.
Формула (61) основана на известной зависимости между ско-
ростью жидкости и напором, под действием которого она вытекает.
Напор, выраженный через опытный коэффициент,
И- “* -Ф—
4 е‘
(62)
где коэффициент напора
2№,
(63)
На рис. 10 показана также кривая зависимости коэффициента Кв
от коэффициента быстроходности п£ для определения напора прн
нулевой производительности
Как видно из формулы (64), напор холостого хода насоса зависит
только от окружной скорости и не зависит от формы колеса и углов
выхода.
Меридиональные скорости на входе и выходе
из рабочего колеса также могут быть определены посредством опыт-
ных коэффициентов, а именно:
‘„.-«„УМ:
Отношение скоростей -
Ф = -^2-
(65)
(66)
(67)
31
называют коэффициентом расхода. Оно связано с коэф-
фициентом Ки зависимостью
(66)
f.1%» Ки
Подставив ut — в уравнение (61), найдем
<69>
и коэффициент
	СО)
Любой линейный размер рабочего колеса можно выразить его
отношением к диаметру D£, например,
-£- = *; -Ь- = К'; -51- = К"ит. д.
Da	D2	Do
Подставляя в каждом случае вместо D2 его значение из уравне-
ния (69), получаем
ъ^к^-. п„=к„„^;
г» is
Л.
Коэффициенты Кб2, Кй , KDo, KD(j 9вв и другие являются до-
статочно устойчивыми, и их значения в зависимости от я, могут
быть найдены по кривой на рис. 10.
Зная диаметр входного отверстия Do и эффективный диаметр
всасывающего отверстия рабочего колеса Do SKB, определяющий
живое сечение отверстия, можно найти диаметр втулки колеса
^вт — V Ч Ц) экв -
(71)
Скорость во всасывающем отверстии
f(^)’
(72)
Для насосов с коэффициентом быстроходности ns < 90, имеющих
цилиндрические лопатки, т. е. лопатин с кривизной только в пло-
скости, перпендикулярной осн колеса, входная кромка лопатки
может быть выполнена в виде линии, параллельной оси рабочего
колеса или несколько наклонной к ней.
32
Для насосов с большим коэффициентом быстроходности па ра-
бочее колесо с цилиндрическими лопатками принимает невыгодную
форму — ширина лопаток становится слишком большой по сравне-
нию с их радиальной длиной. Для улучшения работы насоса при-
ходится отказаться от цилиндрических лопаток колеса и принять
лопатки со стороны входа, близкие к осевым, а со стороны выхода —
к цилиндрическим. Такие пространственные лопатки имеют уже
двоякую кривизну.
Кривые на рис. 10 построены для колес с лопатками -двоякой
кривизны при ns > 90 и для колес с радиальными лопатками при
ns - 90.
Число лопаток рабочего колеса z зависит от
коэффициента быстроходности насоса и может быть взято из таблицы:
пs. ....... . 50—60 60—180 180—350 350—580
z............. 9	8	6	5
Изложенная система расчета предполагает, что применяются
лопатки рабочего колеса с выходным углом в пределах от 17 до 27°,
при его среднем значении 22" для всех значений ns. Выбрав угол ps,
нужно проверить правильность принятого диаметра D2 по уравне-
нию	______________
в’=^г+/ЫЬгР8"-•
Меньшие значения углов соответствуют колесам с высоким
коэффициентом быстроходности, а большие значения — с низким.
Угол выбирается так, чтобы отношение величин относительных
скоростей поддерживалось в пределах
= 1,0 + 1,15,	(73)
Большие значения относятся к насосам с более высоким коэф-
фициентом быстроходности.
Для колес с лопатками двоякой кривизны это отношение при-
нимается для средней линии тока.
б. Расчет проточной части корпуса
Отвод жидкости. В центробежных насосах для отвода жидкости
-после выхода ее из каналов рабочего колеса применяются два
устройства — спиральная камера и направляющий аппарат. Спи-
ральная камера применяется в большинстве одноступенчатых
насосов, в особенности при низких и умеренных напорах. Для вы-
соконапорных одноступенчатых насосов часто применяются также
и направляющие аппараты, которые обеспечивают даже более вы-
сокий к. п. д., чем спиральные камеры, и устраняют возможность
Б М. Певзнер
33
возникновения и действия на ротор боковых усилий. Для много-
ступенчатых насосов применяются в равной мере и спиральные
камеры и направляющие аппараты, в зависимости от технологи-
ческих возможностей производства.
Спиральная камера предназначена для сбора потока жидкости,
вышедшей из колеса.
Преобразование кинетической энергии потока в потенциальную
энергию давления должно происходить главным образом в прямом
Рис. 11. Спиральный отвод.
диффузоре, который является продолжением спиральной камеры.
Такое преобразование при одновременном изменении направления
движения потока связано с потерями и снижением к. п. д. При
расчете спиральной камеры следует учесть, что распределение ско-
ростей вдоль каждого сечения неравномерно; максимальной ско-
ростью обладает поток у внешнего диаметра колеса. На распреде-
ление скоростей в камере влияют: циркуляция жидкости через
зазор между языком спирали и колесом, утечки через уплотнения
и повышение давления, создаваемого трением жидкости о внешние
стенки колеса.
Строгое теоретическое определение распределения скоростей
в спирали с учетом всех условий течения реальной жидкости очень
сложно, поэтому при проектировании спирали часто пользуются
приближенными методами, основываясь на опытных данных.
При расчете спиральной камеры определяются следующие
параметры:
34
Рис. 12. Зависимость расчетных коэф-
фициентов спирального отвода от коэф-
фициента быстроходности ns.
— площадь наибольшего сечения спирали (сечение 8), через
которое проходит весь поток жидкости (рис. 11);
—	величина раскрытия спиральной камеры Ее;
—	диаметр начальной окружности спирали DH;
—	ширина сечения спирали у выхода из колеса на диаметре
D„ — ^з-
Для определения площади сечения спирали необходимо знать
скорость потока в сечении. Исходя из предположения, что распреде-
ление скоростей должно под-
чиняться закону постоянства
момента скорости (свободный
поток), находим, что скорость
в любой точке сечения
(74)
где си — скорость потока в
камере на радиусе 7?;
с’а — окружная состав-
ляющая скорости на
периферии колеса.
При таком законе распре-
деления скоростей значения
последних получаются весьма
большими, причем в началь-
ных сечениях, близких к
языку спирали, скорости
будут большими, чем в сече-
ниях, лежащих ближе к диф-
фузору. Опыт показывает, что
приближенная система рас-
чета, основанная на среднем
значении скоростей для всех
сечений спирали, также при-
меняется на практике и дает удовлетворительные результаты.
В этом случае площадь сечений возрастает пропорционально углу,
отсчитываемому от языка спирали.
На основе предположения о подобии насосов с равными коэф-
фициентами быстроходности средняя скорость в спирали может
быть определена из соотношения
(75)
где /£с — опытный коэффициент, изменяющийся в зависимости от
коэффициента быстроходности п, (рис. 1'2).
Возможны, конечно, случаи, когда скорость сс будет иной, чем
определенная по формуле (75), например в насосах с обрезанным
3*
35
по внешнему диаметру колесом или в случае применения одного
корпуса для нескольких рабочих колес. Если значение скорости
больше оптимального, рекомендуемого формулой (75), и, следова-
тельно, площадь сечений сильно уменьшена, то точка оптимального
к. п. д. переместится в сторону меньшей производительности, а зна-
чение соответствующего ей к. п. д. несколько понизится; характе-
ристика Q—Н становится более крутой. Наоборот, если значения
скорости сс по сравнению с рекомендуемыми слишком малы, то пло-
щадь сечений увеличится, точка оптимального к. п. д. сдвинется
в сторону большей производительности, максимальный к. п. д.
несколько возрастет: характеристика Q—Н станет более пологой.
Площадь расчетного сечения спирали определяется согласно
уравнению
где — угол, отсчитываемый от начала языка спирали до расчет-
ного сечения.
Диаметр начальной окружности, применяемой для построения
Спирали, определяется из уравнения
(77)
где находится по кривой на рис. 12 и соответствует минималь-
ному промежутку между языком спирали и диаметром колеса
—- -. Этот зазор тем больше, чем больше коэффициент быстро-
ходности насоса.
Слишком большое значение Du увеличивает габариты насоса
и уменьшает максимальный к. п. д. вследствие возрастания цирку-
ляции жидкости в промежутке между колесом и спиральной камерой.
Наоборот, слишком малый промежуток может привести к шуму
и снижению к. п. д., а при повышении производительности —
и к кавитации в спирали около языка, сопровождаемой шумом
и вибрацией насоса.
Ширина спиральной камеры Ь3, замеренная на диаметре Da,
ья ,
определяется отношением —, где Ь. — ширина колеса на выходе,
и выбирается в основном из конструктивных соображений.
Корпус проектируется с таким расчетом, чтобы в него можно
было вместить колеса различных диаметров и ширины, если это
предусматривается соображениями унификации деталей в серии
насосов. Для многоступенчатых насосов, в особенности небольшой
производительности, ширина Ь3 должна быть такой, чтобы, учиты-
вая возможность отклонений в отливках, обеспечить необходимый
зазор между колесом и корпусом насоса.
Для насосов со средним значением ns ширину спирали можно
принять Ьл 1,7662, а для насосов с низким значением nt, где 62
36
,малб, bs я? 2bs. Для насосов c ns > 200 ширина спирали может
быть уменьшена до Ья = 1,би-
форма сечения спиральной камеры у современных насосов пока-
зана на рис. 11. *
Угол 0 охвата боковых стенок сечеиня спирали находится
в пределах от 35 до 45°, в зависимости от величины ns.
Для очертания спирали важное значение имеет угол спирали
ая = arc tg ~ , соответствующий углу между абсолютной и окруж-
ая,
ной скоростями на выходе из рабочего колеса. Этот угол, как
известно, увеличивается с увеличением ns и лежит в пределах
от —5° при пе = 40 до ~25° при ns — 400, изменяясь примерно
по закону прямой линии.
Величина раскрытия спиральной камеры Е6, зависящая от угла
спирали, может быть определена по формуле
где Кр — коэффициент раскрытия спирали, пропорциональный углу
спирали и увеличивающийся с увеличением коэффипиента быстро-
ходности ns.
На рис. 12 показана кривая зависимости /Ср от коэффициента
быстроходности для насосов двустороннего всасывания; для насосов
с односторонним всасыванием величина коэффициента К выбирается
меньшей на 10—15% для уменьшения габаритов спирали.
Зная величину раствора спирали £s, площади всех сечений
и величину принятого угла охвата сечений 0, постоянного и'ли
плавно изменяющегося от нулевого до конечного сечений, можно
определить наружное очертание спирали, добиваясь его планностн.
Диффузор спиральной камеры, служащий для преобразования
кинетической энергии потока в давление при переходе скоростей
потока от значений в сечеини устья спирали к значениям в трубо-
проводе, рекомендуется выполнять с углом конусности 8°.
Соединительные квналы в многоступенчатых спиральных насо-
сах служат для соединения напорной части одной ступени с вса-
сывающей частью последующей ступени. Функция их заключается
в том, чтобы превратить кинетическую энергию потока на выходе
из спирали, имеющего достаточно большую скорость, в давление
при минимуме потерь и обеспечить благоприятный подвод потока
ко входу в следующую ступень. Форма канала должна быть такой,
чтобы распределение скоростей во всасывающем отверстии рабо-
чего колеса было равномерным.
Для уменьшения потерь диффузор соединительного канала не
должен быть совмещен с поворотом, так как смещение скорости
37
«^наружной стенке и искривление оси диффузора мешает эффек-
тивному преобразованию кинетической энергии в давление. Зна-
чение углов диффузора в каналах должно быть выдержано в допу-
стимых пределах от 8 до 11 Наилучшая форма сечений соедини-
тельного канала — круглая.
Соединительные каналы выполняются обычно в виде отдельных
труб, соединяющихся с корпусом посредством фланцев или при-
варки.
Направляющий аппарат, (рис 13) применяется в основном в мно-
гоступенчатых насосах, однако может быть установлен и в высоко-
напорных одноступенчатых на-
сосах. Он обеспечивает компакт-
ную конструкцию насоса, зна-
чительно уменьшая его габа-
риты, в особенности осевой раз-
мер. Аппарат предстанляет со-
бой кольцо с несколькими про-
филированными каналами и
охватывает рабочее колесо. Каж-
дый канал состоит из спираль-
ной части и диффузора. Спи-
ральный участок, как и в насо-
сах со спиральной камерой,
служит для собирания жидкости;
поток в нем должен следовать
закону постоянства момента
количества движения =
~си ^2 = const« чтобы обеспечить
установившееся движение в ра-
бочем колесе. Это значит, что
контур лопатки направляющего аппарата на участке АС должен
следовать линиям тока свободного движения cur = const и дол-
жен быть очерчен по логарифмической спирали.
Так как небольшой центральный угол d<p = & , то уравне-
ние спирали можно записать как
>g —
<о° = ]32 —,
tg<4
1де г4 — радиус, соответствующий началу лопатки направляющего
аппарата (см. рис. 13) и определяемый из условия, что
промежуток между колесом и направляющим аппаратом
должен быть небольшим во избежание излишних потерь
трения, но достаточным для безопасности работы;
38
а4 —- угол спирали, определяемый из формулы
tg а9 = fg a2feu = —fe>x;
•	Ч
(80)
здесь k — коэффициент стеснения на входе, который должен быть
не более 1,15—1,10 (желательно заострение кромок);
у, — коэффициент, учитывающий неравномерность скорости
и поджатие потока, равный 1,05—1,15.
Определив по уравнению (79) положение конечной точки С
с учетом принятого количества лопаток, можно с достаточной точ-
ностью заменить участок спирали дугой-радиусом
(81)
Эффективность преобразования кинетической энергии потока
определяется качеством исполнения диффузорной части; по кон-
структивным соображениям диффузору придается прямоугольная
форма сечения. Начальное его сечение выполняется близким
к квадратному со стороной Ь3. Ширина bs = bs + 0,05Ds. Размер «0
зависит от числа направляющих лопаток; например, приняв
го = мы тем самым определяем число лопаток. Желательно,
чтобы количество лопаток направляющего аппарата и рабочего
колеса было различным; большее количество их дает лучший диф-
фузор с большим перекрытием лопаток, но при этом возрастают
потери трения.
Угол расхождения стенок диффузора при расширении в одной
плоскости (переход с квадратного сечения на прямоугольное)
должен быть в пределах от 10 до 12°; для каналов с расширением
в двух плоскостях угол расхождения принимается равным 6—8₽.
В многоступенчатых насосах диффузоры непосредственно пере-
ходят в обратный кзнал, подводящий поток к рабочему колесу.
Подвод жидкости. Так как путь жидкости во всасывающей
части колеса от фланца приемного патрубка до входа в колесо не-
велик, а скорости малы, то потери трения во всасывающей части
насоса невелики. Однако форма подводящего канала насоса имеет
большое значение для обеспечения равномерного распределения
скоростей на аходе в колесо и может значительно повлиять на к. п. д.
и кавитационные качества насоса.
Подводящий квиал должен обеспечить:
—	осесимметричность потока с возможно более равномерным
распределением скоростей по всему сечению;
—	нулевое значение начального момента скорости;
—	• изменение величины скоростей от значений во всасывающем
трубопроводе до величины при входе в колесо.
Осевой подвод. Наилучшим типом подводящего канала является
осевой конический патрубок. Сужаясь по направлению к ко-
39
лесу, этот патрубок обеспечивает равномерный поток на входе
в колесо.
Другим типом подвода является коническое колено с большйм
радиусом поворота (рис. 14, а). Для насосов с tis «' 100 оно при-
мерно эквивалентно коническому прямому патрубку; для насосов
с большим значением л£, в частности полуосевых и осевых, опти-
мальные к. п. д. и напор при этом подводе несколько снижаются
(по сравнению с подводом посредством конического патрубка).
Эти способы подвода широко применяются для насосов с кон-
сольно расположенным колесом.
Рис. 14. Всасывающий подвод; а — коническое колено; б — спиральная
камера.
Спиральный подвод. Широко распространенным способом под-
вода, в особенности для многоступенчатых насосов, является вса-
сывающая спиральная камера (рис. 14, 6). Она представляет собой
плоское колено с переменным поперечным сечением. Такая камера
позволяет уменьшить габариты насоса в осевом направлении, но
вместе с тем она усложняет изготовление модели и отливку кор-
пуса. Спиральная камера в сравнении с прямоосным патрубком
создает некоторую неравномерность поля скоростей на входе в ко-
лесо, что вызывает незначительное уменьшение напора и сниже-
ние к. п. д.
Для насосов с большим значением ns (полуосевых и осевых)
не следует применять всасывающую спиральную камеру или кони-
ческое колено, непосредственно примыкающее к насосу. Если уста-
новка такого колена все же необходима—по габаритным условиям,—
то в нем должно быть предусмотрено направляющее ребро или
несколько ребер с той же кривизной, что и у колена.
Для снижения потерь и уменьшения влияния закручивания
потока скорость в сечениях спиральной всасывающей камеры сес
принимается ^несколько меньшей, чем скорость входа в ко-
лесо с0.
40
Рекомендуется принимать
свс = (0,85 <-0,7) с0.	(82)
При расчете спиральной подводящей камеры следует учитывать,
что половина всего количества жидкости, проходящей через насос,
попадает в отверстие рабочего колеса до достижения потоком се-
чения ВОЕ. Тогда через сечение ОЕ проходит также половина коли-
чества жидкости, через сечение ОС — четвертая часть и т. д.
пропорционально углу.
В сечении О В обычно устанавливается язык, препятствующий
движению жидкости против вращения колеса.
Глава 3
ПОТЕРИ В НАСОСАХ
Изучение потерь в насосах позволяет принять соответствующие
конструктивные меры к их снижению и повышению к. п. д. насоса.
Потери в насосах могут быть гидравлические, объемные и меха-
нические (дисковые потери трения, потери в сальниках и в под-
шипниках).
Гидравлические потери труднее всего поддаются теоретическим
исследованиям и экспериментальному определению; относительно
более доступны для изучения потери объемные и механические.
6.	Гидравлические потери
К гидравлическим потерям в центробежном насосе следует от-
нести потери, связанные с поверхностным трением и вихреобразо-
ванием. Наиболее активное вихреобразование вызывается отрывом
потока в результате изменения в направлении и величине скорости;
к этому виду потерь относятся также потери на удар.
Путь жидкости от всасывающего патрубка до напорного в связи
с переменным сечением по форме и площади очень сложен. Кроме
того, вращение колеса еЩе больше нарушает распределение ско-
ростей и усложняет изучение гидравлических потерь в насосе.
Поэтому точное определение их практически невозможно. Для
оценки величины гидравлических потерь пользуются результатами
испытаний геометрически подобных насосов: это позволяет опре-
делить величину гидравлического к. п. д. вновь проектируемого
насоса.
Анализ потерь и рассмотрение их отдельных составляющих дает
возможность в известной мере повлиять на уменьшение этих потерь
и помогает получить желаемую форму характеристической кривой.
7.	Объемные потери
Через зазоры между вращающимися и неподвижными частями
насоса, разделяющие области с различным давлением, всегда воз-
никают протечки жидкости. Они уменьшают производительность
• насоса и должны быть сведены к минимуму.
42
Объемный к. п. д., как известно, выражается уравнением
О
Vo о™
(83)
и учитывает только протечки между колесом и корпусом.
Внешние протечки, к которым относятся утечки через устрой*
ство для уравновешивания осевой силы, через дренажное устройство,
применяемое для уменьшения давления на сальник, через сальни-
ковые уплотнения и др., при определении объемного к. п. д. не
учитываются; их следует учитывать отдельно.
Рис. 15. Типы уплотняющих колец: а — плоское кольцо; б — кольцо с тор-
цовым зазором; в — кольцо, образующее однорядный лабиринт; г — кольцо,
образующее двухрядный лабиринт.
Определение величины протечек. Величина протечек через зазор,
например в переднем уплотнении колеса (рис. 15), может быть
определена по уравнению
]/ 28^— = V-F ]/%«,.	(84)
где Qo6 — утечки, м?!сек.',
F —	— площадь поперечного сечения щели, №;
£>(- — диаметр уплотнения, - лг.
bt — радиальный зазор, м;
pt — давление перед уплотнительным зазором, кГ1сл?\
Pi — давление за уплотнением, принимаемое равным
давлению на входе в колесо, кПся?-,
и — коэффициент расхода, зависящий от ширины за-
зора, длины, формы и качества обработки поверх'
ности уплотнения.
Зазоры выбираются в зависимости от свойств перекачиваемой
жидкости, условий работы и размера уплотнения; обычно для судо-
вых насосов с диаметром уплотнения ~100 мм зазор составляет
0,15—0,2 мм на сторону.
43
Для выбора зазора при Do У- 100 мм можно воспользоваться
формулой
bt = 0,2 + (D0— 100)0,001 мм.	(85)
Для уменьшения протечек следует стремиться к тому, чтобы
зазоры были возможно меньшими, однако при чрезмерно малых
зазорах может произойти заедание уплотняющих поверхностей.
Таким образом, протечки могут быть определены, если известна
разность давлений у зазора, коэффициент расхода и конструктив-
ные размеры уплотнения.
Принимаем, что разность давлений расходуется на преодоление:
потерь, связанных с сужением струи при входе в щель прямо-
с2
угольной формы, выражаемых через С , где су — скорость по-
тока в щели, а коэффициент С принимается равным 0.5;
с2
потерь на создание скоростного напора —;
потерь на трение в зазоре, выражаемых уравнением
здесь л — коэффициент трения;
I — длниа щели;
R — гидравлический радиус;
Одновременно можно отметить, что гидравлический радиус круг-
лой трубы Диаметром d равен ; если , то можно заклю-
чить, что труба диаметром d = 2Ь£ имеет такой же гидравлический
радиус, как и кольцевой‘канал с зазором
' Приравняв разность давлений потерям, получим
' <88)
Выразив скорость су через протечки
и подставив это значение в уравнение (88), получим
Qo6= / и —(90)
44
Следовательно, коэффициент расхода
1 /
Г 2bt '
(91>
Коэффициент сопротивления X зависит от числа Рейнольдса
и определяется в зависимости от качества поверхности стенок
уплотнения. Для предварительных расчетов можно рекомендовать
значения X = 0,04—0,06.
Разность давлений у зазора может быть определена как потен-
циальный напор Нр на выходе из рабочего колеса минус противо-
давление, создаваемое параболоидом вращения вне рабочего колеса
между его стенками и стенками кпрпуса.
Потенциальный напор
<92>
Считая, что вода между рабочим колесом и корпусом вращается
со скоростью, равной половине угловой скорости о рабочего колеса,
получим распределение давлений, имея в виду, что параболоид
вращения равен у—-—.
Таким образом, напор у входа в зазор
»=а._и =и-АП-ро2!.
7	",	" Sg L \,R.) J
(93)
Типы уплотнений. Чтобы избежать замены корпусв или рабо*
чего колеса при чрезмерном износе уплотнений и легче подо-
брать соответствующие материалы, обычно устанавливают
уплотняющие кольца разных типов: плоские; кольца с тор-
цовым зазором; кольца, образующие однородный или двухрядный
лабиринт (см. рис. 15).
Самыми распространенными и простыми в изготовлении счи-
таются плоские кольца, хотя в осевом направлении они занимают
больше места, чем лабиринтовые. Недостатком этого типа уплотне-
ний является большая длина и то, что струя жидкости, выходящая
из зазора, имеет направление, противоположное основному потоку,
нарушает его и создает завихрения.
В кольцах с торцовым зазором поток нарушается в меньшей
степени.
Наиболее эффективный тип уплотнения — лабиринтовое, при-
меняемое для насосов с низким коэффициентом быстроходности ns,
в особенности при больших напорах.
45
8.	Механические потери
Дисковые потери. Из всех видов механических потерь потери
иа трение дисков колеса о воду являются самыми значительными.
При вращении рабочего колеса в корпусе, заполненном водой,
на внешней поверхности колеса возникают силы трения, поглощаю-
щие значительную часть потребляемой насосом мощности. Частички
жидкости в пространстве между колесом и корпусом приобретают
вращательное движение; под действием центробежных сил они
начинают перемещаться к периферии и замещаются другими части-
цами, которые, в свою очередь, получая вращательное движение,
отбрасываются, и т. д. Циркуляция совершается непрерывно и
является установившейся.
Трение колеса о жидкость зависит от состояния поверхности
колеса и в равной мере от внутренней поверхности корпуса. Уста-
новлено, что окраска чугунной отливки уменьшает потери диско-
вого трения на 20%; на такой же процент уменьшаются потери и при
полировке поверхности дисков.
Дисковое трение заметно возрастает, если на стенке корпуса
расположены ребра жесткости. Дисковые потери трения могут быть
определены на основании формулы
Nt = Kn‘rf,	(94)
где К. — коэффициент, зависящий от числа Re и фазических свойств
жидкости. Пфлейдерер рекомендует следующую упрощенную фор-
мулу для определения потерь на трение колеса центробежного
насоса о воду:
Nf = 0,0011и‘ (О2 + 5е) л. с.,	(95)
где uz — окружная скорость на выходе, м!сек\
е — суммарная ширина дисков колеса, выраженная, как и £>2,
в метрах
А. А. Ломакин приводит формулу для определения мощности
дискового трения на обе стороны колеса, выявляющую зависимость
мощности от плотности и вязкости, а следовательно, и от темпера-
туры жидкости
«г_2^_0,196с^<»’ кет.	(96)
где р — плотность жидкости;
7?z — наружный радиус диска;
<о - угловая скорость;
Cf — коэффициент трения; для турбулентного режима
_ 0,0465
46
Мощность трения гладкой цилиндрической поверхности
Nr = бЛЛСГ*р/(Ц?г4 квтг	(98)
где Z и г — длина н радиус цилиндрической поверхности.
Отношение мощности дискового трения к гидравлической мощ-
ности для подобных насосов и режимов постоянно, безотносительно
к размерам и числу оборотов колеса насоса. Для колес равной
быстроходности это отношение близко к постоянному.
Потери в сальниках и подшипниках. Величина потерь в свльни-
ках и подшипниках относительно невелика, и ее трудно учесть
На потерн трения в сальниках
влияют такие факторы, как
диаметр и глубина сальника,
число оборотов, давление
перед сальником, способ на-
бивки и смазки и т. п.
, Потери в подшипниках
также меняются в зависимости
от выполнения конструкции,
способа смазки и других фак-
торов. На рис. 16 приведен
пример зависимости силы тре-
ния в сальнике от величины
утечек через сальник для раз- Рис. 16. Зависимость силы трения в саль-
ных чисел оборотов. Эти кри- ™ке от утечек (два сальника) при dB =
вые показывают, что сига - 95 ’““Ткгй" с“ь"",10м
трения велика при сильной	’
затяжке и, следовательно,
при малых утечках, но быстро падает при ослаблении затяжки •
и увеличении утечек. Чем больше число оборотов, тем больше
мощность, затрачиваемая в сальнике.
Потери мощности изменяются примерно как квадрат числа обо-
ротов.
Усилие, необходимое для затяжки сальника, равно давлению
жидкости на набивку перед сальником- плюс дополнительное дав-
ление для сжатия набивки, т. е.
Pc = K-^-p^-d*),	(99)
где р — давление перед сальником, кГ/см*;
D — наружный диаметр набивки, см;
d — диаметр вала, см;
/(— коэффициент, зависящий от глубины сальника, числа
колец и степени затяжки.
Сечение набивки рекомендуется принимать со стороной квадрата
Ь = (0,15d + 0,3) см, где d — диаметр вала, см.
47
Обычно механические потери в сальниках и подшипниках на-
сосов принимают равными примерно 1—2%, но для малых насосов
они могут составлять до 5% или больше от подводимой мощности.
Мощность трения в подшипниках определяется специальным
расчетом на основе гидродинамической теории смазки или теории
потерь в подшипниках качения. В малонагруженных подшипниках
скольжения, какими обычно являются подшипники большинства
насосов, мощность трения приближенно может быть определена
по формуле Петрова (101).
Сила трения
7 v, “-2-rZ,	(100)
где — абсолютный коэффициент вязкости масла;
и — окружная скорость шейки вала;
г и Z — радиус и длина шейки вала;
8 — радиальный зазор в подшипниках.
Мощность трения
IV =	~	(<пн2 I кдт	(101)
г 102	102	' 8	'	’
9. Зависимость потерь и коэффициента полезного
действия насоса от коэффициента быстроходности ns
Знание зависимости между потерями в насосе и коэффициентом
быстроходности ns позволяет выбрать наиболее благоприятные
параметры колеса — число оборотов, напор и производительность, —
обеспечивающие наиболее высокий к. п. д. насоса. При этрм учи-
тывается, в какой степени усложняется конструкция (число сту-
пеней или число потоков, наличие передачи) и оправдывается ли
это усложнение выбором оптимального значения ns. На рис. 8
было показано влияние* коэффициента быстроходности на геоме-
трические фермы лопастных колес; зависимость геометрических
форм от значения ns позволяет установить его влияние на внутрен-
ний к. п. д. насоса
= VW’lne	(102)
При современном уровне техники проектирования и изготовле-
ния центробежных насосов можно считать, что оптимальное значе-
ние гидравлического к. п. д. для наиболее технически совершенных
насосов практически от быстроходности не зависит.
Для совершенных, хорошо выполненных насосов зависимость
может быть представлена формулой Ломакина
_ J _______0,42
(18^-0,172)2 ’
48
где Djnp — приведенный диаметр входа в колесо, мм;
(Ю4)
По данным, приведенным А. А. Ломакиным, зависимость объем-
ного к. п. д. '<,об от ns для насосов с наиболее часто встречающимися
соотношениями геометрических размеров и параметров колеса
может быть представлена в виде уравнения
-L- = 1 + 0,68n
(105)
Приведем значения т1сб в функции от ns, вычисленные по урав-
нению (105);
ns ... . 60	80	100	120	140	160	180 200
. . 0,955 0,963 0,969 0,972 0,975 0.977 0,979 0,980,
а также зависимость внутреннего механического к. п. д. тЬм, учи-
тывающего из всех видов потерь только потери дискового тре-
'ния, от П.	I	опа
,	(106)
"и	nJ
Значения тЬм, вычисленные в функции от ns по уравнению (106);
ns ... . 60 80 100 120 140 160 180 200
п,-м .... 0,810 0,885 0,920 0,943 0,958 0.968 0.975 0.980
На рис. 17 в качестве примера показана зависвмость различ-
ного вида потерь в насосе от коэффициента быстроходности ns,
а также величина максимального к. п. д. для промышленных одно-
ступенчатых насосов с двойным всасыванием. Максимальный к. п. д.,
равный 90%, достигнут для насосов с п. = 140. Как видно из ри-
сунка, дисковые потери (зона 2) составляют в этом случае 3%,'
потери на утечки (зона 3) 1,5% и механические потери (зона /)
1% от подводимой мощности. Таким образом, на долю гидравли-
ческих потерь (зона 4) приходится около 4,5%. Для насосов
с ns 140 гидравлические потери возрастают в основном за счет
возрастания потерь в корпусе. Гидравлическая мощность (зона 5)
численно равна к. п. д. насоса, так как все значения потерь выра-
жены в процентах от подводимой к насосу мощности. При низких
значениях «s снижение полного к. п. д. насосов вызывается возра-
станием дисковых потерь и потерь на утечки. Можно заметить,
что почти для всех значений п£ потеря мощности, связанная с утеч-
ками, равна примерно половине мощности, затрачиваемой на по-
тери дискового трения.
На рис. 18 показаны кривые изменения потерь в насосе с дву-
сторонним всасыванием (ns = 135) в зависимости от производитель-
ности при постоянном числе оборотов. Для производительности
меньше нормальной гидравлические потери (зона 4) остаются при-
мерно постоянными.
Б. М Певзнер
49
50
Механические потери (зона /), включая дисковые потери трения,
постоянны для любой производительности, если их выразить
в абсолютных единицах потребляемой мощности; однако выражен-
ные в процентах от подводимой мощности они возрастают с умень-
шением производительности, так как в этом случае абсолютная
величина потребляемой мощности падает.
По аналогичной причиве с уменьшением производительности
возрастают и потери на утечки (зона 2). Кроме того, потери на
утечки возрастают также
в связи с увеличением напора
при уменьшении производи-
тельности.
Природа потерь, связан-
ных с импульсным обменом
энергии (гидравлическое тор-
можение), соответствующих
зоне 3, следующая.
При уменьшении произво-
дительности лопастного ко-
леса нарушается соответствие
формы элементов проточной
части корпуса насоса напра-
влению потока при входе и
в особенности при выходе из
лопастного колеса. Вследствие
этого турбулентность потока в области перехода его из колеса
в корпус резко возрастает, что ведет к усиленному обмену коли-
честв движения частиц- жидкости, быстро перемещающихся в обла-
сти лопастного колеса, и частиц медленно движущихся в области
проточной части корпуса. При очень малом расходе возникают
противотоки: часть жидкости, вышедшей из колеса, возвращается
в него через отдельные участки его внешней цилиндрической поверх-
ности. При входе в колесо, наоборот, часть жидкости выбрасы-
вается обратно в область всасывания
Потери энергии, связанные с гидравлическим торможением ко-
леса, не могут быть отнесены к гидравлическим потерям, так как
они не приводят к снижению напора насоса. Их следует отнести
к механическим потерям.
Таким образом, при производительности меньше оптимальной
появляются противотоки, искажающие поток и снижающие к. п. д.
насоса. Широкие колеса и малое количество лопастей, соответствую-
щие большей быстроходности, приводят к большим потер им гидрав-
лического торможения.
Зависимость между мощностью No и напором Но, при нулевой
производительности, и коэффициентом быстроходности ns показана
на рис. 19. Как видно из рисунка, напор и в особенности мощность
холостого хода с увеличением значения ns возрастают
Глава 4
ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ И КАВИТАЦИЯ
10. Высота всасывания и избыточный напор всасывания
Высота всасывания. Геометрической высотой всасывания назы-
вается разность отметок оси рабочего колеса и уровня воды в ре-
зервуаре, из которого жидкость забирается насосом (рис. 20).
Эта разность выражается формулой
(107)
В судовых условиях многие
насосы работают с геометрической
высотой всасывания (осушительные,
балластные и др.), и для умень-
шения ее следует расположить на-
сос как можно ниже; с этой
целью желательно, чтобы насос
имел вертикальное расположение
вала.
Приток жидкости от поверхно-
сти свободного уровня до поступле-
ния ее в колесо насоса происходит
за счет разности давлений жидко-
сти на этих отметках или, иными
словами, за счет начальной потен-
циальной энергии.
Работа, затрачиваемая на подъ-
ем жидкости на высоту Hs и пре-
одоление сопротивлений hw всасы-
вающего трубопровода, приводит к уменьшению запаса энергии
в жидкости и, следовательно, к падению в ней давления.
I Составим уравнение энергии для движения жидкости от свобод-
ного уровня до входа в насос
у-+г, = ~т+^ + ^ + ^,	(106)
Так kkk-^ i.k, '':-" | гл.„ то
(109)
52
где р* 0 — давление в сечении s, отнесенное к оси насоса,
о — удельная энергия потока, отсчитываемая от отметки
оси насоса.
Минимальный избыточный напор всасывания Ням. Для нормаль-
ной работы насоса необходимо, чтобы минимальное абсолютное
давление р^„ в потоке жвдкости в области входа в колесо было
больше давления ра насыщенного пара перекачиваемой жидкости.
Pmin>Af	' ИЮ)
Если это условие не будет соблюдено, жидкость в местах воз-
никновения минимального давления вскипит и нормальная работа
насоса будет нарушена.
Удельная энергия Е s 0 потока должна быть достаточной для
создания скоростей и ускорений в потоке при входе в колесо и
, для преодоления сопротивлений без падения давления до величины,
ведущей к вскипанию жидкости. Поэтому важно не абсолютное
давление само по себе, не абсолютная величина удельной энергии
потока на входе в насос, а ее превышение над энергией, соответ-
ствующей давлению насыщенного пара жидкости
'  <1П>
I	I	zg
Величина HS4 называется избыточным давлением всасывания
над давлением парообразования жидкости и представляет собой
з'апас механической энергии в потоке над давлением вскипания.
Для каждого насоса и его режима работы существует некоторое
минимальное значение US4 mIn> ниже которого в насосе начинается
местное вскипание жвдкости.
Величина называется также кавитационным запасом и обо-
значается Лй, а величина Wsvniin — критическим кавитационным
запасом и обозначается Дйкр.
Допустимая высота всасывания. Из уравнений (109) и (111)
находим
И - '’-<’.,0---д Pi —Pd _	- 7, .	(112)
•S	у	2g w,	у	sv	'
Наименьшему значению избыточного напора всасывания соот-
ветствует наибольшее значение высоты всасывания
Я	. _ft	(ИЗ)
л max	xv 1111,1	'
которая называется критической высотой всасывания.
53
Для обеспечения надежной работы насоса допустимая в экс-
плуатации высота всасывания должна иметь некоторый запас, что
учитывается коэффициентом К при Wsvmjn,
(114)
Величина KHSr mm — это допустимый кавитационный запас Дйдоп;
т. е. то его значение, при котором обеспечивается нормальная ра-
бота насоса без кавитации (или с незначительной, безопасной для
насоса кавитацией).
Этот коэффициент запаса выбирается в пределах от 1,15 до 1,25.
Как видно из формулы (114), допустимая высота всасывания тем
больше, чем больше абсолютное давление на поверхность жидкости,
чем меньше температура и величина сопротивления всасывающего
трубопровода; последнее может быть достигнуто путем уменьшения
скорости во всасывающем трубопроводе за счет увеличения его
диаметра.
Минимальный подпор при перекачивании кипящих жидкостей.
При перекачивании кипящих жидкостей резервуары с жидкостью
бывают закрытыми и давление в них равно давлению насыщенного
пара, как, например, в конденсаторе или деаэраторе. В этом случае
допустимая отрицательная высота всасывания — подпор — опре -
деляется из уравнения
(115)
Очевидно, что величина подпора в этих условиях остается по-
стоянной независимо от температуры жидкости, поскольку давле-
ние на свободную поверхность равно давлению насыщенного пара.
11. Кавитация
Причины возникновения кавитации. Когда давление жидкости
становится равным давлению насыщенного пара, жидкость вски-
пает, и часть ее испаряется; при этом образуются участки, запол-
ненные паром и газами, частично выделившимися из жидкости
еще до начала парообразования. Возникшие в потоке пузырьки
паровоздушной смеси увлекаются им и попадают в область более
высоких давлений, где вновь конденсируются. Конденсация про-
исходит мгновенно, и окружающая жидкость устремляется в обра-
зовавшиеся пустоты, что сопровождается сильными / гидравли-
ческими ударами и шумом. Давление достигает нескольких тысяч
атмосфер, а число ударов исчисляется сотнями в секунду. Это явле-
ние вскипания жидкости и последующей конденсации пузырьков
пара в потоке, сопровождаемое гидравлическими ударами, назы-
вается кавитацией.
51
Кавитация ограничивает выбор рациональных параметров при
расчете и конструировании насосов. Она проявляется шумом,
вибрацией насоса, снижением производительности, напора, к. п. д.,
а также разрушением материала деталей (рабочих колес, корпуса)
в тех местах, где завершается кавитация. Кавитационные разруше-
ния могут возникнуть и на неподвижных и на вращающихся частях
насоса.
Понижение абсолютного давления может вызвать выделение
паров из жидкости либо в одном месте (местная кавитация), либо
во всей зоне (общая кавитация). Местное понижение давления
возникает с возрастанием скорости в потоке при обтекании профиля
лопатки колеса, при резких по-
воротах, обтекании выступов и
т. п. Общее падение давления
может произойти вследствие
увеличения высоты всасываивя,
падения .атмосферного давления,
возрастания температуры пере-
качиваемой жидкости. Кавита-
ция обнаруживается прежде
всего по шуму, а также по паде-
нию характеристик и разруше-
нию материала.
При испытаниях насосов при-
знаком начинающейся кавитации
Рис. 21. влияние кавитацйй на харак-
теристики насоса.
может служить шум и падение
к. п. д., так какдругие признаки (падение производительности, на-
пора, вибрация) не всегда могут быть замечены.
Гидравлические удары, возникающие в местах завершения кави-
тации, ведут к разрушению металлов. Металлов, совершенно стой-
ких против кавитационных разрушений, нет. Однако более стой-
кими из них являются монель-металл, оловянистые бронзы и не-
ржавеющая сталь. Очень подвержены кавитационному разрушению
чугуи и углеродистая сталь.
Влияние кавитации на характеристики насоса. Кавитация со-
провождается нарушением неразрывности потока в насосе и изме-
няет его характеристики. Местная кавитация на производитель-
ности и напоре насоса заметно не сказывается; кавитация же более
развитая приводит к уменьшению производительности, напора
и к. п. д. насоса, а затем и к полному срыву его работы.
На рис. 21 показано, как изменяются Характеристики насоса
при кавитации; пунитиром проведены^нормальные бескавитацион-
ные характеристики.
Влияние кавитации на характеристики насоса в значительной
степени зависит от коэффициента быстроходности.
В насосах, имеющих ns < 100, характеристики Q—Н, <2—А'
и Q—падают резко и внезапно, когда производительность дости-
55
гает значения, при котором избыточный напор всасывания ста-
новится минимальным и начинается парообразование; такая произ-
водительность называется срывной.
В тех случаях, когда = 100—350, характеристики Q—И
и Q—т) падают постепенно, еще до того, как будет достигнута точка
внезапного срыва кривой. Степень падения характеристик зависит
от величины пь и от давления всасывания ps и возрастает с увели-
чением первого и уменьшением последнего.
12. Кавитационный коэффициент быстроходности
Срывные характеристики насоса. Для определения Я4,Ш1П про-
изводят специальные кавитационные испытания и по их результа-
там строит кавитационные характеристики. Схема установки для
такого испытания показана на рис. 22.
Рис. 22. Схема установки для кавита- Рис. 23. Кавитационные харак
ционных испытаний.	теристикн насоса.
Насос с помощью задвижки 1 на напорном трубопроводе уста-
навливается на определенный режим, фиксируемый расходомером 2
и манометрами: р„ — на нагнетании и ps — на всасывании. Число
оборотов поддерживается постоянным.
Из уравнения (112) находим
(116)
С уменьшением давления р± на поверхность жидкости происхо-
дит уменьшение величины Нп, в то время как режим работы бла-
годаря замкнутой системе не изменяется.
При уменьшении до определенного значения параметры Q,
Н и ч остаются неизменными. При дальнейшем снижении Н пара-
метры начинают постепенно падать, кавитационный шум усили-
вается и наступает полный срыв работы насоса. Так как установить
момент начала воздействия кавитации на Q, Н и т; трудно, то условно
56
за ЯПвф| принимают то значение при котором к. п. д. насоса
падает на 1—2°.о (рис. 23).
Снижение давления на всасывании может быть достигнуто также
и путем прикрытия клинкета. Такой более простой способ обычно
применяется при отсутствии стенда, представленного схематически
на рис. 22, когда не требуется большой точности определения до-
пустимой высоты всасывания.
Поскольку при частичном закрытии
всасывающего клинкета изменяется напор,
который при кавитационных испытаниях
должен оставаться постоянным, необходимо
одновременно открывать напорный клин-
кет. Это особенно важно при снятии кави-
тационных характеристик низконапорных
насосов, например циркуляционных, у
которых изменение давления на всасыва-
нии даже на 0,5 м. вод. ст. приводит к из-
'менению напора более чем на 5%.
Теоретическое значение Hv rnin. Рассма-
тривая поток жидкости от места входа в
насос (сечение s—s) до точки х (рис. 24)
в области поступления потока в колесо,
где возникают кавитационные явления,
можно установить, что динамическое паде-
ние давления в точке х
(117)
(И8)
Рис 24. Схема насоса
для расчета ffSVfOin.
т. е. минимальное избыточное давление всасывания равно сумме
максимального динамического падения давления в области колеса
и разности отметок zr — точки возникновения кавитации и zs 0 —
оси насоса. У обычных насосов разность гл—z4 п очень мала и ею
можно пренебречь.
Для улучшения кавитационных показателей насоса скорость
жидкости на входе в колесо должна иметь осевое направление и по-
ток не должен быть закручен, т. е. — 0. С этой целью во всасы-
вающих каналах нередко устанавливаются ребра, устраняющие
закручивание потока. Для уменьшения гидравлического сопро-
тивления канала его сечения принимаются сужающимися по на-
правлению к входу в колесо.
При значениях си — 0 и пренебрежимо малом Лда s_v
(к£ “ *4)
=	1 2g •	(Н9>
57
Таким образом, b'^,nin определяется динамикой потока в об-
ласти входа в колесо и должно подчиняться закону динамического
подобия.
Кавитационный коэффициент о. Для обобщения результатов
кавитационных испытаний был предложен коэффициент
где Н — напор насоса.
Подставляя в это уравнение значение ЯД.,Ю|П из уравнения
(119) и значение Н из уравнения (13), можно установить, что вели-
чина о определяется исключительно отношением скоростей, т. е.
для геометрически подобных насосов, работающих на подобных
режимах, остается постоянной. Следовательно, в условиях подобия
ЛАхтах = «’Я.	(121)
Кавитационный коэффициент быстроходности С. Кавитацион-
ный коэффициент с неудобен в применении к центробежным насосам,
так как величина Дй4П|ИХ определяется только условиями входа
потока в колесо и в широких пределах не зависит от условий выхода
из колеса. В насосах с одинаковыми условиями входа, но с различ-
ными напорами AAsmax будут одинаковыми, а коэффициенты а
различными. Таким образом, введение в кавитационный коэффи-
циент величины напора является нежелательным.
На основании обобщения опытных данных С. С. Руднев, предло-
жил уравнение для определения ДЛ4Гпах:
=йА<и.х=|°(—<?)'.	<|22)
s* ГгШ s max I q 1	1	’	/
где Q — производительность, мЧсек, (для колеса « двусторонним
•	О\
всасыванием принимается 1;
С — постоянная, характеризующая конструкцию насоса; для
обычных насосов находится в пределах от 800 до 1000;
у рабочих колес со специальным профилированным вхо-
дом, например конденсвтных, коэффициент С достигает
2500 и выше.
Уравнение (122) обладает тем достоинством, что оно вскрывает
зависимость ДЛ4тах от основных параметров насоса и позволяет
произвести выбор числа оборотов п в функции от Q и допустимой
высоты всасывания. Чем выше число оборотов набоса, тем меньше
допустимая высота всасывания; поэтому для заданной производи-
тельности Q и допустимой высоты всасывания повышение числа
оборотов возможно лишь с увеличением постоянной С, зависящей
от конструкции колеса.
58
Постоянная С выражает идею подобия колес. Согласно уравне-
нию (122)
С = 5,62-^.	(123)
Это уравнение применительно к условиям всасывания совпа-
дает с выражением для коэффициента быстроходности п4, где вза-
мен напора подставлено динамическое падение давления A/islnax.
На этом основании коэффициент С назван кавитационным коэф-
фициентом быстроходности.
Подставляя в уравнение (123) значение &hsjnex, выраженное
через соотношение скоростей и определяющих их геометрических
размеров колеса на входе, можно установить, что
ч J Со
[•' -т-ХоЪл
С - 880	----------.	(124)
где	е0 — скорость жидкости при входе в колесо;
и0 =	-----окружная скорость при входе в колесо;
Хо = 1——коэффициент живого сечения для входного
\ Do 1 отверстия колеса;
Чоб — объемный к. п. д.
Для колес с подобными условиями входа коэффициенты С оди-
наковы. Чем меньше Zo, тем меньше коэффициент С.
Подставив в уравнение (123) значение л|/ Q =	кз
уравнения (40) для коэффициента быстроходности, получим зави-
симость между коэффициентами а, С и пж:
С = Ц'-"-.	(125)
О1,
Приближенный метод расчета динамического падения давления.
Всесоюзный институт гидромашиностроения рекомендует пользо-
ваться следующим уравнением для определения зависимости ДЛ4Гпах
от основных конструктивных характеристик колеса насоса:
с2 w2
smax 2g 1 2g	'	'
где rn — опытный коэффициент, характеризующий возрастание ско-
рости входа в колесо по сравнению с ее средним значе-
нием;
69
п — то же для относительной скорости;
с0 — средняя абсолютная скорость при входе потока в колесо;
— средняя относительная скорость при поступлении потока
на лопатки.
Уравнение (126) применимо для условий безударного входа
потока на лопатки или условий, близких к ним; в противном случае
коэффициенты тип будут зависеть от величины угла атаки.
Ориентировочные значения для коэффициентов т и п в условиях,'
близких к безударному входу: т = 1,0—1,2; п = 0,3—0,4.
Глава 5
УСИЛИЯ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РОТОР НАСОСА
Вследствие неравномерного распределения давлений в проточ-
ной части центробежного насоса — на рабочих колесах» в спираль-
ной камере, корпусе насоса и т. п. — на колесо насоса действуют
различные усилия.
Равнодействующая сил, действующих на каждое колесо, может
быть разложена на осевую и радиальную составляющие. Суммируя
силы, действующие на колеса, получают силу, действующую на
ротор насоса в целом. Задача конструктора заключается в том,
чтобы за счет конструктивных мер взаимно уравновесить эти силы,
или же, при нецелесообразности уравновешивания из-за чрезмерной
сложности конструкции, правильно определить их величину для
расчета вала и подшипников насоса.
13. Осевое усилие
Силы, возникающие вследствие влияния потока, действуют на
внутреннюю и наружную поверхности рабочего колеса. Наружная
поверхность колеса имеет форму поверхности вращения. Силы
гидродинамического давления (если пренебречь трением) направлены
нормально к поверхности. В условиях расчетного режима, когда
распределение давлений по наружной поверхности можно считать
симметричным относительно оси вращения, радиальные составляю-
щие сил гидродинамического давления взаимно уравновешиваются;
они возникают лишь в условиях нарушения осевой симметрии
потока, т. е. при недогрузке и перетрузке насоса.
Величина осевого усилия на наружную поверхность колеса
может быть определена в общем виде из выражения (см. рис. 25)
= J (Л — Р..) 2=г*.	(127)
где рд и рп — давление на левую и правую стороны наружной
поверхности колеса.
Величина давлений р„ и рп зависит от характера движения
жидкости в области между колесом и корпусом В условиях нор-
мального состояния уплотнений давление справа в пределах от Л2
61
и слева от R2 до /?, определяется уравнением
ДОЛ
В пределах от R( до гот давление слева равно давлению при входе
в колесо.
Таким образом, разность давлений (рл — рп), входящая в ин-
теграл (127), в пределах интегрирования от R2 до равна нулю
и эпюра разности давлений получит вид, представленный на рис. 25
справа.
Осевое усилие
Знак минус указывает, что сила направлена справа налево. Осевая
составляющая сила гидродинамического давления на внутреннюю
поверхность не может быть получена аналогичным способом, так
как закон распределения гидродинамических давлений по внутрен-
ней поверхности колеса неизвестен.
Осевое усилие на внутреннюю поверхность может быть найдено
с помощью уравнения для закона изменения количества движения

7^|со
g
(130)
где с0 — скорость входа потока в колесо. Так как она является
результатом изменения количества движения, то ее называют ди-
намической составляющей осевого усилия.
Полная величина осевого усилия Ргк на колесо
F„ = F„-F„	(131)
и направлена в сторону всасывающего отверстия, справа налево
(см. рис. 25).
Зависимость осевого усилия от зазоров в уплотнении. Величина
зазора в уплотнении рабочего колеса оказывает существенное
влияние на величину результирующего осевого усилия, действую-
щего на колесо. Объясняется это тем, что при большом увеличении
зазора форма потока в области между колесом и корпусом меняется
из-за возрастания утечек. Вопрос о влиянии зазора на величину
осевого усилия, в частности для случая аварийного износа уплотне-
ния, исследовался А. А. Ломакиным.
В условиях аварийного износа переднего уплотнения движение
жидкости слева подчиняется закону cur = cuR2 — const, в то
время как справа жидкость движется со скоростью си =	.
В соответствии с этим и закон распределения давлений с той и дру-
гой стороны оказывается различным. Слева, в пределах от
до он выражается уравнением
<|32>
которое выводится на основании постоянства энергии за колесом
и в области между колесом и корпусом. Если для колес с коэффи-
циентом быстроходности ns = 60—100 принять скорость c'Ua =
то уравнение (132) будет иметь вид
—
Справа закон распределения давлений подчиняется уравнению
(128). Распределение даалений в пределах от R£ до гвт остается
таким же, как и для нормального уплотнения.
Таким образом, в условиях аварийного износа уплотнений воз-
никает дополнительная срстааляющая осевого усилия F* , обуслов-
- 2,1
ленная различными законами распределения давлении по обе сто-
роны колеса в пределах от Т?2 до
₽.	R.	\ i I
63
Дополнительное осевое усилие возникает постепенно, по мере
увеличения зазора в уплотнении. Полная величина осевого усилия
при аварийном износе уплотнения
(«si
При износе уплотнения в диафрагме (рис. 26), разделяющей
смежные колеса, также может возникнуть осевое усилие. В этом
случае появляются большие утечки Qs из камеры второй ступени
в камеру первой ступени, и за задним диском колеса второй сту-
пени поле скоростей будет подчиняться закону сцг — const; за
задним диском колеса первой ступени поле скоростей будет вы-
ражаться зависимостью си =	, так как начальный момент ско-
рости при движении от центра к периферии мал.
Возникающее осевое усилие может быть определено по' уравне-
нию (134) в пределах интегрирования от радиуса колеса до радиуса
втулки.
Осевое усилие в многоступенчатых насосах с противоположно
расположенными рабочими колесами. В многоступенчатых насосах
с рабочими колесами, всасывающие отверстия которых обращены
в противоположные стороны, осевое усилие возникает тогда, когда
вал внутри корпуса насоса имеет различные диаметры и когда
ступица колеса, проходящая через диафрагму, отделяющую две
смежные ступени, имеет выступающие торцовые поверхности,
а также если насос имеет только один сальник, т. е. при наличии
внутреннего подшипника.
На рис. 26 показан двуступенчатый вертикальный насос с ниж-
ним направляющим подшипником на консистентной смазке. Введем
обозначения:
ps — дааление на всасывании колеса;
Pi = р + ps — давление в спирали I ступени, где р — напор,
развиваемый одной ступенью;
pg = 2р -j- ps — давление в спирали 11 ступени;
—	диаметр вала в подшипнике;
—	диаметр вала под сальником;
64
ds — диаметр ступицы;
Dt — диаметр уплотнения;
Flt F2, Ft и Ft — площади, соответствующие диаметрам с ука-
занными индексами.
Допустим, что давление за колесом в промежутке менаду дис-
ками колеса и стенками корпуса одинаково и что оно равно давлению
в спирали, а также что давление на всасывании 11 ступени равно
Рис. 26. К определению осевого усилия в насосе с противоположно
расположенными рабочими колесами.
давлению нагнетания I ступени. Очевидно, что эти допущения не
влияют на окончательный результат расчета.
При выносном нижнем подшипнике и устанавливаемом при этом
втором сальнике может быть получено следующее уравнение для
осевого усили я:
Р - (Р + Ps) (F/ “ Рз) - Р, (6 - PJ - (2р + pj (Fx- - Fs) +
’ + (P -Г Ps) (Pi ~P1)=P (Pa ~ Pr) + Ps (Pt - PJ.	(136)
Усилие, направленное вверх, имеет знак плюс, направленное
вниз - знак минус.
5 Б М. Певзнер
65
Когда подшипник расположен внутри корпуса, в результате
действия давления на торец вала возникает добавочное усилие
(137)
которое может быть весьма большим в многоступенчатых насосах,
в циркуляционных насосах для котлов с принудительной цирку-
ляцией и т. д.
На рис. 27 показаны кривые испытаний двухступенчатого на-
соса с противоположно расположенными рабочими колесами при
Рис. 27. Влияние зазора в уплотнении между
ступенями на осевое усилие.
— усилие при нормальном зазоре: 2 (и пунктирные
линии) — при увеличенном зазоре ~	1,5 лл}.
нормальном и увеличенном зазорах в уплотнении по валу. Осевое
усилие возрастает примерно в шесть раз, если зазор по валу между
ступенями увеличивается от нормального до -—1,5 мм. Различие
в утечках через уплотнения рабочих колес, отделяющие всасы-
вающую полость от напорной, вследствие неодинакового износа
самих уплотнений также приводит к нарушению равновесия осе-
вых усилий, действующих на каждое из колес. При перекачи-
вании жидкости с производительностью, соответствующей пре-
дельной высоте всасывания, может возникнуть кавитация в пер-
вой ступени, уменьшающая напор, развиваемый этой ступенью,
и нарушающая равновесие осевых усилий.
Смещение рабочих колес относительно осевой линии спирального
отвода может явиться дополнительным фактором, вызывающим
появление осевых усилий. Поэтому в многоступенчатых насосах
66
с противоположно расположенными рабочими колесами должен быть
обязательно установлен упорный подшипник, рассчитанный на
возможное изменение осевой силы при износе уплотнения и кави-
тационном срыве первой ступени.
14. Уравновешивание осевого усилия
Для уравновешиввиия осевого усилия в одноступенчатых
центробежных насосах существует четыре способа.
1.	Применение рабочего колеса с двусторонним всасыванием.
Благодаря симметрии колеса осевое давление теоретически уравно-
вешено, однако практически всегда имеется какое-то неуравнове-
шенное усилие, которое может возникнуть при эксплуатации
насоса из-за неравномерного износа уплотняющих колец. Поэтому,
несмотря на уравновешенность колеса, в этих случаях всегда не-
обходимо устанавливать двусторонний упорный подшипник
2.	Выполнение уплотнения на заднем диске колеса с односто-
ронним всасыванием и отвод утечек из разгрузочной камеры за
колесом во всасывающую часть либо через разгрузочные отверстия
в заднем Диске колеса, либо через специальную разгрузочную
трубу. Очевидно, что при таком способе разгрузки удваиваются
утечки, возрастающие по мере износа уплотнения. Отверстия в зад-
нем диске дают худшие результаты: они приводят к уменьшению
к. п. д. и высоты всасывания, так как протечки через отверстия
направлены против потока во всасывающем отверстии колеса и
нарушают поток.
Ось отверстий желательно выполнять не параллельно оси на-
соса, а наклонно, в сторону внешнего радиуса колеса.
Площадь разгрузочных отверстий или сечения трубы должна
быть примерно в четыре раза больше площади уплотняющего за-
зора. При этом способе в зависимости от размера отверстий осевое
усилие на 10—25% остается неуравновешенным. Для полного
уравновешивания диаметр уплотнения на заднем диске должен
быть больше, чем на переднем.
На рис. 28 показаны кривые испытаний, указывающие вели-
чину осевого усилия для неуравновешенного рабочего колеса и для
рабочего колеса с разгрузочной камерой и девятью отверстиями
диаметром 9,5 мм на заднем диске.
3.	Расположение радиальных ребер на заднем диске колеса
(рис. 29). Величина разгрузки в этом случае зависит от размера
ребер, а также от величины зазора между ребрами и стенкой кор-
пуса насоса. Этот способ уравновешивания требует затраты до-
бавочной мощности, однако эта мощность не превышает мощности,
затрачиваемой в связи с утечками через дополнительное уплотне-
ние на заднем диске. Кроме того, она остается постоянной в отли-
чие от мощности, затрачиваемой на утечки через разгрузочные
отверстия и возрастающей с увеличением зазора при износе.
5*
67
Недостатком является невозможность обработки заднего диска
рабочего колеса при наличии литых ребер, трудности при уста-
новлении зазора между ребрами и корпусом^ а также необходн-
Рис. 28. Осевой усилие при разгрузке колес.
1 — разгруженное; 2 — неразгруженное
Рис. 29. Уравновешивание осевого усилия
посредством радиальных ребер.
Применение ребер в качестве разгрузочного устройства осно-
вано на том, что жидкость в пространстве между колесом и корпу-
сом будет вращаться с угловой скоростью колеса о, а ие с поло-
винной угловой скоро-
стью -у (как в случае
отсутствия ребер); это
уменьшает давление
жидкости на поверхность
заднего диска, имею-
щего площадь, опреде-
ляемую радиусом ребра
/?Р и радиусом втул-
ки гпт.
Благодаря установке
радиальных ребер ре-
зультирующее осевое’
усилие FJK уменьшится
на величину усилия Ргр. При отсутствии ребер распределение
давлений по радиусу рабочего колеса будет следовать параболи-
ческому закону, согласно уравнению (128). Если на диске
колеса справа расположить ребра с наружным радиусом /?р,
68
то, учитывая, что жидкость, заключенная в пространстве между
колесом и корпусом, вращается не с половинной, а с пол-
ной угловой скоростью колеса о, распределение давлений на уча-
стке между радиусами 7?р и гвт будет следовать закону параболы,
образующая которой
h=-?—
(138)
где и — окружная скорость на текущем радиусе.
Величина уменьшения давления

Величина уменьшения осевого усилия может быть определена
непосредственно интегрированием
<14°>
Для полного уравновешивания осевого усилия должно быть
соблюдено равенство
F„ = F„.	(141)
Из этого соотношения может быть определен дааметр ребер.
Если ребра примыкают к стенке корпуса насоса неплотно, то оче-
видно, что угловая скорость в пространстве между задним диском
колеса и корпусом будет меньше, чем ш, но больше, чем .
4.	Установка упорного подшипника для восприятия осевого
усилия. Целесообразность применения этого способа может быть
определена лишь расчетно-конструктиввым путем. На практике
69
для большей надежности предпочитают применять гидравлические
разгрузочные устройства, так как гадравлическое осевое усилие
достигает больших значений и в процессе эксплуатации может
возрасти.
Для уравновешивания осевого усилия в многоступенчатых
насосах также существует несколько способов.
1. Применение уплотнения и разгрузочных отверстий на заднем,
диске каждого колеса (в современных насосах почти не применяется)
или одного развитого уплотнения на
заднем диске последнего рабочего колеса
и соединение камеры за этим колесом
со всасыванием насоса посредством раз-
грузочной трубы. Этот метод приме-
няется при колесах, направленных
своими всасывающими отверстиями
в одну сторону. Наличие развитого
уплотнения на заднем диске последнего
колеса имеет еще то преимущество, что
сальник насоса находится при этом под
давлением всасывания, а не под большим
давлением, как в случае применения
разгрузочных отверстий в каждом
колесе.
2. Применение автоматического раз-
грузочного устройства— гидравлической
пяты или диска (рис. 30).
Принцип действия гидравлической
пяты заключается в следующем: вода от
последнего рабочего колеса поступает
в камеру /Сх между разгрузочным диском
1, насаженным на вал насоса, и не-
Рис. 30 Уравновешивание подаижным разгрузочным кольцом 2,
осевого усилия разгрузоч * расположенным в корпусе, через дрос-
иой пятой.	сельный зазор Ь. Размеры этого зазора
подобраны так, что к разгрузочному
диску подводится количество воды, достаточное для обеспечения
необходимой величины зазора между торцовыми поверхностями
диска и кольца.
Давление рк в камере /Ci создает усилие, направленное вниз,
если это усилие превышает усилие, действующее на рабочие колеса,
то диск опустится и между ним и кольцом образуется зазор bt,
через который вода попадает в камеру Кй, откуда отводится в цис-
терну или во всасывающую часть насоса. Чем больше зазор Ь1г
тем больше утечки и тем больше потери в дроссельном зазоре Ь,
вследствие чего упадет давление на диске в камере Ki- Очевидно,
зазор установится таким, чтобы давление в камере ZCi создало
усилие, обеспечивающее уравновешивание осевого усилия на рабо-
70
чие колеса. Если осевое усилие на рабочие колеса сильно возрастет,
то зазор уменьшится, утечки также уменьшатся и давление на
диск возрастет благодаря уменьшению потерь в щелевом радиальном
зазоре Ь. Это устройство действует только во время работы; чтобы
ограничить перемещение ротора у неработающего насоса, преду-
сматривается упорный подшипник, чаще всего в виде упорного
кольца. Зазор между диском и кольцом при нерабочем состоянии
равен примерно 1 мм. Для ограничения перемещения ротора может
быть применен также подшипник качения.
В случае износа уплотняющих поверхностей и увеличения
дроссельного зазора b потери давления в нем уменьшатся и давление
перед диском возрастет. Для того, чтобы было сохранено равно-
весное состояние, диск, очевидно, должен будет опуститься, так как
при этом возрастут потери в дроссельном зазоре b вследствие уве-
личения утечек с увеличением зазора bi.
Таким образом, увеличение дроссельного зазора сопровождается
возрастанием утечек и снижением экономичности.
При расчете системы разгрузки должны быть определены:
—	перепад давлений перед диском и за ним;
—	расход жидкости на разгрузку осевого усилия;
—	размеры уплотнения перед диском;
—	размеры трубопровода, отводящего утечки из камеры за
диском, с учетом давления перед сальником со стороны нагнетания.
Ниже приводится метод расчета системы разгрузки, применен-
ный А. А. Ломакиным.
Перепад давлений Др определяется из условий равенства осе-
вого усилия ^Рк, действующего на рабочие колеса, и усилия,
действующего на диск,
где ф — коэффициент, учитывающий характер распределения дав-
ления жидкости на поверхности диска. Отсюда
Др =----Ifs----
Коэффициент ф определяется из принятого допущения, что
давление в камере постоянно, а вдоль осевого зазора оно
изменяется по линейному закону
(>-V)
(143)
(144)
здесь ср — коэффициент, учитывающий падение давления при входе
в осевой зазор и вследствие образования начальной скорости;
принимвется в пределах от 0,18 до 0,25.
71
Объемные потери определяются по уравнению
Q* = рЗад-Д |/ 2g	(145)
где » — коэффициент расхода, определяемый по формуле
1
,/ >№.-г.)г. j , „5	(146)'
|	K'i
При определении размеров щели перед диском можно руковод-
ствоваться следующими соображениями.
Разность давлений в дроссельном зазоре Ь можно определить
как
р. = т[н<2—>) + яр—d)]—
— др —(р, —Р,).	(147)
где Н — напор одной ступени;
2 — число ступеней;
ps— давление на всасывании.
Давление ру в разгрузочной камере принимают обычно равным
ие более 5—8 кПсм*, чтобы обеспечить надежную работу сальника.
Так как этот перепад давлений представляет собой гидравли-
ческое сопротивление в зазоре Ь, то можно написать
(148)
Зная из уравнения (145) величину утечек и определив перепад
давлений по уравиевию (147), определяем
=	(149)
• у
Задав величину зазора Ь, можно определить длину щели, или
наоборот. Зазор принимают равным зазору в уплотнении рабочих
колес.
Длину и диаметр трубки, отводящей утечки, принимают такими,
чтобы обеспечить давление ру — 5—8 кГ!с/&.
3. Расположение рабочих колес всасывающими отверстиями
в различные стороны. При четном числе ступеней рабочие колеса
могут быть разделены на две группы так, чтобы своими всасываю-
щими отверстиями они были обращены в противоположные сто-
роны. Если число ступеней нечетное, то первую ступень выполняют
с диусторонним всасыванием; при этом уменьшается требуемое
избыточное давление на всасывании для заданной производитель-
ности. Однако в насосах с большим числом ступеней (больше че-
72
гырех) расстояние между подшипниками увеличивается настолько,
что для уменьшения прогиба приходится значительно увеличивать
диаметр вала; это приводит к увеличению скорости во всасываю-
щем отверстии и соответственно к уменьшению допустимой высоты
всасывания, так что существенного улучшения условий всасывания
достигнуть не удается.
Для примера приведем две схемы расположения колес (рис. 31).
Каждая из них имеет свои достоинства и недостатки.
При выборе схемы надлежит руководствоваться следующим:
—	утечки через за-
зоры должны быть ми-
нимальными, причем не
только в начале работы,
но возможно более дли-
тельное время в эксплу-
атации;
—	давление на саль-
ник должно быть мини-
мальным;
—	необходимо избе-
гать чрезмерного-услож-
нения в устройстве меж-
ступенчатых соедини-
тельных каналов.
В схеме I уплотне-
ние между ступенями
3 и 6 находится под
разностью давлений, равной половине общего напора, а в схеме II
каждое уплотнение работает лишь под напором одной ступени.
Последняя схема соединений колес целесообразнее с точки зрения,
экономичности, так как, вследствие быстрого износа из-за больших
скоростей в уплотнении, утечки при схеме I будут в процессе
эксплуатации больше, чем при схеме II. Увеличение утечек, как
было показано выше, сильно сказывается на величине осевого уси-
лия. Давление на сальник по схеме II много выше, чем по схеме I.
Схема I позволяет уменьшить расстояние между опорами вала
и упростить перепускные каналы.
Очевидно, могут быть применены и другие схемы расположения
колес, в частности, с разностью давлений у зазора, равной ~Vs
общего напора. Выбор схемы зависит от абсолютной величины дав-
ления и конструктивной сложности.
15.	Радиальное усилие
Результаты многих испытаний показывают, что давления в спи-
ральной камере на выходе из рабочего колеса центробежного насоса
равномерно распределены по всей окружности колеса только на
режиме максимального к. и. д. (оптимальный режим).
73
При производительности меньше оптимальной давление в спи-
рали на периферия колеса становится неравномерным и возрастает
от начального сечения до конечного; в этом случае спиральная
камера работает как диффузор. Наоборот, когда насос работает
с производительностью больше оптимальной, давление в спираль-
ной камере понижается от начального к конечному сечению спи-
рали, и спиральная камера работает уже как конфузор.
На рис. 32 приведены кривые распределения давлений в спи-
ральной камере при трех значениях производительности 0,19QOTn,
<30Irr и l,42QonT, построен-
ные по результатам испы-
таний.
Отсутствие симметрии
в распределении давлений
в спиральной камере на
режимах, отличных от
оптимального, приводит
к возникновению радиаль-
ного усилия, действую-
щего на рабочее колесо и
Рис. 32. Распределение давлений в
ральной камере.
Съггь примерно определена по
вал насоса.
:пи* Величина радиального
усилия, действующего на
рабочее колесо, может
опытной формуле
Р = pb'2O2K,	(150)
где Р — радиальное усилие, кГ
р — напор, создаваемый колесом насоса, кГ!сл?\
bi — ширина рабочего колеса на выходе, включая толщину
дисков, см;
Di — внешний диаметр рабочего колеса, см,
К — коэффициент, изменяющийся в зависимости от произво-
дительности; согласно опытным данным он может быть
определен по формуле
<161>
где Q — текущая производительность;
Qobt — оптимальная производительность.
Коэффициент 0,36 по данным испытаний соответствует коэффи-
циенту быстроходности л5 в пределах от 120 до 300; с уменьшением
значений ns этот коэффициент уменьшается и для ns = 80 стано-
вится равным —0,2.
74
Рис. 33. К определению направления
радиального усилия.
В некоторых насосах коэффициент /С достигает больших зна-
чений. Из формулы (151) следует, что радиальное усилие равно
нулю при оптимальной производительности, а максимальное уси-
лие соответствует нулевой производительности, когда = 0,36.
Усилие при Q •QonT направлено к центру, в сторону меньших
сечений спирали, вод центральным углом ~270°, который отсчи-
тывается от языка спирали. Для производительности больше QonT
усилие направлено к центру, в сторону больших сечений, под
центральным углом ~70° (от языка спирали) (рис. 33, о).
У судовых конденсат-
ных двухступенчатых на-
сосов в первой ступени
часто применяется цилин-
дрическая камера с посто
янной площадью сечения.
Как показывают ре-
зультаты испытаний, мак-
симальное радиальное уси-
лие возникает в насосах
с цилиндрической камерой
на режиме работы с макси-
мальным к. п. д. При про-
изводительности большей,
чем Q = 0,5QonT, оно направлено к центру, под центральным
углом ~40°, отсчитываемым от оси, параллельной оси диффу-
зора камеры (рис. 33, б). При Q < 0,5QonT угол уменьшается,
достигая примерно нулевого значения при производительности
~10% от QonT и ------ПРЙ <2 = 0-
Радиальное усилие в насосах с цилиндрической камерой может
быть найдено по той же формуле (150), но коэффициент К, согласно
опытным данным, определяется как
(152)
Радиальные усилия, возникающие в спиральной камере, можно
уравновесить, применяя двойную спираль; при этом поток
жидкости, поступающей из рабочего колеса, разделяется на два
(рис. 34) и язык второй спирали смещается по отношению к языку
первой спирали на 180°. Оба потока соединяются в диффузоре
и направляются в напорный патрубок. Такая конструкция обеспе-
чивает уравновешивание радиальных сил благодаря симметрии
радиальных сил в каждой полуспирали. Опыты показывают, что
полного уравновешивания в насосе с двойвой спиралью достичь
не удается; объясняется это тем, что путь жидкости в первой спи-
рали /, 2, 3, 4, 5 больше, чем во второй Г, 2', 3', до места входа в диф-
фузор напорного патрубка, где давление одинаковое. Таким обра-
75
зом, распределение давления по окружности колеса неодинаковое
в обеих спиралях.
В многоступенчатых насосах применяется также уравновешива-
ние радиальных сил, действующих на ротор, путем поворота спи-
ральных камер двух смежных колес на 180° друг относительно друга
(рис. 35). В этом случае радиальные усилия, действующие на
каждые два колеса, дают равнодействующую, равную нулю, и при-
водятся к паре сил с плечом, равным расстоянию между осями
колес Вследствие значительно большего расстояния между под-
Рис. 34. Двойная спи-
раль.
Рис. 35. Симметричное расположение
спиралей.
шипниками в сравнении с расстоянием между осями колес силы
реакций опор уменьшаются в отношении этих расстояний.
Для полной симметрии распределения давлений вокруг колеса
подвод воды на всасывании также должен быть симметричным.
Отклонение от симметрии может вызвать создание различных
напоров различными каналами рабочего колеса, в результате чего
возникает радиальное усилие.
Радиальное усилие в насосах с направляющими аппаратами.
В этих насосах радиальные усилия либо вовсе отсутствуют, либо
имеют незначительную величину.
Усилия могут возникнуть при неравномерном подводе воды
к рабочему колесу первой ступени, что, как отмечено выше, создает
неравномерный напор в различных каналах колеса.
Точно так же радивльное усилие может возникнуть из-за не-
равномерности распределения скоростей и давлений в уплотнении
рабочих колес в случае эксцентрицитета между уплотняющими
поверхностями колеса и корпуса.
Влияние радиального усилия. Чем больше размеры колеса насоса
при том же напоре, тем больше радиальное усилие; с этой точки
зрения целесообразно применять колеса с более высоким числом
оборотов.
76
Вместе с тем увеличение числа оборотов приводит к большей
частоте переменных по знаку прогибов вращающегося вала, в связи
с чем повышаются требования и к материалу вала.
Непосредственное влияние радиальной силы выражается в про-
гибе вала, который может вызвать быстрый износ уплотняющих
колец и других деталей, если прогиб под действием радиальных сил
превышает зазоры. Особые предосторожности должны быть приняты
в судовых насосах, так как последние, в отличие от стационарных,
большую часть времени работают на режимах частичной нагрузки,
значительно отличающейся от оптимальной. Для увеличения срока
действия насосов, работающих в услониях воздействия радиального
усилия, валы их должны быть достаточно жесткими. Это следует
учесть при расчете вала на прочность и жесткость, а также при
расчете подшипников и уплотнений.
Чтобы предотвратить поломку вала из-за радиального усилия,
следует избегать в конструкции вала мест, вызывающих концентра-
цию напряжений, а также применения нарезки в средней части
вала для крепления колеса и резких переходов от одного диаметра
ввла к другому. Шпоночные канавки должны быть выполнены
особенно тщательно.
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Глава 6
ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТ
Осевые насосы по своей конструкции весьма просты. Проточная
часть насоса располагается в цилиндрической трубе, которая
является по существу продолжением трубопровода, поэтому осевые
насосы занимают меньшую площадь и весят значительно меньше,
чем центробежные. Проточная часть насоса состоит из лопастного
колеса-пропеллера и направляющего аппарата, установленного,
как правило, на выходе из колеса. Течение жидкости имеет осевое
направление, т. е. движение частиц жидкости происходит по ци-
линдрическим поверхностям, соосным оси насоса.
16.	Характеристика потока
В основу расчета осевых насосов принят потенциальный без-
вихревой поток. Многочисленные исследования моделей колес дают
основание считать поток потенциальным в области колеса. Исходя
Рис. 36. Циркуляция скорости.
из этого можно считать, что циркуляция Гя скорости по любому
контуру, охватывающему лопасть, является постоянной. Цирку-
ляция скорости представляет собой сумму произведений элементов
рассматриваемого контура на скорость в каждом данном элементе
контура.
Для определения величины циркуляции обратимся к рис. 36.
Составим контур, охватывающий лопасть и образованный двумя
78
линиями тока Г. 2 и 1'; 2', расположенными на расстоянии шага
/ =	-, и двумя линиями 1 и 2; 2', параллельными оси решетки
профилей.
Так как величины циркуляции скорости по каждой из линий тока
равны между собой и противоположны по направлению, то цирку-
ляция скорости по контуру, охватывающему лопасть, будет
(1“’
где си и си — средние значения окружных составляющих абсо-
лютной. скорости при входе и выходе из колеса на данном радиусе R.
Учитывая, что радиус R является общим для входа и выхода
из колеса, напор осевого насоса можно выразить уравнением
(154)
тогда циркуляция лопасти
г =
Так как вследствие симметрии циркуляции Гл одинакова для
всех лопастей, можно записать, что циркуляция колеса
гк=2г,_^еят.	(155)
Отсюда теоретический напор насоса, выраженный через цир-
куляцию,
Н(157)
2ng 2ng
При теоретическом изучении потока в области колеса на расчет-
ном режиме полагают, что радиальные перемещения для всех
струек потока равны нулю, т. е. сг == 0. При этом условии частица
жидкости, находящаяся на расстоянии R от оси в начальный мо-
мент, должна оставаться на цилиндрической поверхности этого
радиуса в течение всего времени движения через колесо; таким
образом, поверхности тока будут иметь цилиндрическую форму.
Из теории гидродинамики следует, что одновременное выполне-
ние условий сг = 0, постоянства энергии на участке до колеса
и постоянства энергии в области за колесом для потенциального
цилиндрического потока может быть обеспечено лишь в том случае,
если .осевая скорость с2 постоянна по сечению потока. Таким обра-
зом, осевая скорость является одинаковой на любом радиусе колеса.
Развертка цилиндрического сечения лопастей колеса дает беско-
нечную прямолинейную решетку профилей (рис. 37). Эта решетка
79
Рис. 37. Параллельная решетка профилей.
Рис. 38. Треугольник скоростей для параллельной решетки
профилей.
80
2r.R
характеризуется параметрами: шагом г —  длиной хорды
профиля I и углом установки профиля к оси решетки.
Треугольник скоростей. Решетка профилей лопастного колеса
движется поступательно в направлении своей оси с переносной
скоростью, равной окружной и — Rw. Абсолютная скорость потока
до решетки и ее составляющие сИ и сх определяются условиями
подвода потока к колесу насоса. Относительная скорость iq опре-
деляется как геометрическая разность q и и. Так как осевая скорость
сг остается неизменной, то действие решетки распространяется
только на окружную составляющую си, параллельную оси решетки.
На рис. 38 показаны совмещенные треугольники скоростей до
и посте решетки. Относительная скорость, равная среднему гео-
метрическому из значений относительных скоростей до и после
решетки, обозначается и играет в теории решетки ту же роль,
что и скорость на бесконечности в случае единичного профиля.
Величина и направление ее определяются из треугольника скоростей
(158)
2шг
(159)
17.	Теорема Н. Е. Жуковского о подъемной силе
профиля решетки
Определение сил реакции потока жвдкости на профиль решетки
позволяет установить связь между условиями обтекания решетки
и единичного профиля.
Определим для идеальной жвдкости составляющие сил реакции
потока: Fu, направленную по оси решетки, и F2, направленную
нормально к оси решетки (см. рис. 39). Составляющую Fu можно
определить по закону изменения количеств движения. В контуре /;
2; 2'\ Г и 1 (см. рис. 36), охватывающем профиль в одноименных
точках, расположенных на расстоянии шага t Друг от друга, давле-
ния и скорости одинаковы. Силы, действующие на элементы кон-
тура 1; 2 и Г\ 2’ в направлении и, равны между собой и направлены
противоположно; силы, действующие по элементам контура /; Г
и 2; 2', дают в направлении и проекцию, равную нулю. Таким
образом, из внешних сил остается только сила, с которой профиль
дейструет на поток и которая равна изменению количества движе-
ния в направлении оси решетки
F.~	К-с«.) = -г"..1',,-
Б. М. Певзнер
81
Знак минус указывает, что сила направлена против оси и й
имеет одинаковое значение и для идеальной и'для реальной жид-
кости.
Для определения составляющей Fz запишем уравнение коли-
чества движения в направлении оси z.
Внешние силы, действующие на элементы участков 1',-2 и Г; 2',
как указано выше, равны по величине и обратны по направлению;
силы, действующие на элементы контура /; Г и 2; 2', дают резуль-
тирующую t (pi — р2); сила веса равна (z2 — Zj).
Отсюда
1 (Pl — Р2) ~1< (Z2 —Zl) — Р, = f»/	= °- О™
так как wz° = w* . Спедовательно,
F, = -/l(afa + z,-zJ).	(162)
Пользуясь уравнением энергии в относительном движении,
определим разность потенциальной энергии до и после решетки
р, _ п.	кт — п?5	I so? — w® —
El—£1 Zg _ Z1 = _1----? = _Ei_j—£--= _fh________«: 0g3)
?
Решив уравнения (162) и (163), после соответствующих преоб- '
разований получим
Гг = —рГла>„„,	(164)
где
““	2
Величина реакции F потока идеальной жидкости определится
из уравнений (160) и (164)
р = Vn+р; - .-р, /с. +< - рга • («в)
Сила F направлена к оси z под углом, такгенс которого равен
(166)
Уравнения (165) и (165) выражают теорему Жуковского: подъем-
ная сила F, с которой поток действует на профиль, равна произве-
дению плотности р жвдкости, циркуляции Гл скорости по контуру
профиля и значению скорости в бесконечности; направление
силы F повернуто относительно направления скорости на пря-
мой угол, в сторону, обратную циркуляции.
Для случая реальной жидкости должны быть учтены потери
напора hw к в решетке.
82
Из уравнения энергии в относительном движении для реальной
жидкости имеем
а=а+г г	=	. (167)
7	1 2 i 2g ®>к 2g ®-к	'	1
Из уравнений (162), применительно к /?2, и (167) имеем
<168>
Рис. 39. Силы реакции потока жидкости на профиль
решетки.
На рис. 39 показан треугольник сил, действующих на профиль
решетки в реальной жидкости.
Здесь — равнодействующая сила реакции потока;
Y — подъемная сила, нормальная к направлению
X — лобовое сопротивление, направленное по скорости
\ — угол, образованный силой и нормалью к направле-
нию скорости w^.
Отношение лобового сопротивления к подъемной силе называется
обратным качеством профиля и равно тангенсу угла X
tg* = ^-	(169)
Определим гидравлический к. п. д. решетки в зависимости
от величины X
= !-"	<170)
83
Величина потерь напора hw к — это работа силы X, отнесенная
к единице веса жвдкости и совершенная на пути, равном т. е.
на пути, который проходит профиль относительно жвдкости в еди-
ницу времени.
h =	= W-R sin 1 == Kgin* . П7П
“',К	1*»,. Ito. sink, tfsin₽„‘	'	'
Теоретический напор Нт равен работе силы Ru, отнесенной
к единице веса жидкости, на пути, проходимом профилем в единицу
времени и равном и,
sin 3„
Из уравнения (171) следует, что к. п. д. решетки уменьшается
с увеличением К.
Реакция потока на изолированный профиль в реальной жидкости.
Реакция /? потока реальной жидкости на единичный профиль может
быть разложена на со-
ставляющие: ¥ — подъ-
емную силу, нормаль-
ную скорости v* неноз-
мущенного потока и X—
лобовое сопротивление,
направленное по скоро-
сти v~ (рис. 40)
Расположение про-
филя в потоке характе-
ризуется углом атаки а,
который отсчитывается
от направления действи-
тельной хорды I про-
филя. Положение линии
действия реакции R по-
тока на профиль может быть определено величиной момента М
относительно точки О — вершины прямого угла, описанного у го-
ловки,
М = Ns,	(173)
Рис. 40. Реакция^ потока на изолированный
профиль в реальной жидкости.
где N — составляющая реакции потока, нормальная к хорде I;
s — расстояние от точки пересечения силы R с хордой до
носика профиля, определяемого точкой О.
Величины подъемной силы и лобового сопротивления могут быть
представлены в виде V
V =	(174)
84
x=crf^'-	<175)
где CY и Сх—безразмерные коэффициенты подъемной силы и ло-
бового сопротивления.
Аналогично момент М может быть выражен
076)
где Ст — безразмерный коэффициент момента.
Подъемная сила и лобовое сопротивление зависят от угла атаки.
Рис. 43. Момент
пая кривая.
Рис. 41. Коэффициенты
подъемной силы и лобового
сопротивления в функции
Рис. 42. Поляра
крыла.
угла атаки.
почти пропорционально углу атаки а (рис. 41). При достижении
некоторого предельного значения, обычно несколько большего
единицы, дальнейшее возрастание Су прекращается. Физически
возрастание Су ограничено явлением отрыва потока от профиля.
Вместе с возрастанием Сг увеличивается и коэффициент Сх лобо-
вого сопротивления. Для наглядности значения Сх приведены в пя-
тикратном масштабе (рис. 41).
Увеличение Су целесообразно лишь в случае, если оно не сопро-
вождается чрезмерным увеличением Сх Поэтому технические
качества профиля лучше всего. выявляются тогда, когда Су дано
в зависимости от Сх (рис. 42). Получаемая кривая носит название
поляры; каждой точке поляры соответствует определенный
угол атаки а. Если из начала координат провести луч, касательный
к поляре, то тем самым определяется точка, в которой tgX = —
достигает минимума.	су
83
На рис. 43 дана моментная кривая Су в функции от Ст, эта
кривая может быть использована для определения положения
линии действия реакции потока R. Из уравнения (173) следует, что
<177>
так как при малых углах атаки N мало отличается от Y.
Из уравнений (174) и (176)
^=~.	С?8)
поэтому поляра и моментная кривая дают направление и линию
приложения реакции потока на профиль в реальной жидкости для
различных углов атаки.
18.	Элементарный расчет лопастного колеса
Гидравлический расчет осевого насоса сводится к определению
сечений лопастей колеса и направляющего аппарата на основе
гидродинамики идеальной жидкости. Так как для реальной жидкости
безотрывность потока обеспечивается лишь при определенных зна-
чениях коэффициентов подъемной силы, то предварительно должен
быть произведен элементарный расчет, в процессе которого выби-
рается Су, определяется допустимая высота всасывания в первом
приближении и размеры лопастей по соображениям прочности.
Определение основных размеров. По заданным
значениям напора Н, пронзНодительности Q и высоты всасывания Hs
следует определить число оборотов п и тем самым коэффициент быстро-
ходности ns, который может находиться в пределах от 600 до 1200.
По заданной величине всасывания из уравнения (116) определяют
величину Н , а затем, исходя из предварительно принятого зна-
чения кавитационного коэффициента быстроходности С^= 800—
Сд3/»
S00, допустимое число оборотов п  ----и соответствующую
ему величину пх.	5.62 Q
Наружный диаметр da колеса и диаметр d{ втулки определяют
по значению осевой скорости cz. Осевая скорость до входа в ко-
лесо с20 может быть предварительно определена по уравнению (49)/—
Отношение диаметров втулки и .колеса выбирают— = 0,4—0,6,
da
причем меньшие отношения соответствуют большим значениям ns
Наружный диаметр колеса может быть определен как
<!„ = Г---------—----.	(179)
|/ ..(4)
86
Число лопастей z выбирают от трех до пята, причем большим
значениям л6 соответствует меньшее число лопастей. Толщина
лопасти у втулки определяется условиями прочности. На пери-
ферии толщину лопасти по технологическим соображениям выби-
рают возможно минимальной. Изменение толщины от втулки к пе-
риферии осуществляется по линейному закону.
Элементарный расчет сечений лопасти.
Расчет лопасти ведут по пяти цилиндрическим сечениям, отстоящим
друг от друга на равных расстояниях
ио радиусу (рис. 44). Сначала необхо- _____й ____i
димо определить величину скорости	°
и ее направление.	I"
В сечении, определяемом радиу-
сом г, окружная скорость и = по. С' \ [
Осевая скорость в пределах решетки
будет больше, чем скорость сг0 на •
участке до решетки, вследствие сте- , ; j  I/	. "О
снения сечения телом лопастей	J t । ‘ I
где k — коэффициент стеснения, ко-
торый выбирается предварительно,
а затем уточняется при повторных
расчетах по уравнению
Окружная составляющая
абсолютной скорости на участке до
решетки определяется в зависимости от конструкции подвода
потока к колесу и в насосах обычно равна нулю. Согласно основному
уравнению насоса скорость на выходе из колеса
(182)
Из треугольника скоростей (см. рис. 38) следует, что

(183)
87
tgfL =
(184)
Теперь можно определить коэффициент подъемной силы. Сог-
гласио уравнению (172)
>) п85)
Коэффициент подъемной силы СУр для профиля решетки опре-
деляется из уравнения
2
(186)
1Ь уравнений (185) и (186)
£ I _ 2gсг COSk
Гр~ ~	’ ~и~ ' sin (3^4
Лопасть обычно проектируют так. что во всех сечениях она
занимает один и тот же центральный угол 0 — т . Коэффициент т
характеризует степень перекрытия лопастей в плане. В колесах
с большим значением л, выбирают т -' 1; в колесах с меньшим
значением ля и при больших напорах, чтобы повысить кавитацион-
ный коэффициент, принимают т ~ 1.
Если известен угол Ь, то длину хорды профиля можно опре-
делить из уравнения
(187)

(188)
Отношение — может быть выражено как •
Or
cos 3
tn___
cos :3Z
(189)
Принимая = 3^, по уравнению (189) находят—, а затем
из уравнения (187) определяют СГр.
Коэффициент подъемной силы профиля в решетке можно выра-
зить через коэффициент подъемной силы единичного профиля
(190)
88
где L — отношение коэффициентов подъемных сил профиля ре-
шетки и единичного профиля — определяется по данным, приво
димым в атласах профилей.
Обтекание профиля без отрыва может быть обеспечено, если
коэффициент подъемной силы единичного профиля не больше еди-
ницы. Наибольшего значения Су достигает в коренном сечении,
где наименьшее; если Су больше единицы, следует увеличить
длину хорды профиля I либо принять новое отношение — .
Для колес с относительным шагом
1 влияние профилей
в решетке незначительно, и полученное по расчету значение может
быть использовано для подбора профиля сечения по опытным аэро-
динамическим характеристикам из атласа профилей. Если в резуль-
ате подбора профилей полученные значения коэффициента стесне-
ния k и коэффициента обратного качества X будут существенно
отличаться от принятых, то необходимо произвести повторный
расчет.
19.	Поверочный расчет кавитационного коэффициента С
Предварительный выбор числа оборотов насоса и коэффициента
его быстроходности ns производится по имеющейся величине избы-
точного напора всасывания и предварительному значению
кавитационного коэффициента С. Однако кривизна профиля,
угол установки, коэффициент т, отношение максимальной тол-
щины профиля г!тйх к длине хорды I и коэффициент стеснения k
оказывают существенное влияние на кавитационные свойства колес.
Максимальное динамическое падение давления в области колеса
определяется уравнением
W2 -и2
Д/г	.	(191)
*тях ' 1
А. А. Ломакин приводит теоретически обоснованную и хорошо
оправдавшую себя формулу для определения ДЛ4тах:
Это уравнение устанавливает приближенную зависимость Д/га тах
от основных конструктивных характеристик лопасти. Изменяя при-
нятое значение Су и относительную толщину лопасти -у-, можно
изменять величину АЛ4тах.
89
20.	Расчет направляющего аппарата
Направляющий аппарат служит для выпрямления вращаю-
щегося потока по выходе его из рабочего колеса и придает ему
чисто осевое движение, преобразуя при этом кинетическую энергию
вращательного движения в давление. Так как работа аппарата
по существу аналогична работе колеса, закручивающего поток,
то расчет направляющего аппарата ведется аналогично расчету
лопастного колеса.
При расчете профилей сечений лопастей аппарата необходимо
учесть стеснение потока лопастями
ct^kc20.	(193)
Окружная составляющая
равна скорости cUj по выходе i
Рис. 45. Треугольник скоростей
направляющего аппарата.
абсолютной скорости до аппарата
з колеса; после аппарата она должна
быть равна нулю. По этим дан-
ным может быть построен тре-
угольник скоростей на-
правляющего аппарата
(рис. 45). Скорость на бесконеч-
ности для решетки направляющего
аппарата
«.=]/ £а«+(тг)’-	(|94>
Направление скорости	опре-
деляется как
tga“=2^- (’95)
Определение коэффициента подъемной
силы. Окружная составляющая реакции потока на профиль
направляющего аппарата по уравнению для величины подъемной
силы будет
Г- - №_Г, =	<1У5)
Из плана сил, действующих на профиль решетки,
sin (а -ь>л
(,97>
Так как
V-pC^-y-.	(198)
то
с	с2 cosX sin 2^^ cos X
1 t ск с« s'n(a, ~sin (я^, 4 X)
поскольку
— 2созате, а у- —smee.
Уравнение (199) дает возможность определить отношение —
для решетки сечений лопастей направляющего аппарата исходя
из допустимой величины коэффициента подъемной силы Су, которая
обычно не превышает единицы.
'21. Осевое усилие
В осевых насосах поток имеет осевое направление, и поэтому
разность давлений на поверхности лопастей является основной
причиной возникновения осевого усилия на ротор. Дополнительно
на ротор действует усилие от разности давлений на торцовые по-
верхности втулки колеса.
Осевое усилие в результате разности давлений на лопасть может
быть приближенно определено по уравнению
р'=	,	(200)
т,г
где F — площадь кольца между корпусом насоса и ступицей
колеса, ж2;
у — удельный вес, kT/ms;
Н — полный напор, м;
-qr — гидравлический к. п. д.
Осевое усилие в зависимости от способа крепления агрегата
к фундаменту оказывает то или иное влияние на величину реакций
опор.
Если корпус насоса и корпус привода жестко соединевы между
собой и имеют общую опору, как это обычно бывает у судовых-
циркуляционных насосов, то осевое усилие ротора, направленное
вниз и передающееся через подшипники на статор и опоры, уравно-
вешивается усилием, действующим на корпус насоса и направлен-
ным вверх. Таким образом, реакции опор определяются только
весом и усилием ротора привода, если таковое имеется.
Если же корпус насоса и корпус привода имеют каждый свою
опору и осевое усилие ротора передается на подшипник привода
(в доковых насосах), то при определении реакции опор привода
должно быть также учтено осевое усилие ротора насоса, направ-
ленное вниз; реакции опор корпуса насоса определяются таким же
осевым усилием ротора насоса, но направленным вверх.
22.	Конструктивные особенности судовых осевых насосов
Судовые осевые насосы по своему конструктивному исполнению
несколько отличаются от стационарных, главным образом по устрой-
ству напорной и приемной частей насоса. У стационарных насосов
91
отношение радиуса R кривизны колена напорного патрубка к его
диаметру D принимают достаточно большим, не менее 1,25, что
обеспечивает минимум потерь на повороте потока в колене. Умень-
шению потерь способствует и выбор Диаметра патрубка из расчета,
чтобы скоростной напор в нем составлял не более 4—5% от полного.
В судовых иасосах из-за ограниченности места в помещении
применение большого радиуса кривизны невозможно; его макси-'
мальное значение составляет —0,6—0,7£>. Чтобы уменьшить раз-
мер и вес трубопроводов, скорости принимаются большими, от 3
до 4,5 мкек, а угол поворота не больше 90°. Установлено, например,
что увеличение диаметра колена в насосе со 165 до 205 мм умень-
шило потери и привело к повышению к. п. д. на 6%. Так как напор
у судовых осевых насосов меньше, чем у стационарных, то и отноше-
ние скоростного напора к полному будет соответственно большим,
примерно 7—12%. Вследствие этого потери в напорном патрубке
судовых насосов значительно больше, чем у стационарных. Эти
потери больше всего сказываются на снижении к. п. д. судовых
осевых насосов.
Для уменьшения потерь и повышения к. п. д. насоса в напорном
патрубке устанавливают криволинейное ребро по оси колена;
в некоторых конструкциях ребро смещено к внутренней стенке
колена (см. рис. 109). В первом случае достигается повышение
к. п. д. примерно на 2, во втором — на 3% Ребро способствует
созданию равномерного потока и устраняет отрыв его от внутрен-
ней стенки колена, чем исключаются потери энергии, вызванные
отрывом потока.
Целесообразно установить в колене решетки короткие направ-
ляющие лопатки, распределенные равномерно или по определенному
закону, с меньшим шагом на внутренней половине колена, где
происходит отрыв потока от стенки вследствие действия центро-
бежных сил. В качестве примера можно указать, что при отношении
радиуса кривизны внутренней стенки колена к диаметру патрубка,
равном 0,18, коэффициент сопротивления в формуле для опреде-
ления потерь будет 1,18; при установке в колене решетки направ-
ляющих лопаток этот коэффициент уменьшается до 0,15.
В судовых насосах обычно устанавливается также обтекатель,
охватывающий вал на расстоянии от выхода его из направляющего
аппарата до выхода из корпуса насоса. Обтекатель устраняет
закручивание потока вращающимся ввлом и таким образом спо-
собствует уменьшению потерь. Результаты испытаний показали,
что форма поперечного сечения обтекателя — круглая или конусо-
образная, суженная на стороне сбега потока — сама по себе не
имеет существенного значения, но ее сочетание с местом располо-
жения ребра оказывает серьезное влияние на к. п. д. насоса. Так,
например, круглая форма обтекателя со смещенным к внутренней
стенке колена ребром снижает к. п. д. насоса на 10—12% по срав-
нению с конусообразной формой на стороне сбега потока и таким же
92
ребром, в то время как значения к. п. д. для обеих форм при отсут-
ствии ребра отличались между собой всего лишь па 1—
В приемной части насоса часто устанавливается неподвиж-
ный обтекатель с прилитыми к нему радиальными направляющими
ребрами; в корпусе обтекателя иногда располагается направляющий
подшипник, благодаря чему устраняется консольная посадка ра-
бочего колеса на вал и тем самым повышается эксплуатационная
надежность конструкции.
Применение обтекателя с ребрами вызвано соображениями обес-
печения режимов работ с недогрузкой. Если по условиям распо-
ложения избежать установки колена на входе в насос нельзя,
то оно обязательно должно быть снабжено криволинейным направ-
ляющим ребром, смещенным к внутренней стенке колена.
Часть вторая
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ И ЭЛЕМЕНТЫ
КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
Глава 7
ХАРАКТЕРИСТИКИ
Методика определения параметров насоса на нерасчетном ре-
жиме разработана еще недостаточно, поэтому решающее значение
имеют опытные данные. Работа насоса характеризуется произво-
дительностью, напором, мощностью и числом оборотов; из этих
четырех параметров только два (производительность и число обо-
ротов) являются независимыми переменными, остальные два —
их функциями. Связь между этими параметрами графически можно
выразить в виде серии кривых, называемых характеристиками
и изображающих, как правило, напор, мощность и к. п. д. в функ-
ции от производительности: каждая из этих серий кривых отвечает
постоянному числу оборотов. Такой метод изображения характе-
ристик соответствует наиболее простому способу испытания насосов.
23.	Характеристики при постоянном числе оборотов
При испытаниях насосов жидкость движется по замкнутому
циклу (см. рис. 22); основное сопротивление ее движению создается
дроссельной задвижкой'. Изменив положение задвижки, можно
изменить производительность в пределах от Нуля до некоторого
максимального значения. Число оборотов во время данного испы-
твиия остается постоянным. Задавая различные положения дрос-
сельной задвижке, производят замеры производительности, давле-
ния нагнетания, давления всасывания, температуры жидкости
и мощности насоса, и по данным замеров определяют величину
напора по уравнению (2) и к. п. д. по уравнению (5).
На рис. 46 графически изображены опытные значения напора,
мощности и к. п. д. в функции от производительности. Соединяя
точки, отмеченные крестиком, плавными кривыми, получают ха-
рактеристики насоса; эти кривые являются основными характе-
ристиками насоса при я = const.
Напор насоса обычно возрастает с уменьшением производитель-
ности и падает с ее увеличением. Для центробежных насосов с коле-
94
сами, у которых п$ <100, наибольший напор часто соответствует
производительности, промежуточной между нулевой и расчетной.
Величина мощности при нулевой производительности зависит
от типа насоса; характер кривой
Q—N (возрастает или убывает мощ-
ность с увеличением [производитель-
ности) зависит от коэффициента
быстроходности ns.
К. п. д. насоса при нулевой^про-
изводительности равен нулю, так как
полезная мощность насоса равна
нулю. С увеличением производитель-
ности к. п. д. растет и достигает
максимума при режиме, близком к рас-
четному, а затем начинает падать.
При эксплуатации питательных и по-
жарных насосов иногда желательно
пользоваться данными не напора,
а давления нагнетания в фунйщи от
производительности.
Характеристики .осевых насосов
Q—11 отличаются заметно быстрым
Рис. 46. Характеристики
центробежного насоса.
падением напора с увеличением про-
изводительности, а характеристики Q—N — значительным превы-
шением мощности холостого хода над нормальной мощностью.
24.	Универсальные характеристики
Характеристики при различном числе оборотов. Весьма широ-
кое распространение имеют универсальные характеристики. Они
могут быть получены следующим образом. На общий график в пря-'
моугольной системе коор-
Рис. 47. Универсальные характеристики
центробежного насоса.
динат наносят характери-
стики Q—Н, снятые для
нескольких значений п —
= const; отмечая на этих
кривых точки с одинако-
выми значениями к. п. д.
и соединяя их кривыми,
получают так называемую
универсальную характери-
стику насоса (рис. 47), ко-
торая позволяет легко опре-
делить число оборотов,
к. п. д. и мощность для
любого сочетания напора и
производительности. Уни-
95
версальнай характеристика дает возможность полностью оценить
эксплуатационные свойства насоса и определить область рацио-
нального его применения в зависимости от уменьшения к. п. д.
Подобие характеристик. Построение универсальной характери-
стики по опытным данным требует снятия большого количества
характеристик и изменения чисел оборотов в значительных пре-
делах, что не всегда можно осуществить. Поэтому желательно'
рассчитать характеристику насоса для другого числа оборотов
п по имеющейся уже опытной характеристике для числа оборо-
тов Так как режимы при каком-то новом числе оборотов по-
добны режимам при основном числе оборотов, то такой пересчет
становится возможным. Рассматривая насос, работающий с числом
оборотов п*, в качестве модели, для расчета производительности,
напора и мощности насоса, работающего с новым числом оборотов п,
можно воспользоваться уравнениями (35), (37) и (39), приняв в них
коэффициент л = 1, так как диаметр рабочего колеса и все размеры
насоса остались без изменения. Для одного и того же насоса при
различных числах оборотов гидравлический, объемный и внутрен-
ний коэффициенты полезного действия в широких пределах остаются
неизменными, поэтому уравнения подобия принимают следующий
вид:
n = \(k)’-	<20|>
Пользуясь этими уравнениями, можно подсчитать производи-
тельность Q, напор Н и внутреннюю мощность на режиме работы
с числом оборотов п по данным значениям О , и Л', при числе
оборотов п,. Внутренняя мощность W, равна полной мощности N
за вычетом механических потерь на трение в сальниках и подшип-
никах. Эти потери составляют обычно незначительный процент
от полной мощности, и ими можно пренебречь. Одновременно по
уравнению (201) можно с достаточной точностью построить харак-
теристики Q—Н и Q—N для числа оборотов п ho данным характе-
ристикам для числа оборотов пг
Таким путем может быть построена универсальная харак-
теристика насоса в большом диапазоне изменения числа обо-
ротов.
Существуют известные пределы применения новых чисел обо-
ротов для данного насоса. Насос, рассчитанный на малое число
оборотов, при увеличении этого числа может начать кавитировать
и кривая Q—Н может оборваться вследствие чрезмерной скорости
на входе в колесо еще до достижения оптимального режима. Кроме
того, поскольку мощность возрастает пропорционально кубу,
а напор — квадрату изменения чисел оборотов, механическая
прочность вала, корпуса и плотность соединений могут оказаться
недостаточными.
96
Если исключить из пер-
вых двух уравнений число
оборотов [см. уравнение
(201) 1, то
Н = const Q2
Qt
(202)
Это уравнение можно
представить в виде пара-
болы, проходящей через
точку (Qi, //>); она на-
зывается параболой по-
добных режимов, так как
представляет собой геоме-
трическое место точек,
определяющих режимы
работы, подобные режиму
в точке ((?!, И,). Такая
парабола одновременно яв-
ляется линией постоянных
значенийвнутреннегок ,п.д.
Влияние коэффициента
быстроходности на форму
характеристик. На рис. 48
показаны типовые харак-
теристики насосов с раз-
личным nt. Чем больше
пъ, тем круче характе-
ристики Q — Н, тем
больше мощность холо-
стого хода и тем мень-
ше область высоких зна-
чений к. п. д. с измене-
нием производительности.
При ns 300 мощность
холостого хода превышает
мощность на оптимальном
режиме; поэтому запуск
таких насосов при закры-
той дроссельной задвижке
затруднителен, если двига-
тель не выбран с большим
запасом мощности, что, ко-
нечно, нерационально. Це-
лесообразнее производить
пуск при открытой за-
движке.
97
7 в. М ПеиВнер
Глава 8
РЕГУЛИРОВАНИЕ И СОВМЕСТНАЯ РАБОТА
НАСОСОВ
Насос и внешняя сеть образуют единую систему, равновесное
состояние которой определяется равенством производительности
насоса расходу жидкости во внешней сети, а также равенством
напора насоса напору в сети. Графически такое раановесие системы
выражается сточкой пересечения характеристики насоса с характе-
ристикой сети, которая называется рабочей точкой. Для данных
характеристик насоса и сети может быть только одна рабочая точка.
По условиям эксплуатации требуемый расход жидкости во внешней
сети может изменяться, в соответствии с чем должна изменять свое
положение и рабочая точка, для чего следует изменить характери-
стику насоса или характеристику сети. Процесс изменения харак-
теристики сети или насоса для обеспечения заданной производитель-
ности называется регулированием.
25.	Изменение характеристики сети
Рассмотрим несколько подробнее характеристику сети, простой
и сложной. Как было указано на стр. 12, для наиболее общего
случая характеристика сети состоит из двух составляющих: стати-
ческого напора и гидравлического сопротивления.
Если насос преодолевает только статический напор, то харак-
герметика сети будет выражена прямой, парвллельной оси абсцисс
и отстоящей от нее на расстоянии, равном величине статического
напора. Чем меньше величина статического напора, тем больше
производительность, и наоборот.
На практике часто приходится иметь дело со сложной сетью,
которая состоит из нескольких различного диаметра и длины
разветвленных трубопроводов, включенных между собой парал-
лельно и последовательно, и расположенных на различных отметках.
Чтобы изобразить на графике характеристику всей сети, необходимо
изобразить характеристики каждого участка сети и затем их сумми-
ровать. При последовательном соединении участков характеристика
сети получается суммированием напоров каждого из участков сети
при одной и той же производительности.
На рис. 49 показана работа насоса в сети, напор которой скла-
дывается из статнчесвой части Яст и гидравлического сопротивле-
ния на двух последовательно включенных участках трубопроводов.
98
Очевидно, если характеристики участков 1 и 2 сети обозначить
через Rt и R2, то полная характеристика сети будет выражена как
нст + R1 + R*
При параллельном соединении элементов сети характеристика
сети получается суммированием количества жидкости, идущей
черезотдельные участки,
при постоянном напоре.
На рис. 50, а изобра-
жена работа насоса в
сети, состоящей из двух
параллельно включен*
ных участков 1 и 2, на-
ходящихся на одинако-
вой отметке, с характе-
ристиками Rr и R2, ха-
рактеристика сети R
может быть найдена сум-
мированием производи-
тельности q - qt + q2.
Производительность об-
щая, и через каждый
из участков сети соот-'
Рис. 49. Характеристика сети при последо-
вательном включении участков.
ветственно равна Q, Qt и Q2. На рис. 60, б рассмотрен также слу-
чай работы насоса в сети, где каждый из параллельно включенных
— О’б,*«г
Рис. 50. Характеристика сети при параллельном включении участков;
а — без статического напор g; С — со статическим напором.
участков 1 и 2 с характеристиками Rt и R2 имеет еще статический
напор Нст и Нст, различный для каждого из участков.
Характеристика сети представляет собой ломаную кривую,
которая состоит из характеристики R2 участка 2 до пересечения ее
99
Рис. 51. Регулирование произво-
дительности насоса дросселнрова-
с линией статического напора //С1, а затем из кривой, получаемой
суммированием производительности qt и qz.
Дросселирование. Регулирование производится дроссельным кла-
паном, расположенным на напорной линии насоса, обычно вблизи
от него- По мере закрытия клапана увеличивается сопротивление
и соответственно уменьшается производительность. Каждому поло-
жению клапана соответствует новая характеристика сети, показан-'
ная пунктиром на рис. 51. Равно-
весие системы наступит тогда,
когда
» =	(203)
где hwx — переменное сопротивле-
ние дроссельного кла-
пана.
Изменяя положение клапана,
а следовательно и hut, можно по-
лучить любую производительность
от QA, соответствующую полному
открытию клапана, до нуля, когда
клапан полностью закрыт.
Поскольку при дросселировании
полезно используется в сети только
напор Нс, то к. п. д. установки v
будет меньше к. п. д. насоса
Поэтому, чтобы повысить к. п. д. насосной установки, характери-
стика насоса должна быть наиболее пологой.
Чем больше величина статического напора в общем значении
напора сети, тем меньше .будут потери напора в дроссельном кла-
пане при данной производительности и тем выше к. п. д. насосной
установки.
Хотя этот способ регулирования и является самым неэкономич-
ным, он, благодаря простоте и надежности в эксплуатации, рас-
пространен наиболее широко.
Следует, одиано, отметить, что при дросселировании, вследствие
больших значений местной скорости, изнашивается регулирующий
орган (дроссельный клапан) и возникает опасность неплотного соеди-
нения при остановке насоса.
В принципе дросселирование может быть осуществлено также
клапаном на всасывающей линии; но это це нашло практического
применения из-за опасности возникновения кавитации и небольшой
величины напора, который может быть задросселирован в этом
клапане.
Перепуск. При этом способе регулирования требуемый расход
100
жидкости во внешней сети обеспечивается перепуском части пере-
качиваемой жидкости в приемный бак (рис. 52). .
При включении в сеть параллельно основной линии 1 добавочной
линии 2 характеристика сети будет уже не Rlf а Т?2, и вместо
рабочей точки Аг появится новая рабочая точка А2. Напор при этом
снизится с до Н2, а производительность насоса возрастет с Q,
до однако уменьшение напора насоса, естественно, вызывает
уменьшение расхода жидкости через основную линию 1 от
до требуемой Q3.
Сточки зрения экономичности такой способ регулирования прием-
лем для насосов с ns > 300 и для вихревых насосов, у которых
Рис. 52. Регулирование производитель
ности перепуском.
мощность падает с увели-
чением производительно-
сти. Для центробежных
насосов с ns < 300 регу-
лирование перепуском при-
водит к увеличению мощ-
ности и, кроме того, может
вызвать перегрузку двига-
теля, если при выборе по-
следнего не учтена форма
характеристики Q—N.
Увеличение мощности
и перегрузку двигателя
можно предотвратить, если
одновременно с открытием
клапана на перепускной линии прикрыть клапан на основной
линии с таким расчетом, чтобы характеристика сети проходила
по кривой 7?! 4- Т?2 или левее.
Частичное закрытие основной линии целесообразно и даже
необходимо в тех случаях, когда работа насоса с производитель-
ностью большей, чем расчетная, может оказаться опасной или
недопустимой из-за возникшей кавитации. Регулирование произво-
дительности насоса перепуском усложняет систему, увеличивает
вес и габариты установки, в особенности при больших количествах
перекачиваемой воды; такой способ является более сложным, чем
дроссельное регулирование.
Изменение статического напора. Для некоторых судовых систем,
например для системы, подающей питьевую воду, в разное время
суток требуется различная производительность насоса. Чтобы
избежать непрерывной работы насоса, которая в этих условиях
представляла бы собой существенную потерю энергии, в системе
устанавливается гидрофор. Имеющееся в нем реле давления вклю-
чает 'обслуживающий систему насос при достижении какого-то
заданного минимального давления и выключает его при дости-
жении максимального. Разность давлений составляет обычно 2—
— 3 кГ/см3
101
Таким образом, насос работает не непрерывно, а только опре-
деленный период времени, достаточный для заполнения гидрофора.
Характеристика сети — горизонтальная линия, меняющая свое
положение между предельными значениями статического напора
^стшах 11 так как гидравлическим сопротивлением в трубо-
проводе от источника до гидрофора можно пренебречь.
На рис. 53 показана работа установки с двумя насосами, имею-
щими различные характеристики Q—Н. Крутая характеристика
насоса Q—И, показанная пунктиром, является более благоприят-
Рис.,53. Регулирование произво-
дительности изменением стати-
ческого напора.
точку минимального давления
тельно правее от режима от
перегрузка электродвигателя и
ной, поскольку она обеспечивает
хорошую равномерность подачи
от до с небольшим от-
клонением от расчетной произво-
дительности Qp.
При пологой характеристике
Q—Н пределы изменения произ-
водительности от Qtn)1J1 до <2Smlt[
получаются значительно большими,
а равномерность подачи — мень-
шей. Очень пологая характеристика
насоса Q—Н является непригод-
ной для работы на гидрофор, так
как это приведет к необходимости
уменьшить разность между макси-
мальным и минимальным давле-
нием в гидрофоре, тле. чаще вклю-
чать и выключать насос. Если же
принить на характеристике значи-
гимального к. п. д., то произойдет
может возникнуть кавитация.
26.	Изменение характеристики насоса
Изменение числа оборотов. Регулирование производительности
насоса путем изменения числа оборотов применимо в том случае,
когда возможно изменение числа оборотов двигателя насоса. К та-
ким двигателям относятся электродвигатель постоянного тока,
паровая турбина, двигатели внутреннего сгорания. Наиболее рас-
пространенные асинхронные короткозамкнутые двигатели перемен-
ного тока являются нерегулируемыми, либо имеют ступенчатую
регулировку оборотов за счет переключения числа пар полюсов.
Регулирование изменением числа оборотов приводит к новому
положению характеристики насоса (рис. 54), и рабочая точка дает
новое значение производительности QK или Qy, большее или меньшее
по сравнению с при основном числе оборотов. Отличительной
102
особенностью этого метода регулирования является то, что он не
приводит к потерям в системе насос—сеть, так как при всех режимах
напор насоса и сети согласован между
собой.
К. п. д. насосной установки
равен к. п. д. насоса на режиме
AX(QX, Нх) при числе оборотов пх.
Парабола подобных режимов, прове-
денная через точку Ах и выражаемая
уравнением
Н =	(205)
пересечет характеристику насоса при
расчетном числе оборотов в точке
Ахп. Принимая в первом приближении
к. п.д. насоса постоянным, получим
по параболе подобных режимов
Ч,.,-Ъ = Пт- '(206>
Регулирование изменением числа
оборотов повышает q в сравнении
с к. п. д. насоса при постоянном числе
числа оборотов.
оборотов, когда значение производи-
тельности уменьшается против значения ее при наибольшем к. п. д.
Рис. 56. Зависимость напора и мощ-
ности при нулевой производитель-
ности от углов поворота лопастей.
Рис. 55. Регулирование производи-
тельности поворотом лопастей осе-
вого насоса.
103
Число оборотов пх в точке Ах определяется из уравнения подобия
”.="£="1/г'	(207)
Чхп г пхп
где Qxn и Нхп — параметры насоса в точке Ах.
Мощность насоса в точке Ах
=	(208)
Поворот лопастей рабочего колеса. Этот способ регулирования
применяется в осевых насосах. Он позволяет в значительной сте-
пени изменить форму характеристики Q—Н при незначительном
снижении к. п. д. на оптимальном режиме работы насоса. Харак-
теристики (рис. 55) позволяют сделать следующие выводы:
—	напор насоса при нулевой производительности одинаков
для всех углов установки лопастей рабочего колеса в значитель-
ном интервале их изменения. Результаты испытаний осевого насоса
с поворотными лопастями с большими пределами изменения углов
поворота лопастей в сторону их меньших значений указывают, что
напор холостого хода начинает падать лишь при очень малых’зна-
чениях углов установки (рис. 56);
—	напор насоса, соответствующий максимальному к. п. д.,
практически один и тот же в большом интервале изменения углов
установки;
—	коэффициент быстроходности ns возрастает с увеличением
угла установки, так как оптимальная производительность возра-
стает, а соответствующий ей напор остается неизменным;
—	мощность при нулевой производительности падает примерно
пропорционально углу поворота лопастей.
27. Совместная работа насосов
Параллельная работа насосов. Рассмотрим совместную работу
нескольких насосов в одной сети (рис. 57). Равновесие системы
при совместной работе определяется давлением рк в коллекторе.
При малом сопротивлении коллектора давление в нем одинаково
для всех совместно действующих насосов
Рк. 1 =Рк,2 = • • • -Рк./=Рк.,.	(209)
где рк . — давление в коллекторе, создаваемое i-ы насосом;
Рк с — давление в коллекторе, обусловленное внешней сетью.
Давление в коллекторе, создаваемое насосом, определяется
из уравнения энергии
Р.., = р..,+-I [н + (*. - М + ' у ],	(210>
104
где pls zx и ct — давление, отметка и скорость потока в начальном
сечении всасывающего трубопровода;
Рк, zk и ск — то же в коллекторе;
Н — напор насоса;
йц, — сопротивление системы от начального сечения
всасывающего трубопровода до коллектора, ис-
ключая насос.
Из уравнения энергии внешней сети следует, что давление в кол-
лекторе
(2И)
где hwe — гидравлическое сопротивление от коллектора до конца
сети; индексом «2» отмечены величины, относящиеся к конечному
Рис. 57. Схема совместной работы
насосов в одной сети.
Рис. 58. Характеристики насосов при
совместной работе в одной сети.
сечению внешней сети. Равновесие системы определяется уравне-
нием (209). v
Для определения производительности насосов при их совмест-
ной работе необходимо построить характеристики насосов
р.., =/,(с,)-. р,.2=/над	(212)
и характеристику сети
p„.-AKU-	(213)
Суммарную характеристику насосов получают путем сложения
производительности каждого из насосов при одинаковых значениях
давления в коллекторе. Точка пересечения суммарной характери-
стики насосов с характеристикой сети определяет рабочую точку
при совместной работе.
105
На рис. 58 показано построение суммарной характеристики
двух различных насосов, работающих в общей сети Из графика
следует, что суммарная производительность при совместной работ»
меньше суммы их производительности при одиночной работе насо
сов в той же сети
<21с+<2;«?;+«;.
где индексом «с» отмечена производительность при совместной
работе, а индексом «I» — при одиночной работе.
Устойчивым режим. Некоторые центробежные насосы с малыь
коэффициентом быстроходности обладают неустойчивыми харак-
Рис. 59. Неустойчивая работа насосов: а — при статическом напоре; б — при
гидравлическом сопротивлении системы.
теристиками Q—Н, т. е. такими, при которых напор холостогс
хода меньше максимального напора. Участок АС рис. 59 при
известных условиях соответствует неустойчивому режиму работы
насоса; эта неустойчивость ^может привести к- колебаниям произ-
водительности и напора и даже к повреждению насоса.
На рис. 59, а показана работа насоса только при статическом
напоре. Насос подает жидкость в резервуар R, отвуда она посту-
пает к потребителю П. Изображение установки насоса по высоте
и ордината характеристики насоса даны в одном и том же масштабе:
ось абсцисс проходит через уровень жидкости во всасывающем ре-
зервуаре. Принимаем, что в начале работы насоса он заполнен
жидкостью до уровня Нг, чему соответствует рабочая точка /.
По мере поступления жвдкости в резервуар уровень поднимается
и рабочая точка смещается; когда оиа достигнет положения 2,
жидкость начнет поступать к потребителю и производительность
упадет с <2( до Qs. Если потребление жидкости меньше, чем QB,
то уровень в резервуаре будет повышаться и рабочая точка будет
106
перемещаться до наивысшей возможной рабочей точки А; если
равенства между потреблением и подачей жидкости в точке А не
наступит, то уровень ее должен возрастать и дальше, однако это
невозможно, так как насос не в состоянии обеспечить больший
напор. При этом нарушается равновесие системы, в системе насос-
сеть наступает помпаж, подача прекращается; напор падает до
значения напора холостого хода, насос уже не в состоянии удержать
находящийся над янм столб жидкости высотой Нтвх, и она начинает
течь в обратном направлении, если на напорной линии не установлен
невозвратный клапан- Когда уровень жидкости упадет до напора
холостого хода, насос снова начинает работать с подачей, соот-
ветствующей точке 5. Если в последующем расход жидкости будет
опять меньше производительности насоса при максимальном на-
поре, то описанный процесс повторится.
Когда характеристика сети имеет вид параболы, то услоиня
работы насоса более благоприятны. В этом случае две точки пере-
сечения характеристики насоса с сетью, соответствующие двум
значениям производительности, существуют только на сравни-
тельно коротком участке кривой СЕ (рис. 59, б). При такой харак-
теристике сети помпаж наступает при меньшей подаче в точке В.
Таким образом, дросселирование уменьшает помпаж. Из графика
следует, что неустойчивости можно избежать, если напор холостого
хода будет больше статического напора.
Причина неустойчивой работы насоса заключается в том, что
в определенный момент давление в системе становится большим,
чем напор насоса, и возникает тенденция к реверсу потока. Колеба-
ния в системе могут возникнуть, если жидкость перекачивается
между двумя резервуарами со свободными поверхностими и если
система может запасать и возвращать обратно энергию давления,
например при наличии паровой подушки в котле, при длинном тру-
бопроводе и т. п- Поэтому важно, чтобы задвижка была расположена
как можно ближе к напорному патрубку насоса. Если напор холо-
стого хода меньше напора в рабочей точке, то второй насос не может
быть включен в линию, так как его напор недостаточен для преодо-
ления сопротивления системы.
Устойчивость характеристики имеет существенное значение при
парвллельной работе насосов.
Все изложенные рассуждения справедливы для условий сов-
местной работы насосов; только вместо характеристики Q—H
следует исходить из характеристики «давление в коллекторе рк —
производительность Q».
Параллельная работа насосов, когда один из них работает
с постоянным давлением на нагнетании. В судовой практике часто
парайлельно работают два насоса (например, пожарные); одни
работает с постоянным числом оборотов с приводом от электро-
двигателя переменвого тока, второй приводится в действие от паро-
вой турбины, снабженной регулятором давления.
107
Чтобы исследовать условия парвллельной работы таких насосов,
рассмотрим предварительно работу турбонасоса, снабженного регу-
лятором постоянного давления. Назначение регулятора — под-
держивать постоянное давление на нагнетании насоса в пределах
заданной неравномерности, независимо от режима работы насоса.-
На рис. 60 характеристика насоса Q—Р соответствует его работе
на основном числе оборотов п. С прикрытием дроссельного клапана р
на нагнетании характеристика сети R сместится влево и займет
положение Rv Для обычных центробежных насосов с малым коэф-
фициентом быстроходности мощность уменьшается с уменьшением
производительности; поэтому при переходе на режим работы,
соответствующий рабочей точке А', нарушается баланс между
мощностью, потребляемой насосом, и мощностью, отдаваемой тур-
биной, так как расход пара через последнюю остается пока неизмен-
ным. В связи с этим турбина и спаренный с ней насос будут уве-
личивать число оборотов (см. характеристику, показанную пунк-
тиром).
С другой стороны, вследствие перемещения рабочей точки по"
характеристике насоса Q—Р влево и перемещения самой харак-
теристики вверх, повысится давление нагнетания в области т над
поршнем регулятора давления, которая соединена импульсной
трубкой И с давлением нагнетания насоса; это приведет к пере-
мещению парового дроссельного клапана п, и клапан прикроется.
Тем самым уменьшится количество пара, поступающего в турбину,
отдаваемая ею мощность и число оборотов. В результате установится
108
такой режим работы (точка Лг), при котором возросшее давление
нагнетания Ру будет как раз таким, что вызванное им прикрытие
парового клапана обеспечит пропуск количества пара, соответствую-
щего равенству мощностей — потребляемой насосом и отдаваемой
турбиной. Очевидно, этому условию при данной характеристике
сети 7?х не может соответствовать другой режим работы, например
в точке В, так как в
этом случае вследствие
большого давления на-
гнетания паровой кла-
пан прикроется еще
больше и мощность тур-
бины уменьшится, в то
время как мощность на-
соса возрастет, т. е. на-
рушится баланс мощ-
ностей.
Кривая, проходящая
через все точки A, At,
А& и другие, ле'жащие
на пересечении характе-
ристики сети с соответ-
ствующей характеристи-
кой насоса, называется
характеристикой регу-
лятора давления.
На рис. 61 показаны
характеристики одного
и того же питательного
турбонасоса:
— при работе с вклю-
ченным регулятором да-
вления, обеспечивающим
постоянство давления на
нагнетании; число обо-
ротов переменное (рис.
61, а)-.
Рис. 61. Характеристики турбонасоса: а — при
постоянном давлении; б — при постоянном
числе оборотов.
— при работе с выключенным регулятором давления при по-
стоянном числе оборотов (рис. 61, б).
Эти характеристики показывают зависимость напора, расхода
пара и числа оборотов от производительности насоса. Из рисуака
видно, что расход пара при одной и той же производительности,
при работе насоса с включенным регулятором давления значи-
тельно меньше, чем при работе насоса с постоянным числом оборотов.
Зависимость числа оборотов от производительности при постоян-
ном давлении нагнетания может быть несколько иной, чем пока-
занная на рис. 61, а. Характеристика Q—п может быть, например.
109
Изогнутой при минимальном значении числа оборотов, соответствую-
щем производительности большей, чем нулевая, если характери-
стика Q—Н имеет неустойчивый участок.
Теперь рассмотрим параллельную работу таких двух насосов
в общей сети. На рис. 62 показана характеристика Q—р при по-
стоянном числе оборотов п, одинаковая для обоих насосов, и харак-
теристика Q—р'. изображающая зависимость давления нагнетания
Рнс. 62. Параллельная работа насосов, одни из
которых работает с п = const, а второй с р =
- const. "
от производительности
для турбонасоса с вклю-
ченным регулятором да-
вления. Суммарная ха-
рактеристика насосов
(Q — Р) + (Q — Р') мо-
жет быть получена сло-
жением производитель-
ности по характеристи-
кам обоих насосов для
постоянных значений да-
вления. Если сместить
характеристику сети из
положения в 'поло-
жение 7?1, когда она
пересекает суммарную
характеристику насосов
в точке то турбона-
сос прекратит подачу
жидкости в сеть; на
этом режиме и на всех
остальных, где рабочие
точки располагаются
левее точки А1г только
электронасос будет по-
давать жидкость в сеть.
На рис. 62 пунктиром показана суммарная характеристика двух
насосов, работающих с постоянным числом оборотов. Суммарная
производительность Qc двух насосов, работающих с п — const
при постоянном давлении, превышающем расчетное рм, больше,
чем суммарная производительность Qc насосов при этом же давле-
нии, если один из насосов работает с включенным регулятором
давления. Чем меньше неравномерность регулятора давления,
т. е. чем меньше напор холостого хода насоса, тем меньше и суммар-
ная производительность насосов. Для устойчивой параллельной
работы желательно, чтобы неравномерность была не менее 10 %.
С экономической точки зрения параллельная работа двух
насосов, один из которых работает с регулятором давления на
нагнетании в пределах заданной неравномерности, более эффек-
110
тивиа, чем параллельная работа двух насосов, работающих с по-
стоянным числом оборотов. Объясняется это тем, что одна н та же
потребляемая сетью производительность <2С (см. рис. 62) во втором
случае обеспечивается при давлении рв большем, чем давление pit
Рис. 63. Последовательная работа насосов с отводом
жидкости за первым насосом.
и при к. п. д. т|г, меньшем, чем к. п. д. и nj3; tj3 может быть и не-
сколько меньше, чем -<2, но доля производительности, обеспечивае-
мая в этом случае по характеристике Q—р', будет небольшой.
Таким образом, потребляемая мощность будет большей, если оба
параллельно включенных насоса работают с постоянным числом
оборотов.
Последовательная работа насосов с отводом жидкости за первым
насосом. На рис. 63 показана схема установки и характеристики
двух последовательно включенных насосов, причем за первым на-
Ш
сосом часть жидкости вновь отводится в приемную цистерну.
Такой случай соотаетствует последовательной работе конденсат-
ного или бустерного насоса с питательным, когда из соображений
регулирования или повышения качества подготовки воды пре-
дусматривается рециркуляция части воды в конденсатор или деаэ-
ратор.
Кривая Q—— характеристика первого насоса; Q—Нп —
характеристика второго последовательно включенного насоса;
Ri, и /?3 — характеристики сети для участков 1, 2 и 3.
Уменьшая ординаты характеристики Q—Hf первого насоса
на величину гидравлического сопротивления £hw участка 1 до
места его ответвления, получаем новую характеристику насоса
Q—Нг Чтобы найти характеристику этого насоса Q—с которой
он работает последовательно со яторым насосом //, надо из произ-
водительности по характеристике Q—Ht 'вычесть для каждого
данного напора производительность q2, возвращаемую насосом через
рециркуляционную линию 2 в приемную цистерну, а именно,
<7 = <71 — ‘72-
Таким образом, полный напор каждого из последовательно
работающих насосов для рабочей точки А равен соответственно
Н{ и И и при производительности в сети Qc; полная производитель-
ность первого насоса а количество жидкости, идущее через
рециркуляционную линию, — Qc = Qe.
При закрытом клапане (за вторым насосом), когда характе-
ристика участка 3 сети совпадает с осью ординат, напоры насосов
равны f/j и производительность яторого насоса равна нулю,
а производительность первого насоса, полностью возвращающего
жидкость через линии 1 и 2 в приемную цистерну, будет Q2; она
отвечает точке В пересечения характеристики сети 7?, + R2
с характеристикой насоса Q—Hv
28. Работа насосов на вязкой жидкости
У центробежных насосов, перекачивающих вязкие жидкости,
характеристики насоса изменяются. С увеличением вязкости напор
и производительность в точке оптимального к. п. д. уменьшаются
(в основном из-за увеличения потерь на трение в проточной
части насоса), а мощность возрастает (вследствие увеличения
дисковых потерь трения).
Изменение характеристик с увеличением вязкости ориентиро-
вочно определяется при помощи поправочных коэффициентов для
характеристик насоса, перекачивающего воду.
Данные испытаний центробежных насосов (ns = 50—130) при
работе на воде и вязких жидкостях представлены в виде кривых
112
поправочных коэффициентов KQ, Ки и Кт, построенных в функции
от числа Рейнольдса (рис. 64).
Число Рейнольдса может быть выражено уравнением
Re = V.	(215)
где D — линейный размер, см;
с — скорость, см/сек;
v — кинематическая вязкость, смУсек.
Рис. 64. Зависимость поправочных коэффициентов от числа Re.
Так как скорость с пропорционвльна отношению —— , то
^ЭКВ
число Re может быть выражено через производительность и экви-
валентный диаметр рабочего колеса ОЭКЕ.
Re=x
(216)
здесь QpaC4 — производительность насоса в точке оптимального
к. п. д., л!сек.
£>экв может быть определен из уравнения
=	(217)
где £>2 — внешний диаметр колеса, см;
Ь2 — ширина канала на выходе, см;
k — коэффициент стеснения сечения лопатками на выходе,
8 Б М Певзнер
113
откуда	____
C9Ke = l/'4DaM.	(218)
Приводимый ниже метод пересчета характеристик основан на
следующих предпосылках, подтвержденных опытными данными:
— при постоянном числе оборотов характеристики Q—Н с уве-
личением вязкости жидкости падают; при этом коэффициент быстро-
ходности остается неизменным в точке оптимального к. п. д.
„ = 3.65 «У Qi _ 3,65 «V/219)
S tty tty '
Индексы «1» и «2» относятся к жидкостям различной вязкости-
Из уравнения (219) следует, что
£(":Г	<220)
Чтобы найти параметры насоса для точки оптимального к. п. д,
при изменении вязкости, достаточно знать только один параметр,
определенный по формулам (221) и (222); второй параметр может
быть определен по уравнению (220);
—	при постоянном числе оборотов и переменной вязкости ха-
рактеристика Q—Н с увеличением вязкости падает, но напор
при нулевой производительности остается неизменным; таким обра-
вом, крутизна характеристик Q—Н насоса с увеличением вязкости
увеличивается;
—	при работе насоса с постоянным числом оборотов и пере-
качивании вязкой жидкости увеличение потребляемой мощности
остается неизменным для широких пределов изменения произво-
дительности;
—	при перекачивании жидкости любой вязкости законы подо-
бия сохраняют свою силу; вместе с тем результаты пересчета при
увеличении числа оборотов насоса будут занижены, так как число
Рейнольдса Re возрастет, и, следовательно, возрастут также коэф-
фициенты KQ, Кн и Кп- При уменьшении числа оборотов резуль-
таты, наоборот, будут завышены (по сравнению с опытными дан-
ными).
Параметры насоса, работающего на вязкой жидкости, для опти-
мального режима могут быть определены как
<2..Ж-КОС,-.	(221)
(222)
(223)
Индексы «в. ж» и «в» относятся к вязкой жидкости и воде.
Коэффициенты KQ, Кн, Кп должны быть взяты по кривым на
рис, 64, построенным в зависимости от числа Re, выраженного
114
уравнением (216). Зная-один из параметров QD ж или /7В ж, можно
определить второй параметр по уравнению (220).
Характеристики насоса можно построить исходя из следующих
соображений.
Известны дае точки характеристики Q—И: точка, соответствую-
щая режиму работы с оптимальным к. п. д., и точка режима холо-
стого хода. Проведенную через эти две точки линию и принимают
за характеристику насоса.
Рис. 65. Характеристики насоса, работающего на вязкой
жидкости.
Характеристика Q—N может быть построена таким путем
зная все параметры для режима оптимального к. п. д., определяют
потребляемую мощность и соответствующую точку наносят на гра-
фик. Исходя из того, что увеличение мощности при переходе от
подачи воды к подаче вязкой жидкости остается постоянным в ши-
роких пределах изменения производительности, проводят через
эту точку линию, параллельную характеристике Q—N для воды.
Эта линия и будет характеристикой Q—N насоса для вязкой жид-
кости. По характеристике Q—N и по значению гидравлической
мощности можно построить характеристику Q—rt.
На рис. 65 показаны характеристики насоса,- работающего
на вязкой жидкости.
Вследствие того, что потери на дисковое трение увеличиваются
при заданном напоре и, следовательно, заданной окружной ско-
рости в значительно большей степени с увеличением диаметра, чем
115
с возрастанием числа оборотов насоса, при перекачивании вязких
жидкостей для увеличения к. п. д. необходимо стремиться к уве-
личению числа оборотов, т. е. применять насосы с большим коэф-
фициентом быстроходности ns. Поэтому для центробежных насосов,
перекачивающих вязкие жидкости, рекомендуется коэффициент
быстроходности не ниже 85. Так как утечки через уплотнения при
этом незначительны, то длину уплотнительных колец целесообразно
уменьшить, для уменьшения потерь на трение; с этой же целью
желательно и диски рабочих колес выполнять более тонкими.
С увеличением вязкости всасывающая способность насоса ухуд-
шается. Однако для вывода зависимости между допустимой высотой
всасывания при работе насоса на воде и при перекачивании им вяз-
ких жидкостей достаточных экспериментальных данных пока еще
нет.
Глава 9
НЕОБЫЧНЫЕ УСЛОВИЯ РАБОТЫ НАСОСОВ
При эксплуатации судовых центробежных и осевых насосов
могут иметь место необычные условия их работы, например обрат-
ное направление потока жидкости в насосе — от напорного патрубка
к всасывающему; изменение знака напора насоса, когда давление
у всасывающего патрубка больше, чем давление на напорном;
изменение направления вращения ротора и т. и. В практике могут
встретиться любые сочетания направления потока жидкости, знака
напора и направления вращения насоса. Если производительность,
напор и число оборотов, соответствующие нормальным условиям
работы насоса, принять в качестве положительных, то соответ-
ствующие им характеристики Q—И расположатся в первом квад-
ранте прямоугольной системы координат Все необычные характе-
ристики занимают оставшиеся три квадранта — для нормаль-
ного направления вращения, и все четыре квадранта — для обрат-
ного направления вращения ротора насоса.
Характеристики насоса, расположенные во всех четырех квад-
рантах и отображающие все возможные условия его работы, как
нормальные, так и необычные, называются комплектными, или
полными. Полные характеристики могут быть получены только
на основании экспериментальных данных, так как их очень трудно
определить расчетным путем.
На рис. 66, 67, 68 в нижнем правом углу пдказаны различные
зоны работы центробежного, осевого и полуосевого насосов в коор-
динатной сетке Q—п; эти зоны изображены в ваде восьми секторов,
образуемых линиями постоянных значений напора и момента, равных
нулю, и осями координат. Величины производительности, напора,
оборотов и момента, характеризующие нормальные условия работы,
приняты положительными и обозначены знаком плюс. Под отрица-
тельными величинами, взятыми со знаком минус, следует понимать:
—	производительность — жидкость течет в обратном направле-
нии, от напорного патрубка к всасывающему;
—	напор — давление на всасывающем патрубке' больше давле-
ния на напорном патрубке;
—	число оборотов — вращение, противоположное нормальному;
—	момент — знаки мощности и- оборотов различные, причем
под отрицательной мощностью следует понимать мощность, не под-
водимую к насосу, а отдаваемую им.
117
Рис. 67. Полная характеристика полуосевого насоса (ns = 530).
----------------------кривые при постоянном напоре;
______ кривые при постоянной моменте
На рис. 66—68 показаны комплектные характеристики центро-
бежного, полуосевого и осевого насосов для значений напора
и момента, равных нулю и ±100%, а на рис. 69 полная характе-
ристика того же насоса, что и на рис. 66, но для всего семейства
кривых напора и момента. Все величины даны в процентах от пара-
метров, соответствующих режиму максимального к. п. д. при нор-
мальной работе насоса.
Рис. 68. Полная характеристика осевого насоса (ns = 950).
кривые при постоянной моменте.
Точное использование полных характеристик одного насоса
возможно лишь для строго геометрически подобных насосов. Для
насосов, имеющих одинаковые значения ns на режиме оптимального
к. п, д., возможно лишь приближенное использование характе-
ристик.
Характеристики даны в системе координат производительность —
число оборотов, которые приняты незавнсимымй переменными;
напор и момент являются зависимыми переменными и даны в виде
кривых постоянного значения этих переменных. '
Приведенные полные характеристики показывают, что соот-
ветствующие зоны работы для каждого типа насосов различны,
причем это различие возрастает с увеличением расхождений в зна-
119
чениях nf. Следовательно, коэффициент быстроходности насосов
влияет на вид комплектных характеристик.
Наличие комплектных характеристик позволяет ответить на
вопросы, связанные с любыми возможными условиями работы
насосов.
29. Работа насосов в разных зонах
Рассмотрим примеры необычных условий работы судовых насо-
сов в каждой из зон.
Зона Л. Эта зона, ограниченная линией Н — 0 и осью абсцисс
+«, соответствует нормальным условиям работы насоса.
Зона В. Зона работы насоса ограничена линиями Н = 0 и М = 0,
проходящими в первом квадранте. Здесь все величины положитель-
ные, за исключением напора; работа сопровождается потерями —
рассеиванием энергии (насос представляет собой сопротивление).
Подобный режим характерен, например, для насоса, обслуживаю-
щего креновую систему на ледоколах, в период, когда уровень
воды в цистерне, из которой берется вода, выше уровня воды в той
цистерне, куда она накачивается. В таких же условиях работает
и циркуляционный насос, установленный последовательно с патруб-
ком самопроточной циркуляции; если потери в насосе велики и
создаваемый патрубками напор оказывается недостаточным для
прокачивания воды через конденсатор, то для уменьшения потерь
необходимо включить насос, или, как принято говорить, «подкру-
тить» его. Так как насос напора не создает и, следовательно, полезной
работы не совершает, то подводимая к нему мощность является
потерей энергии.
Комплектные характеристики дают возможность установить,
с каким числом оборотов должен работать насос, какова будет
при этом затрачиваемая мощность и расход пара при турбопри-
воде. Кривые (см. рис. 66) показывают, что для того, чтобы потери
в насосе были равны нулю, при прокачивании воды в количестве,
равном 100% производительности насоса, он должен вращаться
с числом оборотов п = 70%, а затрачиваемая при этом мощность
N = 0,2М 0,7п = 0,\4Мп.
Зона С. В этой зоне, образуемой осью ординат +Q и линией
А4 = 0, производительность и число оборотов положительны,
а напор и момент являются отрицательными; насос работает в ка-
честве реверсивной гидротурбины. Такой режим соответствует
работе циркуляционного насоса, установленного последовательно
с патрубком в системе самопроточной циркуляции.
При большой скорости судна напор, развиваемый патрубками,
достаточен для преодоления сопротивления системы, поэтому не
требуется, чтобы насос создавал напор. Он сам становится сопро-
тивлением, на преодоление котороготеряется часть напора. В связи
с этим важно знать, какова величина сопротивления насоса потону
при свободно вращающемся роторе, т. е. когда внешний момент
120
отов
:Д1Ю
жне
ГНОЙ
г<4«
гери
пых
ыпе,
уве-
5ыть
ным
с =
юры
пьно
цист
при
сов,
оди-
иент
ины
жие
'НОМ
боте
ерм-
юсе.
121
чеш
вли
J
воп,
нас
сов
+«.
I	про
ные
I	pact
Под
щег
ВОД1
цис-
И Ц1
. ком
созд
про
нео(
тип
раб<
ПОТ(
1
с к
При
воде
I В Н£
раы
С Ч!
N =
м =
а ш
чест
।	раб(
с п<
I	ДОС!
।	треС
THBJ
с эт
при
120
I
равен нулю, и при застопоренном роторе, когда число оборотов
равно нулю.
Важно также знать, каково будет число оборотов свободно
вращающегося ротора для надежной работы насоса (обеспечение
смазкой подшипников турбопривода и т. п.).
Из приведенных характеристик следует, что при расчетной
производительности Q = 100% и свободно вращающемся роторе
Л4 = 0 потери напора и числа оборотов составляют:
для центробежного насоса при rs = 90 // = 25*4; п«35%
»	полуосевого	»	»	ns=550	Я =25%,	п«60%
»	осевого	»	»	ns = 950	Н =*12%,	п~79%
Для застопоренного ротора при п — 0 и при Q = 100% потери
напора и момент составляют:
для центробежною насоса при «- 90 Н « 60%; Ми 50%
» полуосевого	»	» л, =530 Н' 100%. М 100%
» осевого	»	» л$ = 950 Н к 100%; М =70%
На основании анализа полных характеристик и опытных данных
можно сделать следующие выводы:
—	потери при - застопоренном роторе значительно больше,
чем при свободно вращающемся, причем разность в потерях с уве-
личением коэффициента -быстроходности возрастает;
—	для насосов со свободно вращающимся ротором могут быть
применены законы подобия.
Это положение может быть проиллюстрировано численным
примером по рис. 69. Например, для М = 0 при Q = 50 % и Q =
= 100% число оборотов будет п-)0 = 17,5% и п1М = 35%, а напоры
Нм = 6,5% и Я1И) = 26%, т. е. напор изменяется пропорционально
квадрату числа оборотов, а производительность — пропорцио-
нально числу оборотов
^мо . / nioo . Qiao _ яюо
Иво	’ Qso —	’
—	потери напора при свободно вращающемся роторе при
Q = 100% либо практически одинаковы для всех типов насосов,
либо отличаются друг от Друга весьма незначительно;
—	число оборотов при свободно вращающемся роторе при оди-
наковой производительности тем больше, чем больше коэффициент
быстроходности.
Зона D. Здесь момент, число оборотов и напор — величины
отрицательные, а производительность — положительная. Такие
условия соответствуют вращению насоса приводом в обратном
направлении в системе самопротока. Работа аналогична работе
насоса в зоне В, но при обратном вращении ротора, и характери-
зуется потерей подводимой мощности, рассеиваемой в насосе
Практического интереса не представляет.
121
Зона Е. Насос работает при отрицательном значении и числа
оборотов и момента, что соответствует пуску насоса в обратном
направлении (реверсивный насос). Как показывают полные ха-
рактеристики (см. рис. 66—68), условия работы насосов, отличаю-
щихся по коэффициенту быстроходности, при обратном пуске раз-
личны. Для центробежного насоса производительность и напор
положительны, а для осевого и полуосевого насосов — отрица-
тельны.
Анализ кривых показывает, что для центробежного насоса
при любом способе пуска при’закрытой задвижке пусковой момент
не превышает значения нормального момента. При нормальном
пуске момент составляет ~60, а при обратном ~ 80 % от нормаль-
ного; напор — 125 и 80% от нормвльного значения напора;
насос со 100%-ым реверсивным числом оборотов при моменте,
равном 100%, может обеспечить напор 50% и производительность
20% от их нормальных значений. К- п. д. насоса при этом очень
низкий, всего 10% от нормвльного.
Характеристики осевого и полуосевого насосов (см. рис. 67 и 68)
показывают, что при пуске насоса с закрытой задвижкой перегрузка
имеет место как при прямом, так и при реверсивном вращении
насоса; при обратном пуске напор и производительность стано-
вятся уже отрицательными.	•>
Осевой насос при реверсивном числе оборотов, равном нормаль-
ному, и моменте, равном 100%, обеспечивает отрицательные зна-
чения производительности — 65% и напора —35%. К- п. д. насоса
составляет при этом ~ 20 % от нормального.
Полуосевой насос при тех же значениях оборотов н момента
обеспечивает отрицательные значения производительности и на-
пора —35 и 30%, чему соответствует к. п. д. — 10% от нормального.
Зона F. Значения Q, М и и отрицательны, а напор положителен.
Этот режим отличается от режима нормальной гидротурбины
только отрицательным значением момента, т. е. насос вращается
принудительно от привода в обратном направлении по отношению
к направлению вращения нормальной гидротурбины. Работа со-
провождается потерей энергии.
Зона G. Работа характеризуется положительными моментом
и напором, отрицательной производительностью и отрицательным
значением числа оборотов. Режим отвечает работе нормальной гид-
ротурбины и довольно часто имеет место при эксплуатации судовых
насосов.
Параллельная работа и отключение привода одного из насосов
от источника энергии. Рассмотрим параллельную работу двух
насосов когда подвод энергии к приводу одного из них вне-
запно прекращен. Очевидно, что поток жидкости, создаваемый
нормально работающим насосом, частично пойдет в напорную
сеть, а частично через отключенный насос — опять во всасывание.
Число оборотов отключенного насоса будет разгонным, так как
122
к нему не приложена какая-либо внешняя нагрузка, не считая
внутреннего сопротивления насоса и привода.
При этом важно знать:
—	какую производительность будет развивать нормально ра-
ботающий насос;
—	как распределится производительность между сетью и отклю-
ченным насосом;
— каково будет разгонное число оборотов отключенного насоса.
Рис. 70. Параллельная работа насосов при отключенном приводе у одвого
из них: а — осевые; б — центробежные.
ния сети и от соотношения между статической и динамической
частями сопротивления.
На рис. 70 показаны характеристики двух параллельно рабо-
тающих осевых насосов:
Qi—/4— характеристики одного насоса;
Q—Н — суммарная характеристика обоих насосов.
Характеристика сети (конденсационная система) R также
известна. Следует определить кривую сопротивления отключенного
насоса Ra при обратном направлении потока. Если хоть одна из
точек этой кривой известна из опытных двнных (полные характе-
ристики), то такая кривая может быть построена, поскольку потери
в насосе, согласно закону подобия, пропорциональны квадрату
производительности. Общая характеристика сети будет представ-
лена кривой R 4- Л’,,.
ТоЧка е пересечения характеристике одного насоса с характе-
ристикой сети показывает производительность, развиваемую на-
сосом, равную ~ 130% от нормальной. При этом —95% воды на-
правляется в сеть (точка q), а остальное количество идет через
123
отключенный насос (точка с2). Напор, развиваемый- работающим
насосом, составляет — 23% от нормального.
Реверсивное число оборотов ведомого насоса при 100% напоре
составляет —128%; при 23% напоре это число оборотов, согласно
равенству — =	, равно 61% от нормального.
Так как мощность осевого насоса с увеличением производитель-
ности убывает, то опасаться перегрузки привода работающего
насоса не приходится; это особенно важно при применении электро-
привода. В случае применения турбопривода число оборотов рабо-
тающего насоса при отсутствии регулятора скорости будет возрас-
тать, пока не наступит равенства между потребляемой и подводи-
мой мощностью. Соответственно несколько увеличатся произво-
дительность и число оборотов насоса.
На рис. 70, б показаны характеристики параллельно работающих
центробежных насосов в той же конденсационной системе. Кривая
сопротивления насоса, работающего в качестве нормальной гидро-
турбины при свободно вращающемся роторе, построена, согласно
данным полной характеристики (см. рйс. 69), аналогично кривой
на рис. 70, а.
В этом случае производительность работающего насоса состав-
ляет —160% от нормальной (точка е), причем 120% перекачиваемой
воды направляется в сеть (точка еД а —40% (точка через отклю-
ченный насос. Напор, развиваемый работающим насосом и сраба-
тываемый ведомым, состааляет — 35%, при числе оборотов ведомого
насоса — 75%. Так как у центробежных насосов мощность с увели-
чением производительности возрастает (степень увеличения мощ-
ности зависит от величины ns), то неизбежна перегрузка привод-
ного электродвигателя нормально работающего насоса. Если насос
снабжен турбоприводом, то очевидно, что число оборотов будет
снижаться до тех пор, пока не наступит равенства между потребляе-
мой мощностью и отдаваемой.
На рис. 70, а и б пунктиром показаны характеристики сети
и /?! -J- RK, которая складывается не только йз гидравлического
сопротивления в трубопроводе, но и из статического напора. Как
видно из рисунка, чем больше отношение статического напора
к полному напору сети, тем меньше общая производительность
работающего насоса и количество воды, идущее в сеть, и тем больше
воды вдет через ведомый насос (точки k, и k^.
Зона Н. Режиму работы в этой зоне соответствуют положитель-
ные значения напора, момента, числа оборотов и отрицательное
значение производительности. Это значит, что при нормальном вра-
щении насоса, приводимого в действие двигателем, давление в сети
больше напора холостого хода и жидкость протекает в обратном
направлении — из сети через насос во всасывание.
В судовых условиях такой режим может встретиться при парал-
лельной работе насосов, имеющих различные значения напора хо-
121
Лостого хода, обслуживающих, например, пожарную магистраль;
при этом предполагается, что невозвратный клапан за насосом
или не установлен (из опасений гидравлического удара), или не
действует (вследствие заедания). В этом случае насос не совершает
полезной работы и мощность, затрачиваемая на его вращение,
представляет собой потерянную энергию, которая рассеивается
в насосе.
Если известны полные характеристики таких насосов, то можно
определить, сколько жидкости пропускает насос и какова при
этом потребляемая им мощность (в зависимости от разности давле-
ний до и после насоса и чи-
сла оборотов), а также каково
распределение производитель-
ности между сетью и насосом,
работающим в ненормальных
условиях, и каков макси-
мальный напор насоса, соот-
ветствующий нулевой произ-
водительности сети (при па-
раллельной работе насосов).
Рассмотрим пример работы
двух электронасосов в подоб-
ных условиях (рис. 71).
Принимаем, что полные
характеристики на рис. 69 со-
ответствуют насосу 1. Из ха-
Рис. 71. Параллельная работа пасосов
с различным напором холостого хода.
рактеристик следует, что на-
пор холостого хода этого насоса равен 1,28Ярасч при п = прасч.
Принимаем также, что параллельно работающий насос 2 разви-
вает напор холостого хода, равный 1,35//расч.
Когда характеристика сети переместится из положения /?
в положение flj, насос 2 при напоре Н — 1,28Ярасч будет развивать
производительность Qj, а насос 1 — нулевую. При дальнейшем сме-
щении характеристики сети влево количество воды, идущее в сеть,
будет уменьшаться, а идущее через насос / — увеличиваться.
Когда количество воды, ороходящее через насос 1, станет равным
производительности насоса, подача воды в сеть вообще прекратится.
Напор, соответствующий этому режиму, будет максимальным. Соот-
ношение между количеством воды, поступающей в насос /ив сеть
при напоре большем, чем 1,28Ярасч, определяется следующим путем.
Приняв Нх - 1,28//, Определяем по характеристике Q—Н
соответствующую производительность Qx для насоса 2 как точку
пересечения Q—Нй и /?2,апо полным характеристикам (см. рис. 69)—
производительность Qb для насоса 1 как точку пересечения кривой
Нх — const с линией постоянного числа Оборотов. Разность Q,—Qb
и будет количеством воды, идущей в сеть. Напор, при котором
Qx = Оь, будет максимальным напором.
125
Несколько сложнее случай параллельной работы электро* и
турбонасосов.
Условимся, что оба насоса одинаковы и имеют характеристики,
показанные на рис. 69, и что неравномерность регулятора давления,
установленного на турбонасосе, равна 10%. При И = 1,1Ярасч
и Q = 0, число оборотов турбонасоса п — 0,92лрасч. Кроме того,
принимаем, что расход пара, обеспечивающий мощность холостого
хода, остается при дальнейшем увеличении напора в сети неизмен-
ным, т. е. что дроссельный паровой регулирующий клапан, управ-
ляемый регулятором давления, уже полностью закрыт и пар идет
через постоянно открытую группу сопел.
Задав Нх > 1,Шрасч, можно определить:
—- производительность нормально работающего электронасоса
(точка пересечения кривой Нх = const с линией п = прасч; сектор Л);
— мощность N Мп для различных значений Q < Qx вдоль
кривой Нх (сектор Н)‘,
— количество воды, идущее через турбонасос. По характери- '
стичееким кривым турбопривода N = f(ri) (см. рис. 144) для дан-
ного постоянного давления пара перед соплами проверяем, какой
из режимов с соответствующими ему значениями N и п совпадает
с режимом и соответствующими ему значениями N и п, определен-
ными по п. 2. Зная режим работы, легко определить производитель-
ность через турбонасос по рис. 69;
— количество воды, равное Qx —QT, которое пойдет в сеть.
Глава 10
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
30. Корпус
Корпус насоса предназначен для подвода жидкости к колесу,
преобразования кинетической энергии в давление и для отвода
жидкости. Способ преобразования кинетической энергии на выходе
из колеса определяет конструктивную форму корпуса насоса.
В многоступенчатых спиральных насосах корпус представляет
собой сложную отливку с разъемом по оси вала насоса.
Одноступенчатые спиральные насосы делаются с разъемным
корпусом либо по оси вала, либо в плоскости, перпендикулярной
к ней. Выполнение каналов вместе с корпусом требует высокого
качества отливки н создает определенные технологические труд-
ности.
Преимуществом спиральных насосов с разъемом корпуса по оси
вала является:
—	возможность уравновешивать осевое усилие благодаря такому
расположению рабочих колес, при-котором всасывающие отверстия
направлены в разные стороны;
—	удобство установки ротора насоса в корпус, удобство осмотра
и демонтажа;
—	возможность надежно обеспечить заданные зазоры в уплот-
нении, так как все отверстия могут быть расточены за одйу уста-
новку;
—	возможность использовать один и тот же корпус для уста-
новки различных колес, обеспечивающих различные характери-
стики за счет известного снижения к. п. д.
К недостаткам можно отнести:
—	сложность отливки корпуса;
—	увеличение общей длины насоса примерно на 10—15%;
—	наличие больших радиальных сил, вследствие чего прихо-
дится принимать меры к их уравновешиванию за счет усложнения
конструкции.
Всасывающий и напорный патрубки по возможности следует
располагать не на крышке, а на самом корпусе, во избежание де-
монтажа трубопроводов в случае разборки насоса.
Насосы с напрааляющими аппаратами применяются при больших
заданных значениях напоров (см. рис. 104 и 105).
Их достоинства:
—	не нужно делать сложную отливку корпуса;
127
—	возможность производить механическую обработку деталей
проточной части, что облегчает получение высокого к. п. 'д.;
—	меньшие габариты;
—	отсутствие радиальных усилий;
—	возможность легко обеспечивать уплотнение разъемных соеди-
нений корпуса.
Недостатки:
—	необходимость предусматривать специальное разгрузочное
устройство для уравновешивания осевых усилий;
—	сложность при разборке и сборке, так как детали статора
и ротора должны быть собраны как одно целое;
—	сложность центровки. ,
У некоторых судовых насосов с направляющим аппаратом кор-
пус выполняется тоже с разъемом по оси вала, что значительно упро-
щает сборку и разборку насоса.
В насосах с очень высоким напором внутрь наружного цилиндри-
ческого цельнокованого корпуса вставляется корпус, разъемный
по оси вала. Это обеспечивает надежное уплотнение корпуса и упро-
щает разборку насоса.	'	—
Корпус должен быть рассчитан на получение высокой экономич-
ности и механической прочности насоса. При этом необходимо
учесть не только напряжения от внутреннего давления жидкости,
но и те возможные добавочные напряжения, которые появляются
при передаче на корпус усилий от присоединенных трубопроводов
вследствие термического расширения и т. д. Трубопроводы должны
быть расположены и закреплены так, чтобы они не передавали уси-
лий на корпус насоса. (Конструкцию корпуса и других деталей
самовсасывающих насосов см. в гл. 15.)
31.	Ротор
Ротор насоса состоит из вала, рабочих колес, рубашек, муфты
и других деталей. Рабочие колеса и рубашки насаживаются на вал
на шпонках со скользящей или плотной посадкой, обеспечивающей
необходимый натяг и одновременно легкую разборку. Осевое сме-
щение деталей ротора устраняется стопорной гайкой и шайбой;
вследствие силы натяга гайки детали, насаженные на вал, оказы-
ваются сжатыми, а сам вал растянутым. Это требует тщательного
выполнения торцов всех сопрягаемых деталей. При незначительном
перекосе торцов по отношению к оси вала осевой натяг вызывает
прогиб вала и ротор начинает «бить». В собранном виде ротор дол-
жен быть статически отбалансирован. Роторы высокооборотных
насосов подвергаются статической и динамической балансировке.
’ Рабочие колеса судовых центробежных насосов бывают с одно-
сторонним и двусторонним всасыванием, в зависимости от харак-
теристик и коэффициента быстроходности насоса. Большинство
рабочих колес — закрытого типа; лопасти их с двух сторон огрвии-
чены дисками. Открытые колеса, с одним задним диском, приме-
128
няются при перекачке густых жидкостей, жидкостей сильно загряз-
ненных и т. п. Большинство рабочих колес — литые; при неболь-
шой ширвие канала колесо по технологическим соображениям
выполняется клепаным или сварным. Одновременно обеспечивается
более высокий к. п. д. благодаря возможности получить поверх-
ность высокой чистоты при механической обработке, т. е. уменьшить
гидравлические потери.
Рабочие колеса осевых насосов всегда делаются открытыми;
лопасти либо отлиты заодно со ступицей, либо съемные. В последнем
случае упрощается обработка лопастей (в особенности если оки
перекрывающиеся),' но усложняется конструкция втулки колеса.
Рабочее колесо должно быть спроектировано с учетом получения
благоприятной формы проточной части, механической прочности
и технологии изготовления. Основные напряжения в теле колеса
центробежного насоса обычно возникают под действием центробеж-
ных сил; они, как правило, меньше тех напряжений, которые
возникают в тонком кольце с тем же наружным диаметром.
Напряжения в тонком кольце могут быть определены по урав-
нению
» - pujltr* кПа?,	(224)
где р — плотность материала;
и2 — окружная скорость колеса.
Как известно, окружная скорость может быть приближенно
выражена в функции напора
«2 = V ,
откуда
с = 2? КГ4// кПсл?,	(225)
где f — удельный вес материала, кГ /м*.
Если предварительная оценка напряжений не дает нужного
запасв прочности, необходимо произвести расчет колеса методами,
принятыми для колес компрессорных машин.
На лопасти осевых насосов действуют большие усилия, поэтому
расчет их на прочность должен быть выполнен весьма тщательно.
Вал испытывает не только напряжения кручения от крутящего
момента, передаваемого от привода колесу, но также осевое или
боковое усилие, в зависимости от типа и режима работы насоса.
Вал высокооборотного центробежного насоса рассчитывается на
критическое число оборотов.
При вращении вала из-за несовершенства балансировки возни-
кйет центробежная сила, вызывающая прогиб вала, и центр тяжести
рабочего колеса описывает некоторую окружность вокруг оси вра-
щения. При достижении определенного числа оборотов вал ствио-
вится динамически неустойчивым и начинает вибрировать; такое
число оборотов называется критическим и обозначается через лкр.
Б. М Певзнер
129
С дальнейшим увеличением числа оборотов вибрация вала прекра-
щается, ротор начинает уже вращаться вокруг оси, проходящей
через центр тяжести, а точки, расположенные на геометрической
оси вращения, описывают вокруг нее окружность; критическое
число оборотов пкр зависит от максимального прогиба вала, который
определяется длиной пролета, диаметром вала, распределением
нагрузки и не зависит от расположения вала. Это число вычисляется
приближенно по формуле
<226>
где пкр — число оборотов в минуту;
f — максимальная стрела прогиба, см.
Чтобы насос работал с рабочим числом оборотов меньшим, чем
критическое, вал насоса должен иметь больший диаметр (жесткий
вал). Это приводит к ухудшению формы канала, снижению гидрав-
лического к. п. д. и кавитационных свойств. Поэтому для сохране-
ния высокого к. п. д. многоступенчатые насосы часто делают с ра-
бочим числом оборотов, превышающим критическое (насос с гиб-
ким валом).
В судовой практике такие насосы применяются редко.
Критическое число оборотов (пкр) двухопорного вала^постови-
ного сечения, нагруженного сосредоточенными силами от веса
рабочих колес, определяется по формуле Дункерлея. Получаемое
при этом значение пкр на 3—10% меньше истинного; в центробежных
насосах погрешность не превышает 4—6%. Формула Дункерлея
выражается следующим образом:
гДе пкр — первое критическое число оборотов ротора в минуту;
пв — первое критическое число оборотов вала под влиянием
собственного веса и веса втулок;
nlt nz — и т. д. первое критическое число обор’отов для каждой
нагрузки в отдельности.
Значения па, nlt nz и т. д; определяют по формулам
п,==300	", -300 [/у; п,-300рАу нт. д.; (228)
здесь fB,	f2—статический прогиб под влиянием данной нагрузки.
При переменном сечении вала его средний диаметр, для кото-
рого определяется момент инерции, может быть вычислен по фор-
муле
<!.„ -	т - - - ,	(229)
где d и I — диаметр и длниа каждого из участков вала.
Приведенные выше выводы и формулы для определения пкр
справедливы для роторов паровых- турбин, воздуходувок и т. п.
Однако здесь не учитываются факторы, влияющие на пкр роторов
насосов, связанные с действием жидкости, а именно:
— перекачиваемая жидкость оказывает определенный демпфи-
рующий эффект на вибрацию вала. Жидкость оказывает сопро-
тивление вибрации ротора, и часть кинетической энергии вибри-
рующего ротора поглощается окружающей жидкостью; это огра-
ничивает амплитуду колебаний, а иногда может их и устранить;
— в насосах, особенно многоступенчатых, внутри корпуса
имеется ряд мест с очень небольшими зазорами между вращаю-
щимися и неподвижными деталями, которые ограничивают и умень-
шают амплитуду колебаний. Опыты показывают, что в насосах,
вал которых вибрировал при увеличении зазоров, после восста-
новления первоначальных зазоров вибрация прекращалась;
— набивочные сальники (особенно глубокие) могут также ока-
зывать демпфирующее действие на ротор. У насосов с механическим
торцовым уплотнением, которые вибрировали при пкр, вибрация
прекращалась полностью при замене этого типа уплотнения набивоч-
ным сальником;’
— прессовая? посадка рабочих, колес на валу также несколько
повышает жесткость вала.
32.	Внутренние уплотнении
Для уменьшения утечек между ступенями в насосах приме-
няются внутренние уплотнения щелевого типа.
На рис. 15, а было показано уплотнение, образованное поверх-
ностями корпуса и колеса. Оно применяется редко, в небольших
и недорогих насосах. При этом колесо должно быть сделано из
более мягкого материала, чем корпус, чтобы в случае чрезмерного
износа заменить колесо, а не корпус. В больших и дорогостоящих
насосах для сохранения корпуса и колеса при износе в корпусе,
а часто и на колесе, устанавливаются защитные уплотняющие
кольца; кольца -могут быть установлены на колесе и в случае
его плохих антифрикционных качеств. Уплотняющие кольца в на-
сосах с разъемом корпуса по оси вала входят своим бортом на полу-
окружности' в полукольцевую канавку корпуса; при установке
крышки насоса кольцо не может провернуться. Такие кольца
легко устанавливать и вынимать; закрепляются они либо нарез-
кой, либо винтами. Запасные кольца, поставляемые на судно,
целесообразно давать с припуском примерно 1 мм, чтобы при за-
мене сохранить сопряженное уплотняющее кольцо в случае неко-
торого* его износа. Материал кольца корпуса должен ’быть мягче,
чем материал колеса, если оно не снабжено кольцом.
На рис. 15, в иг показвиы уплотнения лабиринтового типа;
в лабиринте поток несколько раз резко меняет свое направление,
9*	131
благодаря чему уменьшаются скорость и величина утечек. Лаби-
ринтовое уплотнение позволяет применять большие радиальные
зазоры и одновременно свести утечки к минимуму. Вследствие
малой скорости в зазорах износ в кольцах лабиринтового уплотне-
ния меньше, чем в плоских. Практически величина зазора колеб-
лется в пределах от 0,002 до 0,003 диаметра уплотнения.
В судовых осевых насосах обычно устанавливаются уплотняю-
щие кольца для защиты корпуса от износа. Зазор колеблется в пре-
делах от 0,001 до 0,0015 диаметра колеса.
Большое значение для обеспечения высокой экономичности и
предупреждения возникновения осевого усилия в спиральных
насосах имеет уплотнение по валу между ступенями. Обычно оно
представляет собой щель между валом и диафрагмой, с диаметраль-
ным зазором таким же, как в переднем уплотнении колеса. При
большом числе оборотов и длинных втулках целесообразно делать
на валу нарезку в направлении, обратном протеканию воды через
зазор. Установка набивочных колец и применение большого за-
зора — до 1,5 мм на диаметр — нецелесообразны, так как с тече-
нием времени недоступная для регулировки набивка износится,
а утечки и осевое усилие возрастут.
33.	Подшипники
Подшипники насосов можно классифицировать
по роду трения:
подшипники скольжения,
подшипники качения;
по расположению в корпусе:
внутренние,
наружные;
по характеру воспринимаемой нагрузки:
опорные,
упорные.
Выбор того или иного типа подшипника зависит от условий
работы насоса, свойств перекачиваемой жвдкости, величины удель-
ного давления и скорости трения, способа соединения с валом при-~
вода, принятой системы уравновешивания гидравлического уси-
лия и т. д.
Подшипники скольжения с жидкой смазкой. Подшипники сколь-
жения различаются по способу и роду смазки, а также по материалу '
вкладыша.	
Подшипники скольжения, снабженные масляными кольцами, :
в судовой практике особого распространения не получили, так как
большая часть насосов имеет вертикальный вал; в горизонтальных ’
же насосах (в основном питательных) применяется принудительная
смазка.
Подшипники с масляными кольцами применяются лишь в гру-
зовых горизонтальных насосах (в том случае, если у них имеются '
132
подшипники скольжения), имеющих, как известно, низкое число
оборотов.
На рис. 72 показан опорный подшипник скольжения с кольце-
вой смазкой. Кольца 1 надеты на вал 2 и погружены в масляную
ванну; сцепление колец с валом происходит за счет силы трения.
При вращении вала масло захватывается кольцами и попадает
на вал, а затем в подшипники.
На рис. 73 показана конструкция упорного подшипника сколь-
жения, часто применяемого в насосах с опорными подшипниками
Рис. 72. Опорный подшипник сколь-
жения с кольцевой смазкой.
Рис, 73. Упорный горизонтальный
подшипник скольжения.
с кольцевой смазкой. Маслосбрасывающее кольцо 2, закрепленное
на гайке 1, навернутой на конец вала, вращается в маслииом ре-
зервуаре корпуса подшипника. Масло снимается с кольца скреб-
ком 3 и течет по трубке, вставленной в вал со стороны торца, откуда
попадает на колодки подшипника. Масло полностью наполняет
камеру, окружающую колодки подшипника, и выбрасывается
через отверстия в верхней части обоймы.
Ниже рассмотрены конструкции опорных и упорных подшипни-
ков скольжения с принудительной смазкой, широко применяемые
в паровых турбинах для привода насосов. •
На рис. 74 показан подшипник скольжения вертикального
насоса. Он состоит из двух половин. Крышка подшипника крепится
шпильками. Масло проходит через кольцевой канал /, образован-
ный в задней половине вкладыша, и далее поступает через две
щели 2 в продольные канавки на каждой стороне вкладыша. В на-
правлении окружности канавки сходят на нет в сторону вращения.
Канавки простираются почти на всю длину вкладыша. Во вкладыше
предусмотрено отверстие 3 для замера температуры.
133
Опорный подшипник скольжения в горизонтальных насосах
часто снабжен сферической опорной поверхностью. Вкладыш залит
баббитом и имеет разъем в плоскости оси вала. Проворачивание
. вкладыша предотвращается ввернутыми во вкладыши установочными
винтами, которые своими свободными концами входят в отверстие
крышек корпусов подшипников.
В наружных подшипниках предусматривается уплотнение для
защиты от влаги и устранения возможных протечек масла из под-
шипника. Уплотнение состоит из на-
Рис. 74. Опорный вертикаль-
ный подшипник скольжения
с принудительной смазкой.
саженного на вал маслоотбонного
кольца, образующего небольшой за-
зор с цилиндрической поверхностью
корпуса, на которой предусмотрены
лабиринтовые канавки.
Отношение— в подшипниках су-
d
довых насосов с принудительной смаз-
кой не превышает единицы. Величина
зазора зависит от диаметра подшип-
ника, вязкости применяемого масла,
скорости и т. п. и находится в пре-
делах от 0,1 до 0,15 мм на диаметр.
Чем больше вязкость, тем больше до-
пускается предельная температура.
Чем меньше допускаемая температура
масла в подшипнике, тем большими
'должны быть приняты зазоры для про-
пускания большего количества смазки.
Это приводит к увеличенному расходу
масла и к возникновению вибрации.
Для восприятия осевого усилия
в насосах иногда устанавливают
упорный подшипник скольжения Колодочного типа (рис. 75), анало-
гично применяемым в турбоприводах вспомогательных механизмов.
Четыре упорные колодки 1 -с баббитовой заливкой посредством
штифтов 2 укреплены в двух обоймах 3. Обоймы с колодками и про-
межуточной планкой 4 установлены в подковообразном корпусе 5
и укреплены в нем посредством угольников 6. Колодки и обоймы
благодаря выступам на тыльных сторонах могут свмоустанавли-
ваться при вращении вала. Корпус от проворачивания удержи-
вается угольником 7. Толщина баббитовой заливкн предусматри-
вается меньше осевого зазора в облопатыввиии турбины; поэтому
при внезапном расплавлении баббита упорных колодок упорный
гребень сядет на бронзу колодок и касания рабочих лопаток с на-
правляющими не произойдет.
На рис. 76 показан упорный внутренний подшипник горизон-
тального насоса. Подшипник состоит из стального гребня /, наса-
134
женного на вал, и двух комплектов упорных колодок 2 по шесть
с каждой стороны, расположенных в специальном держателе.
Колодки выполнены из бронзы и залиты с лицевой стороны баб-
битом. На тыльной стороне колодки установлен стальной штифт 3
для контакта между колодкой и упорным кольцом 4. Штифт закруг-
Рис. 75. Упорный вертикальный подшипник скольжения с прину-
дительной смазкой.
лен так, что он может слегка поворачиваться в любом направлении
и таким образом автоматически занять новую позицию, наиболее
полно удовлетворяющую созданию масляной пленки при различной
нагрузке, скорости и вязкости.
Сферическая опорная поверхность упорного кольца позволяет
ему самоустанавливаться при небольших нарушениях центровки;
благодаря этому обеспечивается равномерное распределение на-
грузки между колодками при всех условиях работы насоса.
135
Рис. 76. Упорный горизонтальный
подшипник скольжения с принуди-
тельной смазкой.
Упорный подшипник при помощи шайб устанавливается с сум-
марным зазором 0,25—0,35 мм для обеспечения масляной пленки
и для возможности перемещения вала ори его расширении.
Масло подается непосредственно из магистрали через отверстие
в корпусе подшипника в обе камеры подшипника; оттуда вдоль
вала оно направляется к гребню. Пройдя подшипник, масло попа-
дает в пространство, окружаю-
щее гребень, и оттуда—в слив-
ную линию. Отверстие располо-
жено вверху, поэтому подшйп-
ник всегда залит маслом.
В резервуаре, расположен-
ном в нижней части корпуса под-
шипника, содержится маслов ко-
личестве, обеспечивающем на-
дежную смазку упорных поверх-
ностей при пуске насоса до тех’
пор, пока число оборотов наве-
шенного масляного насоса не
ствиет достаточным для подачи
масла в подшипник.
Если из-за большой окруж-
ной скорости не может быть
применена консистентная смаз-
.ка, а также затруднено приме-
нение подшипника с водяной
смазкой, например в вертикаль-
ных питательных насосах, то
устанавливается нижний вынос-
ной подшипник с масляной смаз-
кой, который помещают в масля-
ную ванну, омываемую охла-
ждающей водой.
Вал насоса в месте выхода
его из корпуса нижнего подшип-
ника надежно уплотняется,
чтобы в него не попала трюмная вода, в особенности при креке и
неработающем насосе. В этом случае принудительную смазку при-
менить трудно, так как по условиям расположения маслосборника
отиод масла из нижнего подшипника в маслосборник либо невоз-
можен, либо очень затруднен.
Подшипники скольжения с консистентной и водяной смазкой.
Опорные подшипники в вертикальных насосах являются направ-
ляющими, так как они не несут нагрузки (в частности на расчетном
режиме). При небольших окружных скоростях, примерно до
7 м1сек — для вкладыша с баббитовой заливкой и до i-Mlcetc — для
бронзового вкладыша, часто применяется консистентная смазка
136
с автоматической или ручной подачей от масленок. Если характер
перекачиваемой жидкости допускает попадание в нее смазки, то
подшипники с консистентной смазкой располагаются внутри кор-
пуса насоса. Подшипник может быть расположен ниже колеса
или над колесом, при консольном исполнении. Желательно распо-
ложить подшипник так, чтобы противодавление на выходе смазки
из подшипника было наименьшим. Если нельзя избежать большого
противодавления, должны быть предусмотрены средства для его
преодоления и для устранения опасности вымывания смазки.
На рис. 26 показан подшипник с консистентной смазкой с противо-
давлением на выходе 8 кПслР. На валу, в месте его выхода из кор-
пуса подшипника предусмотрена нарезка в направлении, обратном
протеканию жидкости через подшипник: кроме того, на подводящей
трубке установлено запорное устройство, которое открывается
только при подаче смазки. Во вкладышах этих подшипников сде-
ланы три или четыре продольные канавки; если смазка подается
по середине, то в месте подачи смазки предусматривается кольце-
вая канавка. Для избежания больших потерь смазки продольные
канавки не доводятся до конца примерно на 5 мм. Если же смазка
подводится с торца, канавки не доводятся до конца только с одной
стороны. При непрерывной работе насоса маховики масленок еже-
дневно проворачивают на несколько оборотов.
Смазка для подшипников, установленных внутри насосов, пере-
качивающих морскую воду, считается пригодной, если она не рас-
творяется в воде.
Отношение длины вкладыша к диаметру — для подшипников
с консистентной смазкой находится в пределах от 1,8 до 2,5.
Если в качестве дополнительного направляющего подшипника,
помимо основного нижнего, применяется грундбукса сальника, то
для нее отношение — может быть меньшим: от 1,1 до 1,5.
В качестве пары трения применяется баббит — сталь (угле-
родистая или нержавеющая) или баббит — бронза.
Диаметральный зазор в подшипнике находится в пределах от
0.08 до 0,12 леи.
В судовых вертикальных насосах широко применяются под-
шипники скольжения с водяной смазкой. Эти подшипники распола-
гаются внутри корпуса насоса и смазываются самой перекачиваемой
водой либо, при сильней засоренности ее взвешенными частицами,
чистой водой, подводимой извне.
В качестве вкладышей применяется бронза с баббитовой залив-
кой или без нее, рёзииа, текстолит, лигнофоль, фторопласт, гра-
фит и др.
Для подшипников с металлическими вкладышами скорость тре-
ния не превышает 5 м/сек.. Применяются следующие сочетания пар
трения на водяной смазке: нержавеющан сталь и баббит, бронза
137
и баббит (для холодной воды), нержавеющая сталь и свинцовистая
бронза (для воды с температурой 100° С). Подшипники должны
надежно смазываться водой. Канавки для смазки выполняются
сквозными и чаще всего спиральными.
Диаметральный зазор равен в среднем 0,1—0,12 мм.
В судовых насосах часто используются резиновые вкладыши.
Резина имеет способность деформироваться и допускает прохожде-
ние абразивных частиц между упругой поверхностью вкладыша
и валом; инородные тела перекатываются по поверхности резинового
вкладыша, не разрушая поверхностей вкладыша и вала.
Рис. 77. Зависимость коэффициен-
та трения резины от скорости и
давления.
Удеяыюе ИаВленае_ (чм-
Рис. 78. Зависимость дефор-
мации резины от удельного
давления.
Износостойкость резины в несколько раз больше износостой-
кости баббитового вкладыша. Благодаря своей упругости резина
амортизирует во время работы и гасит возникающие вибрационные
явления-; она допускает-небольшие неточности в центровке.
Коэффициент трения резины невысок и зависит от скорости тре-
ния и удельного давления (рис. 77). Практически резиновые вкла-
дыши в судовых насосах применяются при окружной скорости до
€ м/сек и при удельном давлении не более 5—6 кТ/см\
К недостаткам резиновых вкладышей следует отнести их пло-
хую теплопроводность: повышение температуры вызывает быстрое
старение резины; опасно также попадание масла и нефти, делающих
резину липкой и мягкой. Для надежной работы резинового подшип-
ника требуется постоянный подвод охлаждающей и смазочной воды;
для этого на резиновом вкладыше, которым облицовывается лвтун-
ная или Цензовая втулка, делают 6—8 сквозных канавок, идущих
вдоль всего подшипника параллельно его оси. В поперечном сече-
нии канавка представляет собой фигуру, подобную треугольнику
с плавно скругленными углами.
138
Если вода подводится к середине подшипника, то необходимо
обеспечить свободный выход воды с обоих концов подшипника;
в середине вкладыша не должно быть застойной зоны, не омывае-
мой водой.
Резиновый подшипник работает на режиме полужидкостного
трения, так как вследствие попадания посторонних частиц, дефор-
мации вала или неточности сборки возможен разрыв смазочной
пленки.
Для вала или его облицовки при перекачивании насосом морской
воды применяют нержавеющую сталь, оловянистые бронзы, лучше
всего ОФ 10-1, монель-металл; при перекачивании пресной воды
вполне подходит хромистая сталь или хромированная углеродистая
сталь.
По литературным данным, одна и та же степень износа вала
наступала для углеродистой стали через 200 час., для бронзы
через 1000 час. и для нержавеющей стали через 2500 час.
Установившейся величины зазора, по данным практики, нет;
применяются зазоры до 0,3 мм на диаметр. В некоторых насосах
подшипники установлены с небольшим натягом.
Резиновые подшипники широко применяют в осевых насосах;
однако в центробежных насосах, в частности со спиральной каме-
рой, применение их должно быть ограничено, так как при наличии
бокового неуравновешенного усилия на -ротор из-за неравномерного
распределения давлений в спиральной камере на режимах, отлич-
ных от нормального, резиновый подшипник проседает; например,
проседание опоры при удельном давлении 5 кГ/си® при толщине
облицовки 10 мм (рис. 78) составляет 1 мм. При этом из-за перекоса
ротора выходит из строя шариковый опорно-упорный подшипник,
изнашиваются резиновый подшипник и уплотняющие кольца на-
соса и т. д.
Перекос ротора тем больше, чем меньше расстояние между под-
шипниками. В центробежных насосах, у которых вал спарен с ва-
лом электродвигателя гибкой муфтой, в особенности при консоль-
ном расположении колеса, это расстояние очень мало.
В осевых турбонасосах, где расстояние между подшипниками
велико, а вал жестко соединяется с валом привода и где поперечное
усилие теоретически отсутствует, применение резиновых подшип-
ников не приводит к столь нежелательным результатам-
Резиновые подшипники не следует применять и там, где воз-
можна хотя бы кратковременная работа насоса без воды.
Применяют также вкладыши из различных древесных пластиков,
например лигнофоля — фанерный шпон, пропитанный смолой.
Лигнофоль обладает высокими антифрикционными свойствами;
коэффициент трения 0.003—0,006 при р — 100 кГ/см* и окружной
скорости 1—2 м/сек. Он применяется в насосах для окружных
скоростей до 5 м/сек. Износоустойчивость лигнофоля значительно
выше, чему баббита. Недостатком лигнофолевого вкладыша является
139
плохая теплопроводность и необходимость обильной и постоянной
смазки, так как иначе он обугливается. Кроме того, лигнофоль
разбухает в воде примерно до Г5?6, что может привести к егорас-
прессовке и выходу из строя. В отличие от резинового подшипника,
который допускает применение смазочной воды с наличием приме-
сей, лигнофолевый подшипник можно устанавливать только при
смазке чистой водой.
В судовых насосах можно использовать и текстолитовые вкла-
дыши. Текстолит, так же, как и резина или лигнофоль, имеет пло-
хую теплопроводность, поэтому требует обильного подвода воды
(предельная температура смазочной воды — не более 80° С) и чув-
ствителен к перекосам, которые влекут за собой местное повышение
температуры и обугливание. Поэтому при текстолитовых вкладышах
нужно тщательно выбирать зазоры, так как при набухании тексто-
лита в воде величина зазора может измениться. Рекомендуемый
зазор — 0,003—0,004 от диаметра вала. Чтобы обеспечить жидко-
стное, а не полусухое трение, поверхность шейки ввла должна быть
тщательно отшлифована. В отличие от лигнофоля текстолит можно
применять при весьма больших скоростях.
Для вкладышей подшипников широко применяют материалы,
в состав которых входит в различных пропорциях графит, пористая
бронза (обычно фосфористая), а также синтетические материалы,
обладающие хорошими антифрикционными качествами и свойством
самосмазывания.
В последнее время стали внедрять подшипники, у которых на
поверхность шейки и вкладыша наплавляют металлокерамические,
как правило однородные сплавы, обладающие большой твердостью’
хорошей сопротивляемостью коррозии и жаростойкостью. Струк-
тура таких сплавов, например вольфрамового, представляет собой
зерна карбцда вольфрама (70—98%), сцементированные кобильтом
(30—2%); твердость по Роквеллу — 82—90. По некоторым лите-
ратурным данным, присутствие карбида бора повышает коррозион-
ную стойкость сплава в Морской воде.
Так как для обеспечения надежной работы этих подшипников
не требуется создания смазывающей пленки между трущимися по-
верхностями, они пригодны и для насосов, перекачивающих горя-
чую воду, которая обладает очень малой вязкостью. Подвод воды
необходим лишь для отвода тепла.
Благодаря исключительно большой твердости поверхностей
вкладыша и шейки попадающие между ними твердые частицы (пе-
сок и др.) размалываются, не повреждая при этом поверхности.
Поверхности трения должны быть обработаны с высокой степенью
чистоты.а диаметральный зазор должен быть небольшим,— 0,08 мм.
Износ таких подшипников значительно меньше, чем подшипников
с вкладышами из мягкого материала; при достижении определен-
ного ^предела, определяемого степенью шероховатости поверх-
ностей, износ в дальнейшем не прогрессирует. Нагрузочная спо-
140
собность подшипника характеризуется величиной ри = 10—13,
где р — удельное давление в кГ 1см2, ап — скорость трения в м!сек.
Хорошие результаты получены и для подшипников, у которых
на поверхность шейки наплавлен металлический сплав, а вкладыш —
из бронзы (при смазке чистой водой). Правда, такая пара имеет мень-
шую сопротивляемость износу, но зато стоит значительно дешевле.
В ряде насосов находят применение так называемые гидроста-
тические подшипники, принцип действия которых основан на сле-
дующем. К каждому участку вкладыша, разделенного продольными
симметрично расположенными канавками с большим поперечным
сечением, подводится вода под давлением не менее 3 кПсм*-, пройдя
через зазор между валом и вкладышем, вода попадает в канавку
и отводится в дренаж. При сдвиге ротора под действием какого-то
усилия зазор с одной стороны уменьшается, а с противоположной
увеличивается; при этом на участке вкладыша, где уменьшился
зазор, уменьшатся утечки и возрастет давление, а следовательно,
и усилие. На противоположной стороне вкладыша, наоборот,
утечки увеличатся и усилие станет меньшим. Благодаря этому
вал находится всегда в равновесном состоянии и не касается вкла-
дыша. Преимуществом такого подшипника является возможность
применять его для жидкостей любой вязкости при любых материа-
лах вкладыша и шейки, а также для загрязненной воды, так как
взвешенные частицы свободно проходит через зазоры и канавки
вкладыша. В момент пуска поверхности шейки и вкладыша под-
шипника находятся в контакте, однако это не приводит к каким-
либо серьезным повреждениям, а при подводе воды к подшипнику
от внешнего источнике (в больших насосах) условия пуска ста-
новятся более благоприятными, так как ввл давлением ноды отжи-
мается от- поверхности вкладыша.
Из-за большого расхода воды, проходящей через гидростати-
ческий подшипник, к. п. д. насоса будет более низким, в особен-
ности у небольших насосов.
Подшипники качения. В судовых центробежных насосах широ-
кое применение находят подшипники качения — роликовые и шари-
ковые. Для насосов очень ответственного назначения применяются
подшипники особого разбора, изготовляемые по обычной техноло-
гии, но с минимальными допусками.
Преимущества подшипников качения:
—	простота конструкции, в особенности упорных подшипников;
возможность уменьшить расстояние между опорами;
—	взаимозаменяемость деталей;
— меньший износ в уплотнениях, благодаря чему дольше
сохраняется высокий к- п. д.;
меньшие потери трения в подшипниках;
— возможность быстро заменить поврежденный подшипник;
— простота смазочной системы, в особенности у упорных под-
шипников.
141
В качестве упорных широко применяются радивльно-упорные
шариковые подшипники. В вертикальных насосах, наиболее рас^
пространенных на судах, находит большое применение сочетание
радиально-упорных шариковых подшипников, воспринимающих
осевую и радиальную нагрузки, с направляющим подшипником
скольжения, расположенным внутри корпуса насоса.
Для смазки подшипников качения пользуются или консистент-
ной, или жидкой смазкой. При высоких оборотах насоса следует
применять жидкую смазку, подаваемую в горизонтальных насосах
смазочными кольцами, а 'в вертикальных — посредством винтовых
каяавок и Других устройств. Уровень масла в подшипниках гори-
зонтальных насосов должен быть не выше уровня внешней обоймы
подшипника в нижнем положении.
На рис. 79 показана конструкция комбинированного подшипника
качения — упорного шарикового и опорного роликового, смазы-
ваемого жидкой смазкой.
Масло, заполняющее резервуар а, захватывается, втулкой 2
при ее вращении и попадает в трубку 3, непосредственно примыкаю-
щую к втулке с зазором 0,2—0,4 мм. Из трубки масло попадает
142
в канал 4 и через желобок 5 стекает на подшипники и смазывает их.
Масло охлаждается змеевиком ,/, расположенным в масляном ре-
зервуаре.
Другая конструкция подшипнике с жидкой смазкой, установлен-
ного на вертикальном валу, показана на рис. 98.
Преимущества подшипников с жидкой смазкой:
—	возможность легко отвести тепло, что особенно важно при
высоком числе оборотов насоса;
—	простота заполнения корпуса маслом и удаления масла из
корпуса;
—	простота контроля.
Консистентная смазка непригодна для насосов с высоким числом
оборотов, так как она сильно нагревается. Во избежание быстрого
нагрева корпус подшипника рекомендуется заполнять примерно
на 1/я или V, его объема.
При консистентной смазке не требуется-поддерживать постоян-
ный уровень смазки в корпусе подшипника. Кроме того, значительно
упрощается способ смазки и исключаются утечки.
Применение обычных шарикоподшипников ограничивается чис-
лом оборотов п — 3000 об/мин для вала диаметром 60 мм. При более
высоких значениях п и d необходимо применять подшипники луч-
шего качества, в частности с бронзовыми сепараторами. В настоя-
щее время в некоторых питательных - насосах (~7500 об/мин)
применяют прецизионные шарикоподшипники. Роликовые подшип-
ники применяются в тяжелонагруженных насосах, например в осе-
вых насосах креповой системы, грузовых и др.
Следует отметить, что подшипники качения создают значительно
больший шум, чем подшипники скольжения.	у
Для охлаждения масла чаще всего применяется водяное охла-
ждение корпуса подшипника. В тяжелонагруженных подшипниках
или в насосах, перекачивающих горячую воду, масло охлаждают
водой, идущей через змеевик, расположенный в маслосборнике.
34. Сальники
Уплотнение мест выхода ввла из корпуса насоса, в особенности
при высоком давлении и температуре жидкости или при глубоком
вакууме, —< задача серьезная и сложная. Неправильно спроекти-
рованное и изготовленное уплотнение может привести к большим
утечкам жидкости, что весьма нежелательно при перекачивании
питательной и питьевой воды и совсем недопустимо при перекачи-
вании летучих нефтепродуктов, проникновение которых в поме-
щение угрожает безопасности людей. Кроме того, плохое качество
уплотнения приводит к повреждению набивки и вала, а это вызы-
вает вибрацию и выводит из строя насос.
В судовых насосах применяют даа типа уплотнения: наби-
вочные сальники и механическое уплотнение-
143
Набивочный сальник (рис. 80). Набивочные сальники отли-
чаются простотой конструкции и не требуют особого обслуживания.
В корпусе насоса в месте выхода из него вала имеется коробка /,
куда вставляются разрезные набивочные мягкие или металлические
кольца 2, прижимаемые нажимной втулкой 3. Набивка, сжимаемая
втулкой, раздается в стороны и прижимается к поверхности вала
и к внутренней поверхности свльниковой коробки. Этим дости-
гается уплотнение зазора между вращающимся валом' и неподвиж-
ным корпусом. Вследствие пластических свойств набивки осевое
Рис. 80. Набивочный сальник.
давление сальниковой втулки преобразуется в радиальное. Давле-
ние в сальнике, изменяясь по его длине, достигает наибольшего
значения у нажимной Втулки.
Коэффициент трения набивки (0,02—0,01) зависит от сорта
набивки и состоивия поверхности вала. Сальниковое уплотнение
с числом колец больше семи в судовых насосах практически не
применяется, так как это приводит к быстрому износу вала на
участке, близком к нажимной втулке. Для надежной работы саль-
ника необходимо, чтобы через него вдоль вала -обязательно про-
текало некоторое количество жидкости для отвода тепла, выделяю-
щегося в результате трения, а также для смазки набивки.
Слишком большая течь через сальник нежелательна не только
из соображений эксплуатационных неудобств, но и потому, что
при этом вымывается графит или жир, и волокнистый материал
набивки остается без пропитки.
Удовлетворительная работа набивочного сальника зависит от
качества изготовления и установки набивки.
144
В месте разреза кольца поверхности его должны соприкасаться,
а стыки смежных колец должны быть расположены под углом 90—
180°; разрезать кольца следует острым ножом или при помощи
специального приспособления.
Для надежной работы набивочного сальника важно, чтобы биение
вала под ним было минимальным, желательно не выше 0,02—0,03 мм.
У насосов, работающих при большом давлении и высокой темпе-
ратуре, должны быть предусмотрены меры для защиты набивки от
быстрого износа и для обеспечения нормальной работы сальника.
Большое давление способствует быстрому износу мягкой набивки;
поэтому в таких случаях перед набивкой устанавливается уплот-
нительная разгрузочная втулка 4 длиной /. Жидкость проходкт
через небольшой радиальный зазор b (~0,2 лж) и отводится из
кольцевой камеры К, расположенной обязательно перед набивкой,
через линию /, на которой может быть установлен регулирующий
клапан. Когда клапан закрыт, потерь давления в зазоре нет и на-
бивка находится под полным давлением р; когда же клапан открыт,
вода, протекая через зазор длиной /, теряет давление, равное р„
и дааление, -действующее на набивку, будет уже равно pg. Если
требуемое из условий надежной работы сальника давление pg не
может быть достигнуто без больших потерь в виде утечек, то может
быть применено более сложное лабиринтовое уплотнение.
Фонарь (кольцос камерой К) при разгрузке сальника нив коем
случае не следует устанавливать посредине набивки, как это иногда
встречается на практике, так как вследствие уменьшения числа
колец при той же разности давлений каждое набивочное кольцо
до фонаря будет испытывать большее удельное давление, чем в слу-
чае отсутствия фонаря вообще; набивочные кольца при этом быстро
изнашиваются. Остальные набивочные кольца, наоборот, не будут
находиться под давлением и из-за отсутствия протечек и смазкй
сгорят, а вал будет поврежден. Кроме того, если жидкость отво-
дится в полость, где давление ниже атмосферного, то в насос через
сальник будет проникать воздух, который вызовет срыв подачи.
Разгрузочные втулки целесообразно применять тогда, когда
давление у сальника больше 10 кГ!см?. Специальные сорта наби-
вок позволяют применять разгрузку и при более высоком давлении
Место подвода воды из сальника должно быть выбрано так,
чтобы перепад давлений не был необоснованно большим, так как
это повлечет излишние потери и снижение к. п. д.; при горячей
жидкости место подвода утечек из свльника должно быть выбрано
с учетом недопустимости внезапного вскипания жидкости.
Если сальник расположен на стороне всасывания и давление
перед ним меньше атмосферного или незначительно его превышает,
то должна быть предусмотрена установка гидравлического затвора.
К установленному посредине набивки фонарю (см. рис. 80, б) —
кольцу с наружным и внутренним желобками и радиальными от-
верстиями между ними — подводится уплотняющая жидкость под
10
Б. М Певзнер
145
давлением, устраняющим возможность проТечек воздуха в насос
и обеспечивающим надежную смазку и охлаждение набивки и вала.
При перекачивании чистой холодной воды сальник уплотняется
самой перекачиваемой водой. Подача воды для уплотнения от
постороннего источника под давлением 1—2,5 кГ/см* осуществ-
ляется в тех случаях, когда давление нагнетания меньше 0,5 кГ!ся?
или когда перекачиваемая жидкость содержит примеси.
Давление перед свльником необходимо поддерживать постоян-
ным, так как колебания давления нарушают нормальную работу
набивки и вызывают увеличение утечек через сальник. Если саль-
ник отрегулирован на максимальное давление, то при меньшем
давлении утечек воды через него либо вовсе не будет, либо они
будут меньше, чем это требуется, вследствие чего набивка сгорит,
а поверхность вала под сальником будет повреждена.
Когда сальник отрегулирован на минимальное эксплуатационное
давление, то при повышенном давлении утечки сильно возрастут.
Если по условиям эксплуатации переменного давления перед саль-
ником избежать нельзя, так же, как нельзя добиться постоянного
значения его за счет конструктивных мер, например установки
предохранительно-перепускного клапана на линии I, то свльник
следует отрегулировать на минимальное дааление, допустив боль-
шие утечки.
В насосах, перекачивающих легкие нефтепродукты, для уплот-
нения сальников иногда применяют так называемый дифферен-
циальный клапан. К нему подводится вода и перекачиваемая жид-
кость. Вода из клапана попадает в сальник под таким давлением,
при котором обеспечивается постоянное превышение давления
перекачиваемой среды над давлением уплотняющей воды (0,3—
0,7 кГ/crf). При этом утечки перекачиваемой среды сводятся к ми-
нимуму. Утечки отводятся в отдельную сточную цистерну вместе
с водой, подводимой к нажимной втулке сальника.
Для насосов, перекачивающих горячую воду, предусматривается
охлаждение свльников; которое служит для ограничения потока
тепла от корпуса насоса к коробке сальника, для охлаждения воды,
поступающей к набивке по поверхности вала и для охлаждения
вала. Последнее достигается подводам холодной воды к нажимной
втулке сальника (рис. 80, а).
В судовых насосах в основном применяется наружное охлажде-
ние (рис. 81, а); при правильном выборе охлаждающей жидкости
может быть применено и внутреннее охлаждение (рис. 81, г).
На рис. 81, а показана охлаждающая камера простой конфигу-
рации; охлаждающая камера на рис. 81, б расположена на участке
вала перед набивкой, благодаря чему отвод тепла более эффективен
В случае высокого давления предусматривается отвод утечек.
На рис. 81, в показана система охлаждения, где применены оба
способа; кроме того, охлаждающая вода омывает также ребра,
предусмотренные на корпусе сальника.
146
Гак как в судовых насосах охлаждающей средой обычно яв-
ляется забортная вода, следует обратить особое внимание на то,
чтобы она не попала в насос; поэтому охлаждающую камеру делают
литой из цветного сплава.
К набивке свльника можно подавать и консистентную смазку от
колпачковой масленки вручную. Это часто применяется в судовых
консольных вертикальных насосах с установленным за колесом
внутренним опорным подшипником скольжения, когда смазка
подается одновременно и в подшипник и в сальник, или когда в мо-
мент пуска насоса в его корпусе по условиям эксплуатации не!
воды, или давление ее недостаточно.
При выборе материала набивки следует помнить, что чем набивка
мягче, тем лучше. Для холодной воды с умеренным давлением
Рис. 81. Системы охлаждения сальника.
перед свльником чаще всего применяется хлопчатобумажная на-
бивка, пропитанная маслом или графитом. Графито-асбестовая
набивка сравнительно мягкая, и пригодна для холодной, умеренно
горячей воды и для давлений до 15 кПсм*. Для горячей воды при-
меняется асбестовая набивка, а также набивка, усиленная резино-
вым или металлическим сердечником (из свинца, меди, влюминия).
В дорогостоящих судовых насосах вал под сальником всегда
защищен рубашкой.
В зависимости от давления воды, сорта набивки и характера
перекачиваемой среды рубашки изготовляют из бронзы или ствли.
Опыт эксплуатации показывает хорошую износоустойчивость
рубашек вала под сальником в насосах, перекачивающих заборт-
ную воду, если рубашки сделаны из оловянистой и в особенности
из оловянисто-фосфористой бронзы. Некоторые поставщики на-
сосов на основе опыта и наблюдений отмечают быстрый износ
бронзовых рубашек в паре с волокнистыми набивками. При пере-
качивании воды, имеющей t = 100° С, применяют рубашки из стали;
для ’питательных и конденсатных насосов рубашки изготовляют
из нержавеющей термически обрабатываемой стали.
У нажимных втулок сальников участок, который входит в ка-
меру сальника, должен иметь достаточную длину (не менее 5 лш).
10*
147
На судовых насосах втулки часто выполняются разъемными: это
удобно для замены набивки при сохранении минимальных габари-
тов. Обе половины стягиваются болтами, что делает втулку одной
жесткой деталью.
Сальниковые втулки не следует затягивать слишком сильно во
избежание нагрева при высоких скоростях и повреждения набивки
и вала. Лучше всего затягивать гайки сальника ключом, обеспечи-
вая достаточную плотность набивки, затем освобождать гайку
до тех пор, пока она сможет быть завернута от руки. Втулка должна
поджиматься равномерно, без перекоса. Шпильки свльниковой
втулки часто выполняются
I '"5 /	7 Iе ОТКИДНЫМИ.
-iL-f. / / /	/ Механическое уплотне-
i! L-ff II I «не. В насосостроении на-
..	w	ходит все более широкое
у — ~' t гта У- > применение так называе-
z-т——н—МЖл'...я ....	• i'.Mz \ мое торцовое механическое
М	/	уплотнение, обладающее
kJ	/	рядом преимуществ перед
ы	/	обычным набивочным саль-
JL______________________________/	ником.
Принципиальная кон-
Рис. 82. Типовое торцовое уплотнение,	струкция торцового меха-
нического уплотнения по-
казана на рис. 82. На вал насоса насажена подвижная в осе-
вом направлении и вращающаяся вместе с валом втулка 6,
охватывающая упругий элемент 5 (обычно — резиновое кольцо,
которое устанавливается на валу с натягом). Втулка распирается
пружиной 7, упирающейся в тарелку 8, и соприкасается с торцовой
плоскостью неподвижного кольца 4, устанавливаемого на про-
кладке 3 и предохраняемого от проворачивания штифтом 2. Про-
кладка представляет собой плоское резиновое кольцо либо рези-
новый шнур круглого сечения. В крышке 1 предусмотрено отверстие
для подвода перекачиваемой среды с целью охлаждения.
Такие уплотнения применяются, в частности,- в грузовых насо-
сах. Втулка, кольцо и пружина вращаются вместе с валом.
Возможность утечек устранена благодаря постоянному кон-
такту поверхностей втулки и кольца, создаваемому усилием от
давления воды н пружины. Это постоянно действующее усилие
перемещает втулку при износе уплотняющих поверхностей. Утеч-
кам вдоль вала препятствует резиновое кольцо 5.
Надежная работа такого уплотнения может быть обеспечена
при соблюденвн следующих условий:
а) уплотняющие поверхности должны быть хорошо обработаны
и притерты, так как при этом уменьшается коэффициент трения
и вероятность непосредственного контакта поверхностей. Учитывая
стремление смазочной пленки между поверхностями к разрыву,
148
при конструировании уплотнения не следует рассчитывать на
наличие между ними полной смазки;
б) для втулки и кольца 4 должны быть выбраны соответствую-
щие материалы. Хорошие результаты получаются при изготовле-
нии одной детали из бронзы, текстолита или графитизированного
угля, а другой — из закаленной стали, чугуна или бронзы.
Угольные кольца более пригодны для жидкостей с малой смазоч-
ной способностью, например воды. Преимуществом угля является
его свойство образовывать
твердую полированную по-
верхность с малой сте-
пенью износа. Для масел,
обладающих хорошей сма-
зочной способностью, впол-
не пригодна бронза, кото-
рая и при перекачивании
воды также показала хо-
рошие эксплуатационные
качества. Бронзу целесооб-
разно применять высоко-
свинцовистую или анти-
фрикциовную.
Вращающуюся деталь
нужно выполнять из более
твердого материала, чем
материвл неподвижной де-
тали, в особенности в кон-
струкции, где неподвижная
деталь не устанавливается
Ж»
Рис. 83. Торцовое уплотнение с гибким
элементом: а — неразгруженное; б — раз-
груженное.
на прокладке и, следова-
тельно, не обладает способностью самоустановки. Это вызывается
тем, что при неперпендикулярном положении уплотняющей поверх-
ности по отношению к оси вращения, во избежание утечек, коррек-
ция поверхности должна происходить в неподвижной, а ие во вра-
щающейся детали;
в) при наличии в плоскостях трения относительно большого
крутящего момента втулка должна быть соединена с валом
шпонкой или штифтом. Это удлиняет срок службы упругого эле-
мента;
г) в ответственных конструкциях упругий элемент целесооб-
разно выполнять в виде сильфона или гофра (обычно из синтети-
ческой резины), который при износе поверхностей уплотнения поз-
воляет получить бесфрикционное осевое перемещение уплотнения
по валу. При расчете должно быть учтено эффективное сечение
гофра, обеспечивающее требуемое усилие на поверхность уплотне-
ния от давления уплотняемой жидкости. Такое уплотнение пока-
зано на рис. 83, а. Здесь вращение от вала передается втулке 1
через кольцо 3 и обойму 2, которая жестко связана с кольцом
и втулкой. Предохранительное кольцо 5 устраняет возможность
прогиба гофра 6 и касания его с валом; между неподвижным коль-
цом 4 и корпусом насоса нужно устанавливать прокладку доста-
точной толщины, чтобы обеспечить самоустановку кольца в случае
перекоса;
д) пружина должна быть рассчитана на усилие, достаточное
для удержания поверхностей в контакте, в частности при нерабо-
тающем насосе; это усилие зависит от вязкости среды и типа уплот-
нения.
Для давлений сверх 15 кГ;'см* целесообразно применять разгру-
женное уплотнение (рис. 83, б). Преимущества этого типа уплотне-
ния в увеличении срока службы уплотнения (так как с уменьше-
нием удельного давления уменьшается износ поверхностей), в не-
чувствительности к гидравлическим ударам, пульсации и т. п.
Кроме того, разгруженное уплотнение позволяет уменьшить за-
трачиваемую мощность на потери трения. В торцовом уплотнении
обычного типа удельное давление равно полному давлению среды
плюс давление от усилия пружины
₽,"=₽. + Ри,	(230)
В разгруженном уплотнении удельное давление
о — Рс (^~~^) 1 „	/9311
Ру----2-----7 гРир-	(*51)
— <ft,
Преимущества торцового механического уплотнения перед на-
бивочным сальником:
—	• автоматическое действие, не требующее регулировки и тща-
тельного ухода;
—	сведение к минимуму утечек жидкости и уменьшение потерь
мощности на трение;
Мощность, потребляемая уплотнением, остается всегда постоян-
ной, в то время как в набивочном сальнике ее величина изменяется
в зависимости от степени затягивания набивки;
—	длина уплотнения меньше, чем у набивочного сальника,
в особенности рассчитанного на высокое давление;
—	возможность применять этот вид уплотнения для высоких
давлений, в то время- как при набивочных сальниках для высоких
давлений приходится, как правило, устанавливать специальные
разгрузочные втулки, что приводит к дополнительным внутренним
утечкам и усложнению конструкции;
—	отпадает необходимость насаживать на вал рубашку под
сальник.
Недостатком механического уплотнения является необходи-
мость особо тщательного его изготовления. При биении или вибра-
150
ции вала механическое уплотнение работает плохо, что пока не-
устранимо.
Надежной работе механического торцового уплотнения в на-
сосах способствуют благоприятные условия охлаждения перека-
чиваемой жидкостью; благодаря тому, что уплотнение находится
в жидкости, устраняется возможность перегрева его деталей и обес-
печивается наличие смазочной пленки между трущимися поверх-
ностями уплотнения при хорошей их обработке. Даже при износе
поверхностей в определенных пределах аварии механизма не на-
ступает
Часть третья
НАСОСЫ СИЛОВЫХ УСТАНОВОН И СИСТЕМ
Глава 11
КОНДЕНСАТНЫЕ НАСОСЫ
35.	Основные параметры
Конденсатные насосы служат для удаления из конденсатора скон-
денсировавшегося пара и подачи его либо в приемную частъпита-
тельного насоса, либо в деаэратор, в зависимости от системы питания.
Расчетная п р о и з в о ди те л ь н о с т ь конденсатного
насоса складывается из производительности при максимальной
нагрузке, количества рециркулирующей воды ври этой нагрузке
(если она предусмотрена схемой регулирования) и некоторого
запаса, учитывающего неравномерность подачи в эксплуатационных
условиях, например при крене судна.
В случае крена судна и боковом расположении насоса произво-
дительность его при уменьшении подпора падает, и насос может
сорвать. При полной нагрузке это может привести к переполнению
конденсатора, в который будет беспрерывно поступать пар. Поэтому
очень важно, чтобы насос при возвращении конденсатора'в нор-
мальное положение и крене судна в другую сторону смог отка-
чать большие массы воды.
Для конденсатных насосов, устанавливаемых на судах транс-
портного флота, расчетная производительность, как правило, при-
нимается равной 150% от нормальной нагрузки.
Напор насоса должен быть принят без чрезмерного за-
паса. Благодаря относительно малому числу оборотов размеры
рабочих колес у конденсатных насосов получаются большими, чем
у обычных. Поэтому завышенный напор приводит к сильному уве-
личению габаритов и веса насоса, а также снижению его экономич-
ности. Напор конденсатных насосов, по данным практики, нахо-
дится в пределах 20—85 ж вод. ст., в зависимости от системы пита-
ния, в частности от типа и расположения деаэратора. Величина
этого напора определяется потерями в трубопроводах и теплообмен-
ных аппаратах, значениями вакуума в конденсаторе и давления
в деаэраторе, а также высотой подъема деаэратора.
Одним из важнейших параметров является число обо-
ротов; для конденсатных насосов допустимое число оборотов,
152
определяемое по формуле (123), будет значительно меньше, чем
для обычных насосов, из-за небольшого значения Hs„. Для повыше-
ния числа оборотов рабочее колесо первой ступени выполняется
специального профиля, чем достигается увеличение кавитацион-
ного коэффициента С. Допустимое число оборотов зависит от про-
изводительности и избыточного напора всасывания Н1. При одном
и том же значении Hst допустимое число оборотов будет тем больше,
чем меньше производительность, и колеблется в пределах от 1000
до 3500 об/мин. Располагаемый геометрический подпор у конден-
сатных судовых насосов находится, как правило, в пределах от
0,5 до 0,8 м, в среднем —0,6 м; для насосов, обслуживающих вспо-
могательные конденсаторы, подпор, в случае необходимости, может
быть большим.
При работе насоса насрывных кривых подпор следует выби-
рать с учетом характера этих кривых и условий эксплуатации.
Чрезмерный, по отношению к требуемому, располагаемый подпор
при регулировании перепуском вызывает увеличение потребляемой
мощности и размеров перепускной линии. Рассчитывать насос на
очень малый, заниженный геометрический подпор не всегда целе-
сообразно, так как это приводит к повышению габаритов и веса.
Опасность (в условиях эксплуатации) захвата насосом воздуха
из конденсатора, когда уровень воды в конденсаторе очень низок,
в особенности при крене, может вынудить принять располагаемый
подпор большим, чем тот, на который насос рассчитан и который
обеспечивает надежную работу насоса в нормальных стендовых
условиях; это означает, что применение конденсатного насоса, рас-
считанного на меньший подпор, явилось бы неоправданным. При
расчете конденсатного насоса переохлаждение принимают равным
нулю для всей области нагрузок.
Рассольные насосы в испарительных установках вакуумного
типа, предназначенные для удаления рассола из корпуса испари-
теля, работают в таких же условиях всасывания, как и конденсат-
ные. Однако при их эксплуатации стенки каналов рабочего колеса
с течением времени покрываются накипью — отложениями солей.
Образование накипи тем интенсивней, чем выше температура рас-
сола (обычно 70° С), поэтому при выборе ширины колеса рассоль-
ного насоса необходимо исходить прежде всего из условий умень-
шения вредного влияния накипеобразования, а нс обеспечения опти-
мального режима работы.
Так как производительность рассольных насосов испарительных
установок небольшая, то ширина канвла при обычных рекомен-
дуемых углах рЕ = 22° получается небольшой, и насос приходится
часто'разбкрать для чистки; желательно, чтобы ширина канала
была не меньше 5 мм, а угол р2 = 10—12°. Из сравнения треуголь-
ников скоростей (рис. 3), видно, что чем меньше угол Pg, тем меньше
скорость ст при одних и тех же значениях ut и cf(j, т. е. при
153
Наименование
Тип насоса
Привод
Производительность
Напор полный
Подпор геометриче-
Число оборотов
Коэффициент быстро-
ходности
Скорость на входе в
колесо
Скорость окружная
у входа на лопатки
Кавитационный коэф-
фициент
К- п. д. насоса
Диаметр колеса
Скорость во всасы-
вающем патрубке
Скорость в напор
ном патрубке
Система питания
Основные данные некоторых
Размер	На			
ность	1	1 2	1 3	3
—	В1	Г1	1 В2	В2
—	т	т	Т	т
мя/час	330	225	113	-
м. вод.	75	27	38	30 
ст.			19	11
Л1	1,5		0,4 mtn	0,6
об/мин	1250	2000	1070	’1175
-	55	78	86	114
MfdK	1,15	0.9	0,98	—
м/егк	20	17.5	4,2	—
	1600		2140 ‘	1450-
	0,02		0,021	0,055
ио	55		61	57
м	0,62	0,254	0,350	0,28 0,32
м{сек	0,9	0.85	0,77	0,45
м/сек	2,6	2,1 '	2,5	1.8
	Закры- деаэра- тором	Без деаэра- тора, сухой коиденса-	Закры- тая с деаэра- тором 1	Без деаэра-
В — вертикальный; Г—горизонтальный; Т—турввпривод; Э—
2.	Подо^рВстетЗ"еНЧЯТЫВ' даУхколес,,ый- каждое колесо с двусторонним всасы
3.	Быстроходность, скорость и кавитационный коэффициент указаны для первой
4,	Кавитационный коэффициент дан для избыточного давления. определяемого по
5.	Для двухступенчатых наеосов в знаменателе указан напор первой ступени
155
одинаковом напоре; следовательно, Ьй может быть принято большим.
Если величину Ьв при = 22° принять больше расчетной, это при-
ведет к увеличению оптимальной производительности и потребляе-
мой мощности на спецификационном режиме.
Приведем сравнительные данные испытаний двух насосов, по-
казывающие влиивие угла 32 на выбор ширины канала fe2:
I Q — 4 м3/час, Н = 45 м вод ст.; п = 3000об/мин, Ь2 — 3,5 мм;
[г - П°; £>2 — 185 лои; я — 85%,
I! Q = 4 м*!час. Н = 40 м вод ст ; п = 3000 об/мин, 62=1 мм;
Рг = 27“; D2 = 172 мм; v,=3i%
Основные характеристики и расчетные данные некоторых судо-
вых конденсатных насосов приведены в табл. 1.
36.	Условия всасывания и характеристики
Расчет конденсатных насосов производится из условий их ра-
боты с очень небольшим избыточным давлением на всасывании над
давлением насыщенного пара откачиваемого конденсата. Это вы-
звано тем, что вода в кон-
денсаторе находится в со-
стоянии, близком к кипе-
нию, и давление на поверх-
ности всасываемой жидко-
сти равно упругости пара.
Следовательно, атмосфер-
ное давление, которое дей-
ствует на поверхность жид-
кости, забираемой обыч-
ным насосом из открытого
резервуара, в данном слу-
чае не может быть исполь-
зовано для создания по-
тока жидкости к касосу и
преодоления всех потерь на
линии от конденсатора до
насоса. Для этой цели
в конденсатном насосе, мо-
жет быть использован толь-
ко геометрический напор Hs — высота столба жидкости от уровня
воды в конденсаторе до оси рабочего колеса. Поэтому конден-
сатный насос следует расположить как можно ниже (рис. 84).
Для лучшего уяснения процессов, происходящих в насосе во
время эксплуатации, целесообразно пользоваться понятием избы-
точного напора всасывания — уравнение (111)
156
При одинаковом ps t) значение будет тем больше, чем меньше
ра, т. е. чем ниже температура конденсата, что соответствует боль-
шему переохлаждению. Для каждого режима работы насоса,
характеризуемого производительностью Qa и т. д., существует,
как известно, какое-то свое минимальное значение W П11п, ниже
которого начинается местное вскипание жидкости и возникает
кавитация. Это значение ff4vn)ln зависит от конструкции насоса
и соответствует максимальному динамическому падению давления
в потоке в непосредствен-
ной близости от входной
кромки лопатки.
Геометрический подпор,
соответствующий мини,
мальному значению 77Svinjn
принято называть сво-
бодным подпором
всасывания f/sc.
Обычный центробеж-
ный насос работает вне ка-
витационной области и
только с одной основной
характеристикой Q—И при
данном постоянном числе
оборотов; получение такой
характеристики возможно
лишь в том случае, если соответствующий ей свободный подпор
всасывания будет больше некоторого значения /7.св.
В отличие от обычных центробежных насосов судовые конден-
сатные насосы часто работают в кавитационной области и при этой
имеют целое семейство так называемых срывных характе-
ристик Q—Н; каждому определенному значению //8С соответ-
ствует вполне определенная срывная характеристика.
Как видно из рис. 85, производительность внезапно падает
(примерно при одном и том же напоре для всех характеристик), что
выражается в резком падении срывных характеристик. Чем меньше
тем меньше степень нагрузки —, т. е. отношение текущей
производительности к производительности на оптимвльном ре-
жиме.
При достижении определенного минимального значения
подача жидкости насосом полностью прекращается— насос «сры-
вает».. Значение зависит от конструкции насоса и условий
эксплуатации. Срыв насоса наступает также тогда, когда полный
напор насоса падает ниже определенной величины Hmin. Вели-
чина //min зависит от конструкции насоса, производительности
157
и числа оборотов; она бывает тем больше, чем меньше Нл, т. е
чем меньше —.
<2..
Таким образом насос может надежно и устойчиво работать лишь
с теми значениями производительности и напора, которые нахо-
дятся в области, ограниченной основной характеристикой Q—H
и кривой, проходящей через значения
Здесь насос, несмотря на наличие кавитации, может работать
без шума и сотрясений и без разрушения деталей насоса - рабочего
колеса и корпуса.
Иновда внутри этой области имеются зоны (см. заштрихованную
часть на рис. 85), непригодные для устойчивой работы.
Если характеристика сети R проходит через область, в которой
нельзя обеспечить надежную работу насоса, то этой характеристике
можно првдать, например, положение Rlt установив на напорной
линии насоса клапан, искусственно повышающий сопротивление
с уменьшением производительности.
Qmin и Qmax — минимальная и максимальная производитель-
ности, которые могут быть гарантированы для данной характери-
стики сети, пересекающей приемлемую область работы насоса.
Только некоторые специально отработанные конструктивные типы
конденсатных насосов могут работать в зоне местной кавитации
без разрушения материала колес или других деталей. Возможность
устойчивой работы в области местной кавитации зависит также рт
конфигурации асасывающей сети и расположения и размера кон-
денсатосборника. Следует предусмотреть, чтобы при минимальной
производительности насоса в конденсатосборнике сохранялся ка-
кой-то уровень воды.
Работа насоса в области местной кавитации может быть реко-
мендована только после экспериментальной проверки его совместно
с конденсатором и всасывающим трубопроводом на опытном стецде.
37.	Регулирование
Регулирование производительности конденсатных насосов за-
ключается в уравновешивании напора насоса и сопротивления
системы для любой производительности и может быть осуществлено
одним из следующих способов:
—	дросселированием в напорной линии насоса или перепуском
жидкости в конденсатор (внешнее регулирование);
—	изменением числа оборотов;
—	саморегулированием, при котором с изменением уровня воды
в конденсаторе изменяется и подача насоса (внутреннее регулиро-
вание).
Дросселирование. При этом способе регулирования произво-
дительность, как известно, изменяется за счет закрытия клапана,
установленного в напорной сети насоса.
158
В системах питания с деаэратором импульсом, воздействующим
на регулирующий клапан за конденсатным насосом, является из-
менение уровня в конденсаторе; в закрытой системе питания без
деаэратора дросселем является автомат питания, так как конден-
сатный насос подает воду непосредственно в приемную часть пита-
тельного насоса.
На рис. 86 показаны эксплуатационные характеристики кон-
денсатного насоса при дросселировании. При деаэрационной уста-
новке конденсатор снабжен поплавковым регулятором уровня.
Рис. 86. Регулирование конденсатного насоса
дросселированием.
который воздействует на расположенный за насосом клапан П
непосредственно или посредством какого-либо устройства, напри-
мер сервомотора, соединенного с воздушной магистралью. Для
очень малых нагрузок предусмотрен ручной рециркуляционный
клапан М. При снижении уровня ковденсата с уменьшением на-
грузки поплавковый регулятор прикроет клапан П; если линия 7?
выражает характеристику сети при полностью открытом клапане,
а точка а является расчетной на характеристике Q—H, то уже при
полной нагрузке клапан частично закрыт и характеристика сети,
сместившись влево, займет положение Rr. С дальнейшим умень-
шением нагрузки характеристика сети будет все более смещаться
влево; отрезки аа1г bbr и другие соответствуют падению давления
в клапане для разных нагрузок, а точки А к В указывают, какой
располагаемый подпор соответствует этим нагрузкам.
Таким образом, положение поплавкового регулятора всегда
обеспечивает такой регулируемый уровень в конденсаторе, прн
159
котором располагаемый подпор на всасывании (кривая CD) всегда
больше свободного подпора всасывания (кривая рабочая
точка находится на основной характеристике Q—Н, отвечающей
условиям бескавитационной работы насоса.
Регулирование дросселированием комбинируется с регулирова-
нием уровня конденсата в конденсаторе по схеме закрытого питания.
Переполнение конденсатора в этой схеме устраняется следую-
щим образом: на входе в деаэратор предусмотрен клапан, который
при нормальных условиях всегда открыт полностью, и начинает
прикрываться при сильном повышении уровня конденсата в деаэра-
торе от воздействия поплавкового регулятора. Закрытие клапана
уменьшит подачу конденсатного насоса, уровень в конденсаторе
повысится, и поплавковый регулятор уровня в конденсаторе от-
кроет перепускной клапан (выполненный заодно с регулирующим),
благодаря чему насос подает излишнее количество конденсата
в резервную питательную цистерну. Кривая ххг соответствует поло-
жению уровня в конденсаторе при работе насоса через перепускной
клапан. Когда уровень достигнет точки х, перепускной клапан
начнет открываться, и будет полностью открыт при уровне, соот-
ветствующем хх.
Эксплуатационные характеристики насоса, расположенного
в системе питания без деаэратора, не отличаются от характеристик,
рассмотренных выше. Регулирующим клапаном в данном случае
является автомат питания на напорной линии питательного насоса.
Типовая конструкция регулятора закрытого питания показана
на рис. 87, а. Условия всасывания в таком насосе следующие.
Уровень воды в конденсаторе удерживается в известных пре-
делах благодаря действию регулятора закрытого питания, поплавок
160
которого воздействует на клапан избытка питания 1 и на клапан
недостатка, или добавочного питания 2.
Когда поплавок находится в нижнем положении, клапан «не-
достатка» питания 2 открыт и конденсат из теплого ящика идет
в конденсатор; когда поплавок находится в верхнем положении,
то насос через клапан «избытка» питания / подает ковденсат в теп-
лый ящик из конденсатора.
Полная траектория поплавкового регулятора делится на три
зоны: верхняя зона х отвечает постепенному открытию клапана
«избытка» питания из положения полного закрытия — уровень 71»
до положения полного открытия ~'2. Когда поплавок* находится
в средней зоне у, оба клапана закрыты; в пределах этой зоны воз-
можны небольшие изменения уровня конденсата без непрерывного
перемещения клапана. Нижняя зона z соответствует перемещению
клапана «недостатка» питания из положения полного закрытия v s
в положение полного открытия 7*. Кривые АВ и Л1В1 показывают
соответственно регулируемый уровень при открытии кла-
панов.
Разность между значениями подпора, отвечающими кривым А В
или AtBlt и подпором, определяемым кривей свободных подпоров
всасывания (линия CD), представляет собой при любой данной про-
изводительности запас в давлении на всасывании для предотвраще-
ния кавитации. При максимальной производительности этот запас
равен ВХО. Такие условия работы встречаются очень редко, напри-
мер при внезапной остановке главной машины.
Преимущество дросселирования заключается в том, что оно
всегда обеспечивает устойчивую бескавитационную работу насоса
и надежную работу теплообменного оборудования, установленного
в системе. Однако такое регулирование не всегда может быть при-
менено в чистом веде, так как при малых нагрузках количество
откачиваемого конденсата может оказаться недостаточным для
охлаждения паровоздушной смеси в холодильнике эжектора и
обеспечения необходимого вакуума. Поэтому часто применяют
комбинированное регулирование.
Дросселирование и перепуск. Дросселирование не может быть
применено для конденсатных насосов, работающих на срывных
характеристиках, т. е. в условиях кавитации. Изменение напора
в этом случае влияет на производительность насоса только после
превышения определенного значения напора.
На рис. 88 изображены схема конденсационной установки с ком-
бинированным регулированием и эксплуатационные характери-
стики конденсатного насоса. Поплавковый регулятор уровня воз-
действует на реле 1 и 2, находящиеся под давлением воздуха или
воды в магистрали 3. При снижении уровня реле 1 закрывает дрос-
сельный клапан D, в результате чего снижается производительность
насоса.
11 Б. м Певзнер	*^1
Реле 5 настроено так, ЧТО при достижении заданного уровня
в конденсаторе и соответствующей ему производительности Ош<а
начинает открываться рециркуляционный клапан М. Дальнейшее
падение уровня сопровождается все большим прикрытием клапана
D и открытием клапана М- Таким образом в интервале изменения
провзводительности от С111ахдо Qmin, еще обеспечивающей требуе-
мый вакуум в конденсаторе, регулирование осуществляется дрос-
селированием; в этом случае характеристика сети перемещается из
положения в положение Rt.C падением нагрузки ниже Qmjn, нап-
ример до Qi (характеристика сети /?Е), на рециркуляционной
линии начинает открываться клапан М, и сопротивление этой
линии выразится кривой г. Клапаны должны быть отрегулиро-
ваны так, чтобы при любой нагрузке сумма Qr и Q равнялась
Достоинством этой
схемы является возмож-
ность обеспечить бескавита-
ционную работу насоса и
уменьшить потребляемую
мощность; недостатком—
усложнение схемы регули-
рования.
Изменение числа оборо-
тов, Соответствие между
количеством поступающего
и удаляемого конденсата
достигается за счет измене-
ния положения характери-
стики насоса Q—/7; при
Рис. 88. Комбинированное регулирование этом рабочая точка нахо-
дросселированием и перепуском.
дится неизменно на харак-
теристике сети и опреде-
ляется пересечением ее с характеристиками насоса Q—Н. Регулиро-
вание может быть плавным, автоматическим, когда число оборотов
изменяется, например, с изменением уровня в конденсаторе путем
воздействия поплавкового регулятора на привод насоса (паровпуск-
ной клапан, пусковой реостат и т. д.). Число оборотов можно также
установить от руки.
Нормальное регулирование изменением числа оборотов должно
обеспечить работу без кавитации (вне срывных характеристик).
Саморегулирование. Такой способ регулирования можно реко-
мендовать только после обстоятельной опытной проверки его на-
дежности применительно к каждому конструктивному типу насоса
и системы.
Саморегулирование без п е р е п у с к а. Из пре-
дыдущего следует, что конденсатный насос с изменением уровня
и соответственно изменяет свою характеристику. На рис. 89
162
показаны эксплуатационные характеристики конденсатного насоса,
работающего в системе питания со свободным подпором всасывания.
Насос работает при отсутствии контроля уровня воды в конден-
саторе. Линия Q—— кривая свободных подпоров всасывания,
Q—И — основная характеристика, соответствующая работе на-
соса при достаточном давлении всасывания; В — характеристика
сети; Нст — статическая часть напора, равная разности уровней
и давлений в конденсаторе и деаэраторе; Q—N — кривая потребляе-
мой мощности.
Точки Ол и 61, расположен-
ные соответственно на харак-
теристике насоса Q—Н и ха-
рактеристике сети /?, отве-
чают производительности на-
соса соответствующей
полной нагрузке установки.
На этом режиме насос рабо-
тает со свободным подпором
всасывания HItl. Если с умень-
шением нагрузки количество
поступающего конденсата
уменьшится до Q2, то уровень
воды в конденсаторе понизит-
ся, так как насос, работающий
С ПОСТОЯННЫМ ЧИСЛОМ оборотов Рис. 89. Саморегулирование конденсат-
и неизменной характеристи- «ого насоса без перепуска,
кой сети В, в первый момент
продолжает еще подавать количество конденсата, равное Qt. Со сни-
жением уровня уменьшается значение и срывная характери-
стика отклоняется влево до тех пор, пока производительность
насоса не станет равной Qs, соответствующей новому равновесному
состоянию. Свободный напор всасывания при этом режиме равен
При увеличении количества кондевсата, поступающего в кон-
денсатор, от Qj до Q2, процесс идет в обратном направлении: уровень
воды в конденсаторе поднимается до тех пор, пока не обеспечит
свободный подпор всасывания Ц№1 и срывную характеристику,
пересекающую характеристику сети В в точке Ьг. Как видно из
рисунка, насос сам автоматически регулирует производительность,
следуя кривой свободных подпоров всасывания; рабочие точки
всегда находятся на характеристике сети В- Отрезки atbt, а2Ь2
и другие представляют собой разность между величниами напора
по основной характеристике насоса Q—Н и характеристике сети
при данной производительности насоса. Насос в эксплуатационных
условйях не может работать с производительностью меньше Qo
(см. рис. 85), которой отвечает минимально допустимый свободный
подпор всасывания при меньших подпорах провзводитель-
ность, как известно, обрывается. Кроме того, при очень низких
163
уровнях воды в конденсаторе возникает опасность, что насос за-
хватит воздух, и срыв насоса произойдет раньше, чем будет достиг-
нут уровень, соответствующий
После срыва насос возобновит подачу воды только тогда, когда
будет достигнут уровень, обеспечивающий какое-то значение Цс
большее, чем /7sctnin. Это значение fisc зависит от конструкции
насоса и скорости подъема воды в конденсаторе. Необходимость
в повышенном уровне против уровня, соответствующего Н£СПЦП,
объясняется тем, что при срыве вода, остающаяся во всасывающей
части насоса, нагревается вследствие трения вращающегося рабочего
колеса о воду; одновременно с повышением температуры растет дав-
ление насыщенного лара ра и, согласно уравнению (232), растет
также требуемое р£0, которое может быть достигнуто только за
счет повышения уровня конденсата. Чем медленнее происходит
подъем воды в конденсаторе, тем, очевидно, будет большим ее уро-
вень, необходимый для возобновления подачи насосом.
Саморегулирование упрощает схему питания, так как оно не
требует установки поплавкового регулятора уровня конденсата.
Вместе с тем небольшое изменение уровня в конденсаторе может
вызвать неустойчивую работу насоса и нарушить постоянство
потока в системе и нормальную работу теплообменного оборудова-
ния, включая деаэратор; не исключена также возможность разру-
шения рабочего колеса и корпуса из-за кавитации. Поэтому этот
способ не рекомендуется применять без соответствующей экспери-
ментальной проверки.
Если конденсатный насос рассчитан на очень небольшую произ-
водительность, то в конденсаторе должен быть предусмотрен глу-
бокий сборник, который допускал бы необходимые колебания уровня
конденсата.
Чтобы избежать этих трудностей и недостатков, применяют
регулирование, при котором уровень в конденсаторе в известных
пределах поддерживается постоянным.
Наиболее широко применяется саморегулирование
с перепуском (рециркуляцией), при котором часть откачи-
ваемого насосом конденсата перепускается из напорной линии
в конденсатор, чем искусственно повышаются производительность
насоса и уровень воды в конденсаторе (схема на рис. 90, а).
Во избежание нагрева конденсата ои отводится не во всасываю-
щую часть насоса, а в конденсатор. На рис. 90 показаны характе-
ристики насоса и сети для различных случаев регулирования пере-
пуском. Кривые на рисунке обозначают:
— характеристика трубопровода напорной линии, вклю-
чая теплообменные аппараты;
г — характеристика трубопровода рециркуляциовной ли-
нии, включая клапан М;
/? + г — суммарная характеристика сети,
164
— статическая часть сопротивления рециркуляционной
линии, равная разности высот между точней присоеди-
нения ее к конденсатору и уровнем воды в нем (см.
рис. 84);
Ц. — статическая часть сопротивления
Нст = h -|- 10 (р' — рк) м. вод. ст..
где h — расстояние между уровнями воды в конденсаторе и деа-
эраторе;
р' — давление в цистерне (деаэраторе), в которую подается
коцденсат;
рк — давление в конденсаторе.
Если рециркуляционная линия присоединена на определенном
участке, отстоящем от напорного патрубка насоса, и сопротивле-
нием на’этом участке пренебречь нельзя, то оно должно быть учтено
при построении суммарной характеристики сети.
Если известны минимальное эксплуатационное значение подачи
насоса в напорную сеть (точка а на рис. 90, а), а также мини-
мальный допустимый уровень воды в конденсаторе и соот-
ветствующая ему срывная характеристика, то по суммарной произ-
водительности насоса Qc (точка пх) может быть определено необхо-
димое количество перепускаемой воды Qr = Qc — Groin- Работа
насоса на режиме в точке а0, лежащей на основной характери-
стике Q—H, невозможна, так как значение НХУГа]п, требуемое для
производительности Qo, не может быть обеспечено.
Зная значение Qr, можно построить характеристику г рецирку-
ляционной линии, которая представляет собой параболу с вер-
шиной на оси ординат, отстоящей от ее начала на расстоянии h„
и проходящей через точку аг.
Минимальная полная производительность насоса <2С может
быть обусловлена не только допустимым значением и соот-
ветствующей срывной характеристикой, но и другими требованиями,
например необходимостью обеспечить расчетный вакуум в конден-
саторе, так-как перекачиваемый конденсат обычно является охла-
ждающей средой для холодильника парового эжектора. Эжекторы
расходуют практически постоянное количество пара независимо
от режима работы установки, и некоторое минимальное количество
конденсата должно проходить через холодильник эжектора при
любом режиме для поддержания вакуума в главном конденсаторе.
Достоинством саморегулирования с перепуском слеДует считать
'лучшее качество водоподготовки в результате непрерывной цирку-
ляции определенного количества конденсата, подвергающегося
повторному деаэрированию. Поплавковый регулятор уровня вместе
с рычажной передачей и регулирующим клапаном М, на который
ова действует, удобно монтировать в поплавковой камере, примы-
кающей к конденсатору.
165
К недостаткам системы надо отнести повышение потребляемой
мощности, а также неэкономичность, поскольку рециркулируемый
конденсат, попадая в конденсатср, передает свое тепло охлаждаю-
щей забортной воде. Поэтому чрезмерную рециркуляцию допускать
не следует. Так как и при применении саморегулирования с пере-
Рис. 90. Саморегулирование конденсатного насоса с перепуском.
пуском насос также работает в области местной кавитации, то и
здесь требуется предварительная экспериментальная проверка
на стенде.
Постоянное открытие перепускной линии (рис. 90, б). Если ’
рециркуляционная линия постоянно открыта и, следовательно,
характеристика сети остается неизменной, то размеры насоса
должны быть такими, чтобы была обеспечена суммарная произво-
дительность О- (точка а), равная сумме производительности при
максимальной нагрузке QmBX (точка аг} и количества рециркули-
166
руемой воды Qz (точка <у, которая также будет на этом режиме
наибольшей; в противном случае неизбежно чрезмерное повышение
уровня в конденсаторе.
Постоянно открытая рециркуляционная линия требует большей
потребляемой мощности и невыгодна в термодинамическом отноше-
нии. Из рис. 90, б видно, что меньшая производительность, напри-
мер может быть получена только при условии работы насоса
на соответствующей дроссельной кривой Це1.
Переменное открытие перепускной линии с импульсом от по-
плавкового регулятора уровня конденсата (рис. 90, в). Чтобы
уменьшить потребляемую насосом мощность и избежать неблаго-
приятного влияния перепуска на термодинамическую эффектив-
ность цикла, в конденсаторе предусматривается поплавковое
устройство, которое начинает открывать рециркуляционную лниию
и перепускать через нее часть воды в конденсатор только при до-
стижении определенного уровня. Рисунок 90, в показывает, что
характеристика рециркуляционной линии меняется с изменением
нагрузки; сопротивление в этой линии является наибольшим (ли-
ния закрыта, и характеристика сети совпадает с осью ординат),
когда нагрузка наибольшая — <2гоах, и становится наименьшим
(линия полностью открыта, характеристика сети rj, когда нагрузка
минимальная — <2min. Какому-то промежуточному значению на-
грузки соответствует характеристика рециркуляционной линии г,
и срывная характеристика при HsCl.
Переменное сопротивление рециркуляционной линии позволяет
изменять производительность насоса и по основной характери-
стике Q—Н, а не по срывным, т. е. при его работе вне кавитацион-
ной области. Однако осуществить это практически не только трудно,
но и нецелесообразно, так как для этого требуется значительно
больший максимальный уровень в конденсаторе, поскольку при
минимальном уровне и соответственно наибольшем открытии
рециркуляционной линии суммарная производительность будет
наибольшей. Кроме того, увеличивается потребляемая насосом
мощность с уменьшением нагрузки и возрастают размеры рецирку-
ляционной ЛИНИН.
Переменное открытие перепускной линии с импульсом от регу-
лятора температуры конденсата (рис. 90, г). В некоторых схемах
импульсом для открытия или закрытия рециркуляционной линии
является повышение температуры конденсата за холодильником
главного парового эжектора. Это происходит тогда, когда коли-
чество прокачиваемого конденсата падает ниже определенной вели-
чины Q п, так как расход пара на эжектор является практически
постоянным.
Изменение производительности до значения Qinin (точка а) про-
исходит по характеристике сети R, как и в случае саморегулирова-
ния без перепуска; при этом рециркуляционная линия закрыта
167
н рабочие точки насоса располагаются на срывных характеристиках
в месте их пересечения с характеристикой сети.
При дальнейшем уменьшении нагрузки клапан на рециркуля-
ционной линии начинает открываться под действием регулятора
температуры. Если нагрузка упала, например, до значения Q,
(точка с), то вследствие нарушения равновесного состояния между
количествами поступающего и откачиваемого конденсата уровень
в конденсаторе будет снижаться до тех пор, пока рабочая точка
ие окажется на срывной характеристике, соответствующей
Повышение температуры конденсата, идущего через холодильник
эжектора, вызовет открытие клапана, и характеристика рецирку-
ляционной линии займет некоторое положение rt. Суммарная про-
изводительность насоса, количество конденсата, поступающего
в сеть и рециркулируемого, характеризуются соответственно точ-
ками k, fer и k%. Поскольку количество конденсата, подаваемого
в сеть, упало (с Qi до Q2), уровень воды будет возрастать и срывная
характеристика начнет смещаться вправо.
Процесс регулирования, заключающийся в одновременном от-
крытии рециркуляционной линии и повышении уровня в конден-
саторе, будет происходить до тех пор, пока характеристика рецир-
куляциовной линии не займет положения rj, а уровень воды в кон-
денсаторе не обеспечит дроссельную кривую при Я<сЛ1; последняя
в пересечении с суммарной характеристикой сети R + г, (точка с,)
обеспечивает требуемую общую производительность Qmln и соот-
ветствует равновесному состоянию в конденсаторе. Сопротивление
рециркуляционной линии выбирается из условий обеспечения Qmin
при минимальной нагрузке. Каждой нагрузке соответствует свое
определенное открытие рециркуляционной линии.
В схемах, где применяется саморегулирование с перепуском,
возможное переполнение или полное осушение конденсатора при
внезапном изменении нагрузки устраняется разными способами,
например путем воздействия регулятора верхнего и нижнего уров-
ней- в деаэраторе на клапан, который, перемещаясь, соединяет
резервную питательную цистерну с конденсатором для наполнения
его или с конденсатным насосом, во избежание переполнения кон-
денсатсра.
Иногда применяется комбинация двух способов регулирования:
число оборотов насоса устанавливается от руки, а изменение его
производительности при данном числе оборотов осуществляется
одним из рассмотренных выше способов.
Саморегулирование при двухскоростном
электроприводе (рис. 91). Если нагрузка паротурбинной
установки судна остается постоянной в течение длительного времени.
Число оборотов можно устанавливать от руки. Применение электро-
двигателей с двумя ступенями скорости уменьшает потребляемую
168
насосом мощность и размеры рециркуляционной линии, так как
производительность (и меньше) может быть обеспечена при
пониженном числе оборотов (рис. 91, а).
Когда насос работает с полным числом оборотов п и для регу-
лирования производительности применяется способ саморегулиро-
вания с перепуском на всем интервале изменения нагрузок, то
откачиваемому конденсату (точка k) соответствует производитель-
ность Qlr (точка kt на характеристике г рециркуляционной линии)
и общая производительность Qc (точка в пересечении срывной
характеристики насоса, соответствующей Hscl, с суммарной харак-
теристикой сети R + г).
Когда производительность станет равной Qlt насос может быть
переключен на работу с пониженным числом оборотов nlt которому
соответствует характеристика Q,—рабочая точка при этом пере-
местится в точку т, производительность насоса уменьшится до Qg
(точка rrij), а уровень конденсата в конденсаторе повысится, в ре-
зультате чего клапан на рециркуляционной линии прикроется.
Суммарная характеристика сети R + г будет смещаться влево
до тех пор, пока не пересечет характеристику насоса Qj—Нг
в точке fe, так как только в этом случае наступит равновесное состоя-
ние в конденсаторе. Рабочей точке k при новом числе -оборотов
соответствует, таким образом, полное закрытие рециркуляционной
линии и максимальный уровень в конденсаторе. При производитель-
ности,’ меньшей Q,, регулирование будет осуществляться обычным
путем.
На рис. 91, б рассмотрен случай, когда изменение производи-
тельности до значения Qj происходит за счет саморегулирования
169
без перепуска и только начиная с Qj предусматривается перепуск.
При переходе на новое число оборотов первоначальный уровень
уже не восстанавливается при подаче Q1 (точка А), как в разобран-
ном выше случае, а остается неизменным и соответствует Hfei.
При производительности, меньшей например при Q2, когда
клапан на рециркуляционной линии начинает открываться, рабочая
точка переместится либо в точку т на основной характеристике
Qi либо в точку т1 на срывной кривой, в зависимости от вели-
чины Q2 и характера срывных кривых насоса. Если открытие
клапана на рециркуляционной линии происходит в результате
воздействия регулятора температуры, то для обеспечения какого-то
значения Q>, много меньшего уровень в конденсаторе должен
будет вначале понизиться, в связи с работой насоса на числе обо-
ротов л( < л и соответственно с меньшим требуемым свободным
подпором всасывания Нк Hsc; при этом насос может сорвать
в результате захвата воздуха при очень низком уровне воды. Сле-
довательно, при выборе способа регулирования важно знать срыв-
ные характеристики для обоих чисел оборотов.
Благодаря тому, что статическая часть составляет большой
процент от общего напора сети, уменьшение значения Q непропор-
ционально уменьшению числа оборотов; это следует учесть при
выборе второй ступени электродвигателя. Кроме того, следует
помнить, что напор насоса, соответствующий пониженному числу
оборотов, должен быть обязательно больше, чем статическая часть
характеристики сети.
Чем меньше процент статической части характеристики сети,
тем эффективнее применение двухскоростного электродвигателя.’
Практически вторая ступень скорости для насосов, подающих
в высокорасположенный деаэратор, должна быть принята равной
~г4 полного числа оборотов; при переменном токе это оказывает
влияние на выбор полного числа оборотов. В любом случае при
переходе на новое число .оборотов подача <2а ие должна быть меньше
подачи, обеспечивающей надежное охлаждение паровоздушной
смеси в холодильнике эжектора и требуемый вакуум в конденсаторе.
38. Конструкция
Судовые конденсатные насосы изготовляются обычно односту-
пенчатыми или двухступенчатыми; наибольшее применение имеют
двухступенчатые насосы. Известное распространение получили
и трехступенчатые насосы, хотя для тех значений напоров, на кото-
рые они рассчитаны, можно было бы ограничиться применением
Двух ступеней.
Конструкция насосов и, в частности, число ступеней зависит
от характеристик и параметров, а также от условий работы.
Главные судовые конденсатные насосы — вертикальные; это
уменьшает занимаемую насосом площадь и увеличивает распола-
170
гаемый подпор. Насосы, обслуживающие вспомогательные кон
денсаторы, могут быть и горизонтальными, так как в этом случае
легче обеспечить требуемый подпор, а сами насосы значительно
меньше. Всасывающий патрубок желательно расположить в про-
дольной плоскости судна, а насос — как можно ближе к конден-
сатору; присоединительный патрубок у конденсатора должен быть
расположен таким образом, чтобы даже при крене он был залит
водой. Скорость во всасывающем трубопроводе находится в пре-
делах от 0,5 до I м/сек:, в напорном — 2—3 м/сек.
Всасывающая часть насоса соединяется с верхней частью кон-
денсатора уравнительной линией, которая служит для отвода паро-
воздушной смеси. Давление на входе в насос весьма близко к дав-
лению насыщенного пара перекачиваемой жидкости (конденсата),
поэтому из нее интенсивно выделяются пары. При отсутствии урав-
нительной линии или при малых ее размерах рабочее колесо может
оказаться заполненным не только водой, но и паровоздушной смесью,
что может привести к неустойчивой и неравномерной работе насоса,
в особенности при крене.
Так как одноступенчатый конденсатный насос в принципе не
отличается от обычного, описание его здесь не приводится. Осо-
бенности устройства сальника, подачи воды и прочее рассмотрены
ниже.
На рис. 92 показана конструкция двухступенчатого конденсат-
ного вертикального насоса (турбопривод см. на рис. 198). Рабочие
колеса обращены всасывающими отверстиями внутрь; колесо 4
первой ступени, консольно насаженное на вал, расположено внизу,
благодаря чему увеличивается располагаемый геометрический
подпор; при этом в значительной мере устраняется опасность про-
соса воздуха через сальник, расположенный на стороне нагнетания.
Такое размещение рабочих колес позволяет почти полностью раз-
грузить ротор насоса от осевого усилия. В некоторых конструкциях
полный напор распределен между ступенями неравномерно: напор
первой ступени принимается равным Vs от общего напора.
Большинство судовых конденсатных насосов выполняется с на-
пором, равномерно распределенным между ступенями.
Вал вращается в двух подшипниках. Нижиий подшипник сколь-
жения 2 находится внутри корпуса насоса между ступенями и сма-
зывается перекачиваемой водой. Верхний подшипник 1 выносной,
и может быть или подшипником скольжения или подшипником
качения; у электроконденсатных насосов это обычно опорно-упор-
ный подшипник качения. Когда осевое усилие воспринимается
упорным подшипником вала привода, то верхний подшипник дол-
жен быть подшипником скольжения. Смазка подшипника, как
правило, консистентная, от. масленки.
Наличие упорного подшипника на валу насоса, а не привода,
делает насос автономным и при необходимости годным для спарива-
ния с другим приводом, но увеличивает высоту насоса. Валы на-
171*
coca и привода соединяются упругой или жесткой муфтой, в зави-
симости от места установки упорного подшипника. Между напорной
и всасывающей полостями каждой ступени предусмотрено щелевое
уплотнение для уменьшения утечек; уплотнение образуется цилин-
дрическими поверхностями колеса и уплотнительного кольца
устанавливаемого в корпусе. Зазоры в уплотнении у насосов’
Рис. 92. Двухступенчатый конденсатный насос.
работающих в кавитационных условиях, не должны приниматься
слишком малыми, во избежание заедания при вращении колеса
в корпусе, заполненном частично паровоздушной смесью. При
таних условиях работы, чтобы не менять колесо при повреждении
его уплотняющей поверхности, целесообразно устанавливать на
колесе защитное кольцо.
Корпус насоса имеет разъем в осевой плоскости и спиральные
камеры, охватывающие рабочие колеса; напорная полость первой
ступени соединяется со всасывающей полостью второй ступени
перепускным каналом 3.
Промежуточная часть насоса, в которой расположен верхний
подшипник, выполняется заодно с корпусом или отдельно; в послед-
172
нем случае можно применить сталь вместо цветного сплава, или
спарить насос с другим приводом путем замены только промежуточ-
ной части или даже се верхнего присоединительного, фланца.
На выходе из корпуса насоса установлен набивочный сальник;
для защиты вала от износа на вал надевается рубашка. Хотя саль-
ник установлен на стороне нагнетания и находится под давлением,
на его конструктивное исполнение должно быть обращено самое
серьезное внимание. Если давление воды у сальника при всех
режимах работы достаточно большое, гидравлический затвор
можно не устанавливать; если же оно невелико, например при
работе насоса на срывных характеристиках, в особенности при малых
нагрузках или при малых значениях полного напора, в середине
сальника обязательно должен быть гидравлический затвор с под-
водом к нему уплотняющей воды из напорной линии насоса.
Уплотнительный трубопровод присоединяют за запорным кла-
паном, чтобы воду можно было подвести к сальнику и при нерабо-
тающем насосе и тем самым устранить опасность прососа воздуха
через сальник во всасывающую линию.
Разгрузку сальника у конденсатного насоса предусматривать
нецелесообразно, даже если рабочие точки находятся на основной
характеристике <2—Н, так как давление у сальника относительно
невелико.
Корпус конденсатных насосов чаще всего делается из бронзы
или латуни, колесо из высокооловянистой бронзы (некоторые
фирмы применяют монель-металл — Vs никеля, 2/з меди); вал из
углеродистой или нержавеющей стали.
39. Осевое и радиальное усилия
Конденсатные насосы работают в большом диапазоне изменения
нагрузки. Это может нарушить уравновешивание осевых и радиаль-
ных усилий, которое обеспечивается, как правило, только на рас-
четном режиме. Желательно, чтобы оставшееся неуравновешенным
осевое усилие, во избежание продольного изгиба вала, действовало
на него таким образом, чтобы он работал на растяжение, а не на
сжатие. Уравновешивание осевого усилия в конденсатных насосах,
у которых всасывающие отверстия колес обращены в разные сто-
роны, часто оказывается ненадежным.
В конденсатных насосах, работающих на срывных характери-
стиках, рабочие точки располагаются на характеристике сети,
поэтому насосы развивают значительно изменяющийся полезный
напор. Для преодоления сопротивления системы при данной произ-
водительности не требуется напора, который обеспечивал бы насос
согласно его основной характеристике- Поскольку при двухступен-
чатом насосе вторая ступень расположена ближе к напорной линии
и находится непосредственно под давлением системы, она в основном
и развивает напор. Первая ступень развивает напор, равный раз-
173
нести между напором сети и напором второй ступени. Когда первая
ступень создает небольшую часть общего напора, нарушается равно-
весие осевых усилий; при этом возникает повышенное осевое усилие,
тем большее, чем меньше производительность. Это может привести
к разрушению упорного подшипника, если последний рассчитан
только для нормальных условий работы насоса.
Для подобных условий работы иногда применяют конструкцию
насоса, в которой первая ступень состоит из колеса двустороннего
всасывания, а вторая представляет собой два колеса, параллельно
включенных и расположенных по обе стороны колеса первой сту-
пени. В этом случае, благодаря полной симметрии, при любой
нагрузке равновесие усилий не нарушается. Однако такая кон-
струкция сложна и большого распространения в судовой практике
не получила.
Должно быть также учтено алияние боковых усилий, возникаю-
щих вследствие неравномерного распределения давления в спираль-
ной камере при режимах, отличных от оптимального; это тем более
важно, что производительность судового конденсатного насоса
изменяется в больших пределах. Боковое усилие может оказаться
особо неблагоприятным для насоса с разнородными подшипниками
из-за перекоса ротора. Следует учитывать, что в некоторых конден-
сатных насосах камеры рабочих колес первой ступени выполняются
цилиндрическими, в которых закон распределения давлений внутри
камеры резко отличается от такового для спиральных камер с по-
стоянным значением скорости в сечениях.
40 Параллельная работа конденсатных* насосов
Рассмотрим параллельную работу главного и вспомогательного
насосов силовой установки транспортного судна при саморегулиро-
вании с перепуском. На рис. 93 изображена схема конденсационных
установок — главной (КГ) и турбогенератора (КТ),— а также
эксплуатационные кривые. Кривые Q—Нг и Q—Нт представляют
характеристики главного и вспомогательного насосов; (Q—Нг) 4-
+ (Q—Нт) — суммарная характеристика; — характеристика
сети при закрытых рециркуляционных линиях 1 и 2.
Рассмотрим случай, когда нагрузка глйвной машины упала
(соответственно производительность главного насоса уменьшилась
с Qr до Qrl), а нагрузка турбогенератора осталась прежней (произ-
водительность вспомогательного насоса QT). Как будет происхо-
дить процесс регулирования и каково будет соотношение между
расходом воды в рециркуляционных линиях и производительностью
насосов?
При снижении нагрузки уровень в главном конденсаторе упадет
и насос будет работать на одной из своих срывных характеристик,
а рециркуляционная линия 1 начнет открываться и подача насоса
в сеть уменьшится. Так как общее сопротивление сети уменьшилось.
174
то вспомогательный конденсатный насос начнет откачивать из кон-
денсатора воды больше, чем ее поступает, и уровень в конденсаторе
начнет понижаться, вследствие чего откроется рециркуляционная
линия 2.
Для упрощения анализа работы насосов принимаем, что вспомо-
гательный насос располагает достаточным подпором, т. е. его рабо-
чие точки лежат на основной характеристике. Принимаем также,
что новому равновесному состоянию конденсационных установок
Рис. 93. Параллельная работа конденсатных насосов при
регулировании с перепуском.
соответствует срывная характеристика главного насоса при
Я5С;гогда характеристика совместно работающих насосов будет
(<2-7Ут) + Н№.
Чтобы главный и вспомогательный насосы подавали в сеть
количество конденсата, соответствующее их нагрузке, Qrl и QT,
характеристики участков 1 и 2 рециркуляционной сети должны
быть выражены соответственно кривыми гх и г2. При этом суммарная
производительность насосов составит Qc (точка а), полная произво-
дительность каждого из насосов QIC и QTC (точки аг и и расход
воды через рециркуляционные линии 1 и 2 — Qc/ и QTr (точки
а0 и щ).
Таким образом, при уменьшении нагрузки главной машины про-
исходит изменение уровня в конденсаторе турбогенератора и изме-
няется режим работы вспомогательного насоса, несмотря на то,
175
что нагрузка турбогенератора осталась неизменной. Чем меньше
нагрузка главной машины, тем больше полная производительность
вспомогательного насоса. Наоборот, при изменении нагрузки турбо-
генератора и неизменной нагрузке главной машины изменяется
производительность глааного конденсатного насоса и уровень воды
в конденсаторе.
Если конденсатный насос турбогенератора работает в условиях,
когда его рабочие точки лежат на срывных кривых, то процесс и
характер регулирования не меняются.
На рис. 94 показаны характеристики двух параллельно рабо-
тающих конденсатных насосов — главного и турбогенератора,—
Рис. 94. Параллельная работа конденсатных
насосов при регулировании дросселированием.
резко отличающихся своей номинальной производйтельностью
при регулировании их дросселированием. Q—Нг — характери-
стика главного насоса, Q—Нт — характеристика конденсатного
насоса турбогенератора, причем характеристика последнего, изобра-
женная пунктиром, имеет напор холостого хода больший, чем напор
холостого хода характеристики главного насоса.
При увеличении сопротивления сети и -смещении ее характе-
ристики из положения R в положение или R2 для получения
новой производительности Qx насос турбогенератора в случае
одинаковых значений напора холостого хода уменьшит свою произ-
водительность Qrl более резко, чем в случае различных значений
напоров холостого хода (производительность Q,«). Так как при
уменьшении нагрузки и производительности главного насоса на-
грузка турбогенератора и производительность обслуживающего
его насоса изменяются не пропорционально, а значительно меньше,
необходимо, чтобы у насоса турбогенератора напор холостого хода
был примерно на 20% больше, чем у главного насоса.
Глава 12
БУСТЕРНЫЕ НАСОСЫ
Бустерные насосы применяются в системах питания с деаэра-
ционными установками, если по габаритным условиям нельзя
установить деаэратор на такой высоте, чтобы располагаемый под-
пор обеспечил бескавитационную работу высокооборотных пита-
тельных насосов. Таким образом, назначением бустерного насоса
является прием воды из деаэратора и подача ее в приемную часть
питательного насоса с подпором, большим, чем подпор, получаемый
за счет расположения деаэратора на максимально возможной
высоте.
Забирать воду из деаэратора можно и непосредственно питатель-
ным насосом, например на судах морского флота, где высота распо-
ложения деаэратора равна 10—12 м. В этом случае питательный
насос может иметь достаточно большое число оборотов, обеспечи-
вающее приемлемые технико-экономические показатели. При высоте
расположения деаэратора~3—4 м установка бустерного насоса
вместо низкооборотного питательного насоса более рациональна.
Применение бустерного насоса позволяет расположить водо-
подогреватель перед питательным насосом (что удешевляет стои-
мость изготовления водоподогревателя, рассчитанного на меньшее
давление), а также установить питательный насос ближе к
котлу, т. е. уменьшить протяженность трубопровода высокого да-
вления.
На многих судах морского флота в последние годы также исполь-
зуются бустерные насосы. Это объясняется стремлением применить
высокооборотные (8000—10 000 об/мин) малогабаритные питательные
насосы, в частности одноступенчатые, а также улучшить качество
водоподготовки (бустерный насос, рассчитываемый на производи-
тельность примерно в полтора раза большую, чем производитель-
ность питательного насоса, при работе установки с полной нагруз-
кой возвращает в деаэратор через рециркуляционную линию~35%
конденсата, забираемого насосом из деаэратора).
Непрерывная циркуляция конденсата обеспечивает повторную
деаэрацию части питательной воды, поступающей в котел, что
особенно важно для установок с высокими параметрами пара.
Воду, возвращаемую в деаэратор, можно отвести и от питательного
насоса, однако экономически это невыгодно, так как увеличиваются
потери на дросселирование большого напора.
12
Б М Певзнер
177
41.	Основные параметры
Производительность для бустерного насоса следует принять
такой же, как и для питательного; при постоянном числе оборотов
насоса она должна быть несколько большей, чтобы обеспечить
надежную работу питательного насоса во всем диапазоне изменения
производительности.
Кроме того, при определении расчетной производительности
бустерного насоса необходимо учитывать количество воды, возвра-
щаемой в деаэратор через рециркуляционную линию (если она пре-
дусмотрена тепловой схемой), из разгрузочного устройства насоса,
а также из системы регулирования (если рабочая вода подводится
к ней от питательного насоса).
Напор насоса должен быть достаточным для компенсации всех
потерь в линии от бустерного насоса до питательного и для обеспе-
чения сверх того на всасывании питательного насоса такого давле-
ния, которое исключало бы возможность даже частичного парооб-
разования. Если подогреватель питательной воды установлен за
бустерным насосом, то напор должен быть принят с учетом повыше-
ния давления насыщенного пара при входе в питательный насос.
Например, если в деаэраторе температура 107° С, а на входе в пи-
тательный насос, благодаря подогреву, —115° С, то повышение
давления насыщенного пара составит 0,8 кТ1ся?\ при определении
напора бустерного насоса это должно быть учтено.
Вместе с тем напор не следует принимать с чрезмерным запа-
сом, так как чем больше расчетный напор, тем ниже к. в. д. и больше
размеры насоса, в особенности при относительно низких числах
оборотов.
Напор бустерного насоса находится в пределах от 20 до
60 м вод. ст. и зависит от конструкции и параметров питательного
насоса, взаимного расположения этих насосов и других факторов;
например, при наличии рециркуляционной линии желательно,
чтобы напор был по возможности небольшим. Число оборотов бус-
терного насоса выбирают исходя из производительности и распо-
лагаемого подпора.
В табл. 2 приведены основные данные некоторых бустерных и
дренажных насосов, перекачивающих горячую воду.
42.	Условия всасывания
Для насосов, откачивающих воду из емкости, в которой давле-
ние равно давлению насыщенного пара, располагаемый подпор
определяется только уровнем воды в емкости и потерями во всасы-
вающей линии (см. гл. 4).
Обеспечение надежных условий всасывания имеет особое зна-
чение для судовых установок, в которых насосы забирают воду при
178
Основные данные некоторых судовых бустерных насосов
12’
179
весьма мвлом геометрическом подпоре из подогревателей, работаю-
щих на принципе смешения (деаэраторы).
Когда греющим паром деаэратора является пар, отбираемый из
ступеней давления главной турбины, возникает опасность вскипа-
ния воды на всасывании бустерного насоса в момент внезапного
уменьшения нагрузки турбины. Происходит это потому, что с умень-
шением нагрузки турбины давление в точках отбора падает (пока
не сработает регулятор магистральной автоматики и не будет обес-
печен новый установившийся режим работы), в связи с чем падает
н давление в деаэраторе, в то время как температура воды в нем
остается неизменной.
Колебания давления в деаэраторе могут привести к вскипанию
воды и срыву бустерного, а следовательно, и питательного насосов;
цри этом вследствие кавитации давление за питательным насосом
упадет, регулятор давления откроет паровпускной клапан, тур-
бина пойдет в разнос и может быть выключена предельным регуля-
тором числа оборотов.
Во избежание аварки насоса должны быть предусмотрены сред-
ства, обеспечивающие поддержание постоянного давления в деаэра-
торе. Кроме того, рекомендуется обеспечить достаточный запас над
требуемым давлением всасывания, учитывая возможность внезап-
ного падения давления в деаэраторе, а также резкого динамиче-
ского падения давления во всасывающей лиини, если задвижка
на напорной линии будет внезапно открыта. Внезапное уменьшение
сопротивления требует большого ускорения массы воды во всей
системе, которое на напорной линии может быть достигнуто за счет
действия насоса; на всасывающей линии разность давлений в деаэ-
раторе и у входа в насос для создания подобного ускорения будет
недостаточной, в результате чего упадет давление и вода вскипит.
Разность давлений может быть обеспечена за счет поднятия деаэра-
тора на достаточно большую высоту.
Для бустерных насосов, перекачивающих горячую воду (105—
120° С), особенно важно обеспечить достаточное избыточное давле-
ние на всасывании, поскольку при таких значениях температуры
повышение ее иа один градус вызывает увеличение давления насы-
щенного пара на 0,06—0,07 кПсм*
При определении необходимого подпора на всасывании следует
исходить из максимально возможной производительности, а не
наиболее длительной, которая может быть значительно меньше.
Если потерями во всасывающей линии пренебречь нельзя, то огра-
ничиться только заданием геометрического подпора, как это обычно
делается при конденсатных насосах, уже нельзя; в этом случае
должны быть заданы геометрический подпор и потери в линии, либо
давление у входа в патрубок насоса и температура воды. При-
мерные значения подпора, зависящие от потерь во всасываю-
щем трубопроводе, числа оборотов и конструкции насоса, даны
в табл. 2.
180
У бустерного насоса, спаренного с конденсатным или питатель-
ным, конфигурация всасывающего трубопровода по условиям рас-
положения может быть значительно сложнее, чем у конденсатного
насоса или автономного бустерного. Поэтому для полной уверен-
ности в надежной работе (в условиях эксплуатации) бустерного
насоса, спаренного с другим, необходимо, чтобы при стендовых испы-
таниях его всасывающая линия по конфигурации и размерам была
подобной судовому всасывающему трубопроводу.
Рис. 95. Схема обратного охладителя.
Обратное охлаждение. Для увеличения располагаемого избы-
точного давления на всасывании над давлением насыщенного пара
может быть применена система питания, в которой это увеличение
достигается за счет уменьшения давления насыщенного пара жид-
кости на входе в насос путем снижения ее температуры.
На всасывающей линии между деаэратором и насосом уста-
навливают теплообменный аппарат, так называемый обратный
охладитель, через который прокачивается конденсат (рис. эо;.
На пути к деаэратору конденсат проходит через трубки охладителя,
а гантельная вола-из деаэратора к насосу между трубками.
что значительно уменьшает потери. „„„„J вгягыкяния
Зная величину минимального избыточного напора всасывания,
располагаемый подпор и потери в линии всасывания, можно опре-
делить температуру охлажденной воды.
181
Из уравнения (114)
Я =P> — Pd	_д	(232)
пе pj — давление на свободную поверхность, равное в рас-
сматриваемом случае давлению в деаэраторе;
рл — давление насыщенного пара при температуре воды,
входящем в насос (в данном случае охлажденной);
pt — pj — разность в давлении насыщенного пара, получаемая
за счет охлаждения;
Hsnon — располагаемый подпор
<2»)
#	(234)
При заданном значении Нтд11 Н„ш,„ и
V -(?»„„„ + Л.,)	(235)
Подставляя в выражение Ар = рх — рл известные величины рх
и Ар, определяемые из формулы (235), можно найти требуемое
давление
Ра — Pi — ДР-	(236)
Зная давление р4, по соответствующим таблицам водяного пара
определяют температуру охлажденной воды.
Пример.
Минимальный избыточный напор всасывания ш1п = 3.5 м вод. ст.
Коэффициент запаса у = 1,3.
Потери во всасывающей линии hw = 0,5 м вод. ст.
Давление в деаэраторе при температуре воды в нем tB — 120° С Р, —
= 2.07 сипа.
Подпор на всасывании Н „одп расп = 1,5 М.
Удельный вес воды при ta — 120" С у = 945 кПма.
Определим разность давлений по формуле (235)
945
Др =	-1(1.3.3,5+0,5) — 1.5] ...0,33 кГ(см*,
Давление парообразования охлажденной воды на входе в насос
Pd = Pi — Др = 2,07 — 0,33 = 1,74 ата.
Из таблицы давлений насыщенного пара следует, что давлению ра =
= 1,74 ата соответствует температура <8 = 115° С- Следовательно, вода
должна быть охлаждена на 120—115° = 5°.
Применение обратного охладителя снижает эффективность тепло-
вого цикла установки. Вызывается это тем,’ что для установок
182
с развитой регенерацией расчетная температура питательной воды
(охлажденной в обратном охладителе) на входе в котел может быть
достигнута при большем количестве отбираемого пара высокого
давления, а для установок с одним подогревом питательной воды
происходит снижение ее температуры и увеличение сброса отра-
ботавшего пара в конденсаторе- И в том и в другом случае расход
топлива на установку увеличивается.
Снижение экономичности цикла тем больше, чем больше пони-
зится температура воды в охладителе. Поэтому установка обратного
охладителя невыгодна; однако применение его необходимо, если по
условиям расположения оборудования нельзя установить бустер-
ный насос или если приходится применить уже существующий
бустерный или питательный насос, для которого требуется подпор
больший, чем тот, который может быть обеспечен.
В некоторых случаях, например при значительном понижении
температуры воды в охладителе и при небольшом подпоре для пита-
тельного насоса, надежная бескавитационная работа его может быть
обеспечена за счет установки одного лишь обратного охладителя,
без бустерного насоса. Применение обратного охладителя позволяет
существенно повысить число оборотов бустерного насоса, а также
уменьшить его размеры, т. е. удовлетворить требованиям располо-
жения насоса в заданных (порою весьма ограниченных) габаритах
помещения; это особенно важно для установки бустерно-питатель-
ного насоса, у которого валы обоих насосов из-за большой разницы
в числе оборотов соединяются посредством зубчатой передачи
(см. рис. 97).
43.	Конструкция
В основу проектирования бустерных насосов положены те же
принципы, что н для конденсатных, благодаря одинаковым усло-
виям всасывания. И те и другие забирают воду из закрытых резер-
вуаров, в которых давление равно давлению насыщенного пара.
В конструктивном отношении бустерный насос представляет собой
одно- или двухступенчатый насос с колесом первой ступени одно-
стороннего или двухстороннего всасывания, в зависимости от произ-
водительности и напора.
На судах обычно применяются безвакуумиые деаэраторы,
в связи с чем бустерные насосы должны обладать всеми особенно-
стями, характерными для пасосов горячей воды. Часто в бустер-
ном насосе предусматривается небольшая рециркуляционная линия
от напорного патрубка ко входу в деаэратор, которая служит для
предупреждения вскипания воды в насосе при нулевой или мвлых
нагрузках. Кроме того, при наличии рециркуляционной линии
бустерный насос можно использовать при пуске системы для подо-
грева холодной воды путем непрерывной рециркуляции, пока
температура ее в деаэраторе не достигнет нужного значения.
183
Бустерные насосы изготовляются либо в виде самостоятельного
насоса со своим приводом, либо спаренными с другими насосами.
Преимущество автономного исполнения — возможность применить
простой и короткий всасывающий трубопровод, благодаря чему
уменьшаются потери и увеличивается располагаемый подпор;
недостатки — увеличение первоначальной стоимости установки,
необходимость применять добавочный двигатель, чем усложняются
условия эксплуатации, и необходимость предусмотреть дополни-
тельную площадь для размещения насоса.
Конденсатно-бустерные насосы. Так как конденсатные насосы
имеют привод небольшой мощности, то при объединении их с другим
насосом повышается экономичность агрегата, в особенности когдв
в качестве привода применяется паровая турбина, у которой удель-
ный расход пара снижается с увеличением мощности. С эксплуата-
ционной точки зрения объединение бустерного насоса с конденсат-
ным вполне допустимо, хотя оно и усложняет конструкцию, по-
скольку рабочие колеса того и другого насосов насажены на один
общий вал. Так как производительность и напор каждого из насо-
сов отличаются незначительно, нет оснований опасаться несоот-
ветствия между оптимальными числами оборотов для каждого
из насосов. Число оборотов комбинированного конденсатно-бустер-
ного насоса выбирается применительно к насосу с наихудшими
условиями всасывания. Агрегат и приемные патрубки насосов
должны быть расположены так, чтобы по конфигурации всасываю-
щие лниии получились как можно более простыми; это обеспечивает
минимум потерь в линии.
Конструкция конденсатно-бустерного насоса показана на рис. 96.
Бустерный насос, расположенный над конденсатным, —‘двухсту-
пенчатый, с рабочими колесами, обращенными всасывающими
отверстиями внутрь. Это обеспечивает более высокий к. п. д.
бустерного насоса и позволяет наиболее просто уравновесить осе--
вые усилия. Конденсатной насос тоже двухступенчатый.
Рабочее колесо первой ступени 1 имеет пространственные ло-
пасти и в целях увеличения располагаемого подпора расположено
внизу. Напор как в бустерном, так и в конденсатном насосе распре-
делен между ступенями поровну. В качестве смазки для подшипника
бустерного насоса применяется конденсат, имеющий значительно
более низкую температуру (~25° Q, чем температура питательной
воды, перекачиваемой бустерным насосом (105° С).
При таком способе смазки увеличивается содержание кисло-
рода в деаэрированной воде. Если для смазки внутреннего подшип-
ника 2 используется деаэрированная вода, перекачиваемая бустер-
ным насосом, то, во избежание вскипания, она должна быть отве-
дена в полость, где давление больше давления насыщенного пара
смазочной воды.
Ротор гидравлически уравновешен уплотняющими кольцами
и разгрузочными отверстиями на задних дисках колес обеих ступеней
184

бустерного насоса; благодаря такой системе разгрузки сальник
насоса находится под значительно меньшим давлением, что весьма
жажно при высокой температуре воды.
Рис. 97. Бустерно-питательный насос.
Верхний опорно-упорный шарикоподшипник 3 смазывается
маслом, подаваемым винтовым самосмазом — втулкой 4, которая
увлекает масло по спиральным канавкам корпуса подшипника
186
в подшипник. В корпусе подшипника установлен змеевик — масло-
охладитель 5, через который прокачивается конденсат.
Бустерно-питательные насосы. Объединение бустерного насоса
с питательным является более органическим, так как бустерный
насос представляет собой по существу первую ступень питательного
насоса; кроме того, это создает и большие эксплуатационные удоб-
ства, поскольку оба насоса имеют один общий привод.
При объединении бустерного насоса с питательным значительно
упрощается конфигурация всасывающего трубопровода бустерного
насоса.
Учитывая большое расхождение в числах оборотов, между бу-
стерным и питательным насосами устанавливают зубчатую передачу.
Чем больше допустимое число оборотов бустерного насоса, тем
меньше размеры агрегата при двнном числе оборотов питательного
насоса.
На трубопроводе, соединяющем напорный патрубок бустерного
насоса со всасывающим патрубком питательного, устанавливают
невозвратный или предохранительно-перепускной клапан, во избе-
жание разрушения корпуса бустерного насоса, рассчитываемого
на меньшее давление.
На рис. 97 показана схема бустерно-питательного насоса, а на
рис. 104 — его конструкция.
Бустерный насос приводится во вращение двигателем через
редуктор 1. При паротурбинном приводе передачу делают встроен-
ной в привод. Конструктивно бустерно-питательный насос сложнее
конденсатно-бустерного.
Насос вертикальный, центробежный, со спирвлью, выполнен-
ной в корпусе насоса; крепится к корпусу питательного насоса.
Рабочее колесо 4 с двухсторонним подводом воды укреплено на валу
с помощью гайки и шпонки. Вал вращается в смазываемом водой
(/ = 105°) подшипнике 5 с вкладышем из свинцоанстой бронзы,
шарикоподшипнике 3 и роликоподшипнике 2.
На выходе из корпуса ввл уплотнен сальником. Для защиты
от коррозии и истирания вал снабжен рубашками. Благодаря при-
менению колеса с двухсторонним подводом вал разгружен от осе-
вого усилия.
Глава 13
ПИТАТЕЛЬНЫЕ НАСОСЫ
Судовые питательные насосы предназначены для подачи в котел
сравнительно небольшого количества воды (обычво горячей) под
большим давлением при ограниченном подпоре на всасывании.
В связи с этим к ним предъявляется ряд дополнительных требо-
ваний:
—	высокая экономичность в большом интервале изменения про-
изводительности, так как эти насосы относятся к наиболее мощным
и непрерывно действующим вспомогательным механизмам;
—	устойчивость режима работы, в частности при параллельном
включении насосов, во всем диапазоне изменения производитель-
ности;
—	хорошие кавитационные свойства (особенно в тех случаях,
когда отсутствуют бустерные насосы) вследствие больших чисел
оборотов;
—	наличие устройств, обеспечивающих надежную работу
насоса при нулевой и близкой к ней производительности.
44. Основные параметры
Производительность судовых центробежных пита-
тельных насосов колеблется от 15 до 300 м8/час. Насосы с произво-
дительностью меньшей, чем 15 м9/час, применяются редко, так как
небольшая производительность в сочетании с большим напором
и относительно невысоким числом оборотов приводит к низкому
к. п. д., даже при большом числе ступеней насоса. Необходимость
применять большое число ступеней объясняется тем, что, как пра-
вило, питательные насосы малой производительности спариваются
(из соображений повышения экономичности и упрощения конструк-
ции) с электродвигателями, имеющими максимальное число оборо-
тов вала при частоте 50 гц всего лишь 3000 об/мин.
Производительность насоса на режиме наиболее длительной
работы в эксплуатации должна по возможности отвечать макси-
мальному к. п. д. или быть близкой к нему; эта производительность
меньше максимальной — того количества воды, подачу которой
в котел насос должен автоматически обеспечить при быстром умень-
шении нагрузки главного двигателя (паровой турбины) от полной
до минимвльной, когда объем пароводяной смеси в барабане котла
188
резко уменьшается и рабочий уровень в нем падает. Однако выпол-
нить указанное требование весьма трудно.
Максимальная производительность насоса фстях равна —130—
160% нормальной паропроизводительности котла или группы
котлов, обслуживаемых насосом, и зависит от типа котла. Если
в качестве расчетной принять производительность насоса значи-
тельно меньшую, чем ртях, например QH&pM, то к. п. д. его при QraHX
резко упадет, что приведет к увеличению расхода пара в приводе
насоса — паровой турбине — не только при режиме Quax, но и при
режиме <211орм. Это вызывается значительным дросселированием
пара, так как переход от <2иорм к Qm„x происходит во время эксплуа-
тации машинно-котельной установки мгновенно и включение вруч-
ную дополнительного соплового клапана невозможно.1
Кроме того, чем меньше расчетная производительность, тем
больше должно быть принятое число оборотов для сохранения
высокого к. п. д. и тем большей, следовательно, будет скорость воды
при входе на рабочее колесо при QmBX; это потребует большего под-
пора на всасывании, который не всегда может быть обеспечен.
Оптимальное значение расчетной производительности насоса
может быть определено лишь комплексным расчете®! насоса и при-
водной паровой турбины. Оно колеблется примерно от 0,8 до 1,0
от Qmax для насосов с турбоприводом, снабженным регулятором
давления.
Расчетная производительность насоса складывается из паро-
производительности котла, вода, возвращающейся в насос через
рециркуляционную линию, если она постоянно открыта, расхода
воды через разгрузочное устройство, а также воды, отбираемой
для различных нужд (например, для системы регулирования).
Если максимальная производительность значительно отли-
чается от нормальной, то для повышения экокомичности целесообг
разно рассчитать насос на нормальную, с учетом запаса ~20%,
и предусмотреть возможность автоматически включать второй
такой же насос при перегрузке.
На рис. 98 показаны кривые расхода пара для насосов с паро-
турбинным приводом при нормальной и максимальной расчетной
производительности; как видно, расходы пара на режиме нормальной
подачи составляют соответственно 80 и 100%. Недостатком является
необходимость устанавливать три насоса — работающий, вклю-
чаемый при перегрузке и резервный — и усложнение схемы авто-
матического пуска насоса.
Несоответствие между расчетной производительностью и экс-
плуатационной может оказать большее влияние на снижение экс-
1 При отсутствии соплового регулирования приводной паровой турбины
дросселирование пара неизбежно. 8 турбопитательных насосах сопловое
регулирование применяется редко, так как при этом усложняется конструк-
ция паровой турбины.
189
плуатационной экономичности питательного турбонасоса, чем не-
достаточно высокий к. п. д.
Обычно производительность питательного насоса выражают
в т!час\ поэтому при расчете насоса для горячей воды, когда поль-
зуются размерностью мЧчас, должен быть учтен удельный вес
горячей воды.
При определении н а п о р а в метрах столби жидкости следует
учесть влияние температуры на удельный вес воды.
Давление нагнетания складывается из рабочего давления в ба-
рабкие котла, геометрической высоты подачи от оси вала горизон-
тального насоса или оси вса-
сывающего патрубка верти-
кального насоса до входа
в регулятор питания и потерь
трения в системе при различ-
ной нагрузке, выражаемых
параболой. К полученному
значению нужно добавить ве-
личину падения давления
в регуляторе питания, кото-
рая меняется в зависимости
от типа регулятора и равна.
—3,5-5 кПсм*.
Сумма этих величин двет
расчетное давление нагнета-
ния на патрубке питательного
насоса, определяемое для мак-
симальной производительно-
сти. Оно примерно на 20—30%
больше давления в барабане
парового котла.
При определении расчет-
ного давления нагнетания пи-
Рис. 98. Кривые расхода пара для на-
сосов с различной расчетной произво-
дительностью.
тательного насоса не следует учитывать дввления на всасывании,
обеспечиваемого конденсатным или автономным бустерным насо-
сом, в тех случаях, когда на аварийном режиме работы преду-
сматривается прием воды питательным насосом непосредственно из
верхней питательной цистерны. В противном случае давление наг-
нетания питательного насоса окажется недостаточным для пита-
ния котла.
Необходимо отметить тенденцию к непрерывному росту пара-
метров пара, а следовательно, и давления нагнетания в судовых
питательных насосах. В настоящее время уже имеются опытные
судовые установки с давлением пара 140 кГ/см2.
Расчетное число оборотов судовых питательных насосов
изменяется в пределах от 3000 до 10 000 об/мин и выше, и выбирается
исходя из требований экономичности, уменьшения веса и габаритов
насоса и располагаемого давления на всасывании; наряду с этим'
учитываются первоначальная стоимость агрегата, простота его
конструкции, удобство в обслуживании и т. д.
Повышение числа оборотов обеспечивает:
—	уменьшение веса и габаритов насоса в связи с уменьшением
числа ступеней и их диаметра;
—	упрощение конструкции насоса, повышение его надежности
и улучшение услоний обслуживания;
—	возможность непосредственного соединения насоса с высоко-
оборотной паровой турбиной;
—	уменьшение усилия, действующего на соединительные болты
в плоскости разъема в насосах с разъемным корпусом по оси вала,
благодаря уменьшению числа ступеней и диаметра колеса.
Повышение числа оборотов ограничивается анбрационной устой-
чивостью вала, трудностью обеспечить надежную работу сальников
насоса, а также условиями всасывания.
Необходимо, однако, отметить, что к. п. д. высокооборотного
насоса с меньшим числом ступеней ниже, чем к, п. д. насоса с уме-
ренным числом оборотов и большим числом ступеней (без учета
к. я. д. привода).
Сравним два насоса с одинаковыми характеристиками и анешним
диаметром колеса насоса при отношении чисел оборотов насосов
1 : 2 и отношении числа ступеней 4:1. Путем элементарных вы-
числений по формуле (40) можно установить, что коэффициент
быстроходности ns будет выше для насоса с меньшим числом оборо-
тов я, что обеспечит меньшие гидравлические потери; с другой
стороны, при этом уменьшатся и дисковые потери трения. Таким
образом, к. п. д. будет выше у насоса с умеренным числом оборотов.
45. Условия всасывания
1
Необходимое давление на всасывании обеспечивается конден-
сатным или бустерным насосом или высоко расположенным деаэра-
тором.
Подпор, требующийся для обеспечения бескавитационной ра-
боты насоса, следует определять исходя из условий работы насоса
с максимальной производительностью, с учетом запаса на возможную
неравномерность скорости и появления ускорения во всасывающем
трубопроводе насоса при быстром изменении нагрузки, а также
исходя из колебаний давления и температуры в деаэраторе. В част-
ности, необходимо проверить, достаточен ли подпор у насоса при
аварийном режиме работы, если по какой-либо причине будет
нарушено действие основной сети.
Приведем пример изменения условий всасывания-питательного
насоса на аварийном режиме в зависимости от расположения деаэра-
тора и типа питательного насоса.
191
Для установки с высоко расположенным деаэратором или авто-
номным бустерным насосом вода при аварийном режиме подается
к питательному насосу непосредственно конденсатным насосом,
помимо деаэратора, через байпасную линию. Благодаря более низ-
кой температуре конденсата и достаточно высокому напору, разви-
ваемому конденсатным насосом, услоаня всасывания для питатель-
ного насоса будут в этом случае вполне удовлетворительными.
Только при услоани применения питательного насоса с большим
расчетным давлением на всасывании, которое обеспечивает бустер-
ный насос, и при недостаточной величине напора у конденсатного
насоса подпор при аварийном режиме может оказаться недостаточ-
ным. Прием воды из верхней питательной цистерны практически
невозможен, так как избыточный напор всасывания/убудет меньше
чем при нормальном режиме работы. При установке с бустерно-
питательным насосом воду можно подвести к насосу из питательной
цистерны, учитывая достаточность подпора для бустерного насось
н низкую температуру воды в цистерне
Работа питательного насоса в условиях кавитации недопустима
ввиду опасности парообразования на всасывании насоса. Если
произойдет полный срыв работы насоса и подача воды прекратится,
вода, содержащаяся в насосе, быстро вскипит, так как вся энергия,
подводимая к насосу, будет затрачена на нагрев относительно
небольшого объема воды, заполняющего корпус насоса; при враще-
нии ротора в корпусе, заполненном пароводяной смесью, возможно
заедание деталей ротора насоса.
Уменьшение удельного веса воды с повышением ее температуры
создает некоторые трудности в вычислениях при переходе от дей-
ствительного давления всасывания, выраженного в кПсл?, к значе-
ниям избыточного напора асасывания, выраженного в метрах столба
жидкости, и наоборот.
Например, нзвестны-
Проиэводительность насоса. м3/час ....	105
Температура воды на входе, “С . . ., .	.	120
Число оборотов насоса, об/мин............. 5200
Кавитационный коэффициент быстроходности С 800
Требуется определить давление у всасывающего патрубка на-
соса. Согласно формуле (123)
- 5-62>а	— 5,62-5200 у Ю5 _ R 9R
s*«nin с —	60.800	~	’
откуда Ws,mln »“ Н,5 м ст. жидк.
Абсолютное давление у всасывающего патрубка может быть
определено как
ра = pd +	= 2,07 + —-5'945- = 3,15 кГ/см8
'° юооо	юооо
192
Основные'данные некоторых судовых питательных насосов
а избыточное давление как
ря = ра— 1,03 - 3,15 — 1,03 я= 2,12 кПа*.
Здесь р^ = 2,07 кГ/смг — давление насыщенного пара при
/= 120° С;
7 = 945 кГ/м* — удельный вес воды при t = 120° С.
Параметры некоторых судовых питательных насосов приведены
в табл. 3.
46. Регулирование
Регулирование питательных насосов с приводом от паровой
турбкиы осуществляется посредством автоматической системы кон-
троля питания, в состав которой входит регулятор питания и регу-
лятор постоянного давления или регулятор постоянной разности
давлений.
Существует три способа регулирования:
1. Паровая турбина снабжена регулятором скорости —
насос работает с постоянным числом оборотов (рис. 99, а). В этом
случае на режиме,частичной нагрузки вся разность давлений Ар
между давлением нагнетания насоса р и давлениемрс, требуемым по
характеристике сети Q—рс (без учета потерь давления в регуляторе
питания), должна быть задросселирована в регуляторе питания РП
(область Л), установленном на напорной линии между насосом Н
и котлом К; величина Дры — разность давлений или, что то же
самое, потеря давления в регуляторе питания при максимальной
нагрузке.
Клапан регулятора питания перемещается под вовдействием
регулятора уровня воды в барабане котла. При большой разности
давлений дроссельный клапан должен иметь небольшой подъем;
это вызывает большие скорости в щелевом отверстии клапана и его
быстрый износ. Кроме того, при большой разности давлений
перестановочное усилие, развиваемое поплавком регулятора уроаня,
может оказаться недостаточным для преодоления сопротивления
в клапане и котел будет получать избыточное' питание.
Чтобы избежать слишком большого падения давления в регуля-
торе питания, а следовательно, и излишнего питания котла, и для
улучшения условий работы регулятора питания, на напорной линии
насоса последовательно с регулятором часто устанавливают регуля-
тор избыточного давления РИ (рис. 99, б), поддерживающий по-
стоянную разность давлений Дрм в регуляторе питания на всех
режимах работы установки. Разность давлений Дри (область В},
превышающая Дри, уничтожается в регуляторе избыточного дав-
ления РИ, клапан которого прикрывается с увеличением разности
давлений в регуляторе РП при его прикрытии.
Такой способ может быть применен для всех случаев работы
насоса с постоянным числом оборотов (электропривод; насос;
навешенный на турбогенератор).
194
2. Паровая турбина снаб-
жена регулятором
постоянного давле-
ния РИД (рис. 99, а).
Регулятор установлен на
линии подвода пара к турбине
и поддерживает постоянным
(в пределах неравномерно-
сти) давление нагнетания на-
соса р„, соответствующее
максимальной нагрузке (про-
цесс регулирования и кон-
струкцию регулятора см. в гл.
8 и 19). Q—ррег—кривая ре-
гулятора давления.
Регулятор РПД уничто-
жает разность давлений Дрд
°
между давлением нагнетания
р по характеристике Q—риасоса
насоса при п = const и по-
стоянным давлением в пита-
тельном трубопроводе; это до-
стигается за счет изменения
числа оборотов насоса с умень-
шением нагрузки. При этом
регулятор питания РП дрос-
селирует разность давлений
Др (область 4) в трубопро-
воде и котле (здесь величина
Др меньше, чем в случае,
приведенном на рис. 99, а,
но все же больше, чем
в примере, разобранном на
рнс. 99, б).
Этот способ обеспечивает
большую экономичность, чем
рассмотренный выше.
3. Паровая турбина снаб-
жена регулятором по-
стоянной разности
давлений РПРД (рис.
99, а), который поддерживает
не постоянное давление на-
гнетания насоса при макси-
мальной нагрузке, а постоян-
ную, разность давлений Дркн
между давлением нагнетания
Рис. 99. Схемы регулирования центро-
бежных питательных насосов’с паровым
турбинным приводом.
13<
195
насоса и давлением в барабане котла (кривая Q — рк). Так как
с уменьшением нагрузки из-за снижения потерь в пароперегревателе
котла давление в барабане котла понижается, характеристика на-.
coca при переменном числе оборотов — кривая регулятора давле-
ния Q—ррег — пойдет ниже, чем соответствующая ей кривая
на рис. 99, в.
Поэтому, хотя разность давлений Др в регуляторе питания
(область Л) не остается постоянной и разной Дры, она все же меньше,
чем при способе регулирования с применением регулятора постоян-
ного давления (рис. 99, в).
Таким образом регулятор постоянной разности давлений улуч-
шает условия работы регулятора питания и повышает экономичность
турбонасоса.
На рис. 99, д показана схема регулирования, аналогичная схеме
на рис. 99, в; однако здесь предусматривается поддержание постоян-
ной разности давлений в регуляторе питания РП, а не между давле-
нием нагнетания насоса и давлением в барабане котла. Эта схема
обеспечивает наилучшие условия работы регулятора питания и
одновременно наибольшую экономичность по сравнению с осталь-
ными способами регулирования. Такая схема регулирования яв-
ляется наиболее рациональной, в особенности при больших сопро-
тивлениях в линии от насоса до котла.
47. Работа нассса с малой производительностью
Первое начало термодинамики для сжимаемых и несжимаемых
жидкостей имеет вид
»м=<|-«,+ л[-^+(»;-*1)]+Л£,	(237)
где	q} g — подводимое тепло, равное нулю при ра-
. боте насоса;
i — теплосодержание жидкости;
А = —------тепловой эквивалент работы, ккал/кгм.-,
427	F >	»
г2 —с2
——- + (za — Zi) — изменение кинетической энергии и энергии
2£	положения жидкости при выходе и входе
» в насос (обычно величина, которой можно
пренебречь);
Lt — механическая работа, отнесенная к 1 кг
жидкости, в данном случае отрицательная
и равная работе, затраченной двигателем
на перемещение жидкости.
Таким образом, вся подведенная к жидкости энергия всегда
полностью затрачивается на увеличение теплосодержания жид-
196
кости, т. е. нагрев жидкости в насосе определяется не потерями,
а полной величиной подведенной энергии, отнесенной к 1 кг.
Повышение теплосодержания жидкости в результате затраты
мощности
'	(238)
427Q	'
где Ng — мощность, потребляемая при данном производитель-
ности, за вычетом потерь в подшипниках и сальниках, кет-,
Q — производительность, кг!сек.'
Зная начальное давление рг и температуру 4» находим тепло-
содержание ij. Тогда
га = G + Ai.	(239)
Зная ij, и рг, можно по таблице термодинамических свойств
воды и пара найти /2. Повышение температуры жидкости в насосе
=	(240)
Вероятность вскипания жидкости и полного парообразования
при малой производительности в питательных насосах значительно
выше, чем в других насосах, не только вследствие большого прира-
щения энергии жидкости в насосе и малого объема жидкости, но и
потому, что при высокой температуре воды небольшое повышение
температуры дает значительное повышение давления насыщенного
пара-, это, между прочим, заставляет тщательнее выбирать величину
подпора на всасывании.
Для устранения парообразования в питательном насосе необхо-
дим какой-то минимальный расход жидкости, отводящей тепло,
равное подводимой энергии. Вскипание жидкости нарушает отвод,
тепла, если возникает трение между деталями, в результате чего
может произойти заедание детален; авария наступвет быстро,
так как корпус, вследствие большой массы и охлаждения его на-
ружной поверхности воздухом, не успевает расширяться так же
быстро, как рабочее колесо, и зазор становится меньше допустимого.
Чтобы обеспечить минимально необходимый расход жидкости
через насос, устанавливают рециркуляционную линию, соединяю-
щую напорный патрубок с источником приема жидкости. Линия
включается автоматически или вручную, но в период работы с ну-
левой или малой производительностью всегда должна быть открыта.
При достаточно крутой характеристике Q—Н и достоянном
числе оборотов может быть применен обычный предохранительно-
перепускной клапан, отрегулированный на давление, соответствую-
щее минимально допустимой производительности.
Если уравновешивание осевого усилия в насосе осуществляется
посредством разгрузочной пяты, то величина утечек через нее
вполне достаточна для защиты насоса от вскипания жндйэсти на
197
небольшой период работы при относительно невысокой температур
питательной воды. Трубопровод, соединяющий разгрузочную камер
насоса с источником его питания, должен иметь минимальное е,
противление; желательно, чтобы условный проход его был на один-,
два размера больше условного прохода в месте присоединения в кч
мере.
Допускаемую предельную температуру определяют исходя н
располагаемого давления на всасывании; она равна температуре
Рис. 100. Автоматический перепускной Рис. 101. Зависимость расхода
На рис. 100 показан!
конструкция автоматичес
кого перепускного клапана, установленного за насосом в напорном
трубопроводе. К корпусу клапана присоединен перепускной трубо-
провод П; в корпусе клапана установлен собственно клапан 2, имею-
щий направление в двух втулках /, запрессованных в корпусе. Пото-
ком воды клапан поднимается кверху; соединительная тяга 3 снаб-
жена вилкой, охватывающей клапан, и золотником 4. Когда клапан
отжат кверху, тяга займет положение, при котором золотник за-
крывает отверстие а дроссельной шайбы 5 и тем самым препятствует
току воды через перепускной трубопровод. Когда количество пере-
качиваемой насосом воды уменьшится настолько, что подъемная
сила, создаваемая потоком, станет меньше веса клапана, последний
198
опустится; при этом золотник откроет отверстие а и вода пойдет
через перепускной трубопровод.
На рис. 101 показаны кривые зависимости расхода воды через
перепускной трубопровод от количества воды, идущей в сеть при
открытом и закрытом клапане.
48. Конструкция
Конструкция судовых питательных насосов зависит от характе-
ристик, параметров, условий расположения и обслуживания,
а также от опыта и традиций завода, изготовляющего насосы. Эти
насосы могут быть одно- и многоступенчатыми, с приводом от паро-
вой турбины или от электродвигателя, с разъемным и неразъемным
корпусом, вертикальными или горизонтальными и т. д.
Тип привода и основные узлы насоса. При Выборе типа при-
вода следует учесть требования повышения экономичности уста-
новки, а также особенности принятой тепловой схемы, мощность
судовой электростанции и др.
Самым распространенным типом привода для питательных
насосов является паровая турбина, которая позволяет выбрать
оптимальное расчетное число оборотов, осуществлять плавное регу-
лирование оборотов в значительных пределах, уменьшить вес и
габариты всего агрегата.
Турбина выполняется обычно одноступенчатой, с одним двух-
венечным колесом. Многоступенчатая паровая турбина, имеющая
сравнительно небольшую мощность, практического повышения
к. п. д. не дает. Кроме того, она очень удорожает стоимость агре-
гата и понижает его надежность, усложняет и ухудшает условия
эксплуатации и требует увеличения времени пуска из холодного
состояния.
Для обеспечения высокого к. п. д. одноступенчатой турбины
требуется большая окружная скорость в облопатывании, которая
может быть достигнута за счет увеличения числа оборотов и наруж-
ного диаметра диска колеса.
Большое влияние на к. п. д. агрегата оказывает способ соедине-
ния валов турбины и насоса. При сплошном вале и трехопориой
конструкции агрегата, состоящего из многоступенчатого насоса
и одноступенчатой турбины, наружный диаметр колеса турбины
ограничивается допустимым значением критического числа оборотов.
Если валы насоса и турбины соединены гибкой муфтой и каждый
из них расположен в двух подшипниках, то числа оборотов «криг
насоса и турбины не зависят друг от друга; это позволяет принять
больший диаметр колеса турбины и умеренный диаметр йала насоса,
чем обеспечивается повышенная окружная, скорость облопатывания
турбины и более благоприятные гидравлические обводы колеса
насоса, т. е. брлее высокий к. п. д. и турбины насоса.
Наиболее экономичным является питательный турбонасос, у ко-
торого п = 5000—6000 об/мин (рис. 102).
199
Повышению к. п. д. способствует также установка зубчатой
передачи — редуктора между насосом и турбиной; при этом паровая
турбина будет делать 10 000—14 000 об/мин, а насос — 4000—
6000 об/мин; это обеспечивает высокую экономичность как турбины.
Рис. 102. Характеристики питательного турбо-
насоса с гибкой муфтой.
Давление и температура свежего пара 43 ата, 455° С;
противодавление 2 ата: иевлеяне и температура
I воды на всасывании 3.2 кГ/см\ 120° С.
так и насоса и неболь-
шой требуемый подпор
на всасывании.
Путь к дальнейше-
му увеличению общего
к. п. д. агрегата — при-
менение электроприво-
да; в этом случае конст-
рукция насоса отличает-
ся только большим чис-
лом ступеней (из-за мень-
шего числа оборотов).
К- п. д. электронасо-
са будет выше, так как
приводом генератора яв-
ляется многоступенча-
тая паровая турбина
большой мощности, эко-
номичность которой намного выше, чем у одноступенчатой мало-
мощной турбины, даже с учетом потерь в редукторе, генераторе и
электродвигателе насоса.
На рис. 103 показаны характеристики питательного электро-
насоса; его расчетная производительность и напор такие же, как
и у насоса на рис. 102.
При удельном расходе пара P.rffa*	..
на турбогенератор — qr — 7,5 кг!л. с.-ч — удельный 5₽ расход пара на гидравли-						0'Н			
									60
ческую л. с. у электронасо'- са будет						О-Ц			
J „	-re	28 q								TH			
Ifo-ls 0,75-0,9	« = 11 л. с.									20
(вместо 15—18 кГ/л.с.-ч у турбонасоса). Применение электропи- Рис. тательных насосов в судо- эл|‘ вых условиях возможно	45 103. Характе тронасоса. Дав кГ/cjh®; темпер				ф	135 n'lvac метики питательного ение на всасывании атура воды 120° С.				
лишь при наличии мощ-
ной электростанции в связи с большой потребляемой мощностью и
трудностями пуска больших электродвигателей переменного тока.
Эти трудности можно устранить, повысив одновременно эконо-
мичность установки (за счет ликвидации потерь в генераторе и
200
электродвигателе), если сделать насос навешенным на турбогене-
ратор, т. е. соединить вал насоса с валом колеса редуктора или валом
генератора.
Однако навешенные питательные насосы обладают недостаточной
эксплуатационной гибкостью. Так, если давление на всасывании
насоса упадет и станет ниже допустимого, навешенный насос не
может-быть отключен; поэтому, например, зазоры в щелевом уплот-
нении должны быть приняты большими, чем в обычных насосах,
чтобы насос мог работать без воды в течение нескольких минут.
Это несколько снижает к. п. д. питательного насоса.
Сравнительные данные по экономичности, стоимости и весу
различного типа питательных насосов см. в табл. 4.
Таблица 4
Сравнительные данные питательных насосов в зависимости от типа
насоса и привода
Тип насоса	Расход пара	га	|| 6 §	Примечание
		%		
Высокоэкономичный •питательный турбо- насос	100	100	100	Насос и турбина соедине- ны гибкой муфтой п=5000— —6000 об/мин
Питательный турбо- насос с редуктором	93	100	95	См рис 107
Питательный турбо- насос с подшипниками на водяной смазке	120	25	50	
Стандартный много- ступенчатый насос	140	40	60	Насос и турбина соедине- ны жесткой муфтой; под- шипники (три) с кольцевой смазкой
Питательный элек- тронасос	75	—	—	
Питательный насос с многоступенчатой па-, ровой турбиной	78	150	160	
Желательно, чтобы вал питательного насоса
был расположен горизонтально, так как это обеспечивает
более легкий и удобный доступ к узлам агрегата и надежный отвод
масла от подшипников скольжения в маслосборник, который у го-
ризонтальных турбонасосов удачно совмещается с фундаментной
рамой.*
Тип корпуса многоступенчатого питательного насоса,
способ расположения колес и метод разгрузки осевого усилия
в большой мере взаимосвязаны.
201
По типу корпуса насосы делятся на:
—	спиральные насосы с разъемным корпусом по оси вала;
всасывающие отверстия рабочих колес обращены в противополож-
ные стороны. Наибольшее допустимое давление для корпуса 80—
85 кГ/сяР-,
—	насосы с неразъемным корпусом;
а)	рабочие колеса разделены на две группы и всасывающие от-
верстия колес каждой группы обращены в противоположные сто-
роны (см. рис. 105);
б)	всасывающие отверстия колес обращены в одну сторону.
При высоком качестве изготовления к. п. д. у насосов с корпусом
любого типа примерно одинаковый, поэтому выбор типа корпуса
определяется в основном опытом и практикой завода-изготовителя
с учетом способа разгрузки осевого усилия.
Для насосов с противоположно расположенными колесами тре-
буется установка упорного подшипника, рассчитанного на восприя-
тие полного осевого усилия, так как при возможном в эксплу-
атации снижении давления на всасывании до значения ниже
допустимого может быть нарушено уравновешивание осевого
усилия.
Наиболее широко применяются насосы с колесами, обращенными
всасывающими отверстиями в одну сторону и с устанавливаемыми
при этом направляющими аппаратами.
Для разгрузки осевого усилия в этих насосах применяется
гидравлическая пята (см. гл. 5), которая в целом оправдала себя
в эксплуатации.
Однако в определенных случаях, например при недопустимом
снижении давления на всасывании, гидравлическая пята не может
воспринять усилие, и диск начинает задевать. Установка дополни-
тельного упорного подшипника, рассчитанного на полное усилие,
усложнила бы конструкцию и вызвала бы дополнительные потери
мощности, вследствие чего гидравлическая пята как способ раз-
грузки потеряла бы свои’преимущества перед разгрузкой осевого
усилия посредством противоположного расположения колес.
Для вертикальных насосов при небольшом располагаемом под-
поре гидравлическая пята менее благоприятна, чем для горизон-
тальных; она устанавливается за последней ступенью насоса,
поэтому при расположении рабочих колес всасывающими отвер-
стиями кверху (следовательно при рабочем колесе первой ступени
в наивысшей точке) располагаемый подпор будет меньше на вели-
чину, равную высоте проточной части. Если колеса расположить
отверстиями вниз, подпор соответственно увеличится, однако при
этом значительно усложняется конструктивное решение вопроса
о восприятии веса ротора в момент пуска насоса.
В последнее время наблюдается тенденция к широкому примене--
иню механического уплотнениям для питательных
насосов.







202
Судя по литературным данным, такое уплотнение применяется
для некоторых питательных насосов, установленных на судах ино-
странной постройки; в корпусе, уплотнения предусмотрены допол-
нительно два набивочных кольца на случай выхода уплотнения
из строя. Несмотря на определенный положительный опыт эксплуа-
тации механического уплотнения в судовых питательных насосах,
конструкторы и потребители насосов считают, что до накопления
еще большего опыта и получения полной уверенности в надежной
работе уплотнения такая предосторожность вполне уместна. Послед-
ствия аварии при выходе из строя механического уплотнения более
значительны, чем недостатки, связанные с установкой дополнитель-
ного набивочного сальника (удлинение вала и некоторое усложне-
ние конструкции). При нормальной работе механического уплотне-
ния набивочные кольца не должны быть зажаты.
Многоступенчатые насосы. Вертикальный двух-
ступенчатый бустерно-питательный насос
с направляющим аппаратом и разъемным
корпусом (рис. 104).-
Плоскости разъема корпуса 4 шлифованы и покрыты специаль-
ной пастой. В расточке корпуса установлены направляющие аппа-
раты 3 и обратные каналы. Вал насоса вращается в двух опорных
подшипниках скольжения 1, расположенных вверху и внизу,
с принудительной смазкой; верхний подшипник снабжен упорной
поверхностью, воспринимающей вес ротора при пуске и оста-
новке. На выходе вала из корпуса установлены набивочные саль-
ники 2.
Для разгрузки ротора от осевого усвлия предусмотрено раз-
грузочное устройство 7. Рабочие колеса 5 насажены на вал 6 на
шпонках и удерживаются на нем посредством промежуточных
втулок и гайки. Приемный и напорный патрубки отлиты заодно
с корпусом так, что ротор насоса может быть вынут без отсоедине-
ния трубопроводов.
Характеристики насоса приведены в табл. 3 (столбец 1).
Горизонтальный насос с соединительной
муфтой и неразъемным корпусом. Образцом может
служить питательный насос с паротурбинным приводом типа ПТ;
судовые насосы этого типа рассчитаны на давление до 60 кПсм2
и температуру воды 106° С для различной производительнести.
Насос трехступенчатый, корпусного типа; внутренний корпус сек-
ционный, с плоскостями разъема, перпендикулярными к оси вала.
Осевое усилие уравновешено разгрузочной пятой: колесо первой
ступени имеет специальный профиль, обеспечивающий кавитацион-
ный коэффициент быстроходности С ~ 1250. Корпус насоса крепится
на раме посредством системы шпонок, допускающих свободное
температурное расширение его без нарушения центровки с паровой
турбиной. Валы насоса и турбины соединены пальцевой упругой
муфтой. Сальники с мягкой набивкой; охлаждаются водой.
203
Паровая турбина с одним двухвенечным колесом. Валы турбины
и насоса вращаются в опорных подшипниках скольжения с при-
нудительной смазкой во время работы и кольцевой смазкой в период
пуска. Масляный насос установлен на переднем конце вала турбины.
Рис. 104. Вертикальный двухступенчатый бустерно-питательный насос
с разъемным корпусом.
Масляный резервуар расположен в сварной фундаментной раме.
Патрубки свежего и отработавшего пара турбины расположены
на нижней половине корпуса, что позволяет разобрать турбину
без отсоединения трубопроводов.
Вертикальный многоступенчатый насос
двухкорпусного типа (рис. 106). Производительность
насоса—45 ма!час, давление нагнетания— 115 кПсм2, давление
204
всасывания — 2,0 кПсм2, температура воды — 120° С, число обо-
ротов — 6500 об/мин. Валы насоса и турбины соединены жесткой
муфтой; всасывающий патрубок, как и напорный, расположен
вверху. Поток воды проходит через четыре ступени 4, затем отво-
дится киизу, откуда поднимается вверх через остальные четыре
ступени 2. Нижний 1 и сред-
ний 3 подшипники скольжения
насоса смазываются перека-
чиваемой водой; поток воды
через нижний и средний под-
шипники насоса обеспечивает-
ся за счет напора, развивае-
мого соответственно тремя и
четырьмя ступенями насоса.
В пространстве между наруж-
ным и внутренним корпусами
действует давление нагнета- *
НИЯ.
Осевое уснлве, сжимающее
внутренний корпус, исключает
применение прочных сквоз-
ных болтов для стягивания
секций. Несколько обыкно-
венных болтов удерживают
внутренний корпус в период
сборки и во время бездействия
насоса. Чтобы упростить кон-
струкцию насоса и обеспе-
чить вибрационную устойчи-
вость ротора, применены плос-
кие уплотняющие кольца и
центрирующие выточки вместо
штифтов.
Питательный на-
сос с турборедук-
тором. Большинство пита-
тельных насосов соединяются
Рис. 105. Вертикальный многоступен-
чатый насос двухкорпусвого типа с не-
разъемным корпусом.
с паровым турбинным приво-
дом непосредственно; это позволяет применить высотое число
оборотов одновременно и для иасоса и для паровой турбины, на
рис. 106 и 107 показан питательный турбонасос, у которого валы
насоса и турбины соединены не непосредственно, а через зубчатую
передачу.
‘ Основные данные насоса и паровой турбины
Производительность, т[час
номинальная .................................     о
максимальная  ................................ 4
205
Давление нагнетания Р„ при QH, кГ/см-. .	59
» всасывания Р50 при X?H, кГ!см2	2,25
Температура питательной воды I, °C........	115,5
Число оборотов насоса лн, об/мин . .	. .	1375
Давление свежего пара plf кГ]с*С-	49,2
Температура свежего пара °C . . . .	..........510
Давление отработавшего пара р2, кГ/см2 .............1,4
Число оборотов турбины лт, об/мин . .	. .	. 10000
Вода к питательному насосу подается автономным бустерным
электронасосом центробежного типа с колесом двустороннего вса-
сывания.
Данные насоса
Производительность Q, т!час .	. 208
Давление нагнетания рп. кГ{см* . .	. 2,75
Температура воды t, С......... .115,5
Давление в деаэраторе рд, кГ/сМ* .	. 0,703
Число оборотов п, об/мин............ . 1710
Мощность электродвигателя N3, л. с .	.30
Схемой предусмотрено, что бустерный насос на режиме полной
нагрузки возвращает через байпасную .линию в деаэратор
'—65 т!час конденсата; таким образом обеспечивается повторная
деаэрация конденсата.
Принятое относительно небольшое число оборотов питательного
насоса дает приемлемую экономичность и требует меньшего давле-
ния на всасывании; это уменьшает напор бустерного насоса и по-
требляемую им мощность, значительная часть которой представляет
собой потерю энергии из-за возврата насосом части коцденсата в деаэ-
ратор.
Чем больше напор бустерного насоса, тем больше абсолютная
величина непроизводительно теряемой мощност, на режимах ма-
лых нагрузок относительная величина потерь возрастает еп£е больше
в связи с увеличением абсолютной величины возвращаемого конден-
сата в деаэратор и уменьшением полезной производительности
(см. рис. 63).
Питательный насос, изображенный на рие. 107, состоит из
четырех ступеней, колеса 4 которых расположены попарно и на-
правлены всасывающими отверстиями в противоположные стороны;
для уменьшения давления на нижний сальник 2 третья ступень
помещена внизу. Корпус 3 насоса стальной, внутренние детали
статора из бронзы. Турбина имеет одно консольное двухвенечнбе
колесо 8, (Скованное. как и шестерня 5 редуктора, заодно с валом 6-
Корпус 7 турбины, выполненный заодно с корпусом редуктора,
имеет разъем по оси вала и крепится к корпусу насоса. Вал турбины
вращается в двух подшипниках скольжения; на выходе вала из
корпуса находится лабиринтовое уплотнение. Вал колеса редуктора
также вращается в двух подшипниках скольжения; для восприятия
осевых усилий на валу шестерни и редуктора установлены упорные
подшипники скольжения 9. Для смазки подшипников турбины
206
и зубчатой передачи предусмотрен масляный насос 1, который рас-
положен на валу питательного насоса внизу и погружен в масляную
ванну в фундаментной раме насоса.
Агрегат получается очень компактным, но так как фундамент-
ная рама спроектирована с учетом обеспечения требований ударо-
Рис. 107. ПродольныГГраз-
рез вертикального много-
ступенчатого питательного
насоса с турборедухтором.
Рис. 106. Вертикальный много-
ступенчатый питательный насос
с турборедуктором.
стойкости, насосная часть оказалась почти полностью погружен-
ной в • раму и доступ к насосу в случае ремонта практически невоз-
можен; поэтому на судно обычно поставляют запасной насос.
Одноступенчатые насосы. Рассмотрим две конструкции горизон-
тальных одноступенчатых питательных насосов, широко распро-
страненных на судах морского флота.
В н*а сосе с водяными подшипниками (рис. 108)
предусмотрены только подшипники 4 скольжения с водяной смазкой,
тонкостенные вкладыши которых изготовлены из пористой бронзы,
пропитанной специальным составом. Этим исключается необходи-
207
мость в уплотнении валов насоса и паровой турбины и в применении
масляной системы; кроме того, можно использовать короткий жест
кий вал 5 с консольно расположенными колесами би I насоса i
турбины. Шейки вала покрываются хромом. В качестве смазки лучше
всего применять воду, подводимую из конденсатного насоса ил)
из цистерны пресной воды (t 50° С), но возможна надежная ра
бота подшипников и
(tm 105° С).
при смазке самой перекачиввемой водой
Рис. 108. Одноступенчатый питательный насос с водяными
подшипниками.
Двухвенечное колесо 1 паровой турбины крепится на валу спе
циальной муфтой 2, которая обеспечивает точную центровку и ба
ланснровку при миогократиой разборке и сборке. Разгрузка осе
вого усилия обеспечивается устройством, которое по принципу
действия аналогично гидравлической пяте. У подшипника со сто
роны турбины предусмотрена торцовая поверхность для восприятия
любого неуравновешенного усилия, в частности, при пуске. Регуля
тор предельного числа оборотов бойкового типа 3 расположен по
середине вала, а регулирующий паровой клапан регулятора давле
ния совмещен со стопорным клапаном турбины. Производительность
таких насосов от 70 до 135 мЧчас при давлении нагнетание
—55 кГ/см2, с параметрами пара 42 кПсм2 и 480° С и противодавл"е
пнем —2,5 кГ/см\ число оборотов 7500—10 000 об/мин.
208
Насос с подшипниками качения (рис. 109).
Производительность насоса от 1-5 до 90 мя/час, напор 500 м вод. ст.
и выше. Геометрический подпор 10—12 м вод. ст.
Благодаря консольному расположению колеса насоса и диска
турбины агрегат получается очень компактным.
Параметры: начальное давление пара 40 кГ1сл?\ температура
свежего пара 280—370° С; число оборотов ~7000—8000 об/мин.
Рис. 109. Одноступенчатый питательный насос с подшипниками
качения.
Вал вращается в двух шарикоподшипниках прецизионного типа.
Смазочное масло захватывается из резервуара кольцами, подается
по валу через отверстия О и фильтрующие кольца к подшипникам
и стекает из подшипника (в направлении, показанном стрелками);
таким образом обеспечивается его непрерывная циркуляция. В. тур-
бине предусмотрен регулятор ограничительного числа оборотов,
воздействующий на паровой клапан.
Материалы. При выборе материала для изготовления питатель-
ных насосов необходимо учитывать давление, температуру и свой-
ства питательной воды и условия работы. По литературным данным,
при температуре 200°Сдля давлений меньше 40кГ/£и2 корпуснасоса
может быть чугунным; для давлений от 40 до 100 кГ!сл? при 125° С —
стальным; при -большей температуре или для давлений свыше
И Б M. Певзнер	209
100 кГ!см2 чаще применяется двойной корпус: наружный — кова-
ный, внутренний — литой.
В судовой практике для давлений До 35 кПсл? при 60° С при-
меняются бронзовые корпуса; для давлений до 80 кГ!сл? при
105° С— стальные и для давлений сверх 80 кГ1сл? при 100° С —
из хромомолибденовой стали.
Валы для питательных насосов, рассчитанных на высокие давле-
ния и температуру, могут быть из нержавеющей хромистой стали
(следует отметить склонность нержавеющих сталей к заеданию
в подшипниках скольжения при работе по 0аббиту). При высоком
давлении и температуре для насосов с подшипниками скольжения
применяют низколегированные стали, в частности хромоникелевую.
Окончательный выбор материалов производится с учетом свойств
воды, так как при повышении температуры воды зашита от коррозии
деталей из углеродистой стали связана с большими трудностями.
Широко применяется хромистая сталь, оказывающая хорошее со-
противление коррозии при всех значениях pH в питательной воде
(pH указывает концентрацию водородных ионов в водяном растворе).
Показателем сравнительной кислотности воды является лога-
рифмическая шкала pH, составленная на основании формулы
tj 1	*
pH _ log------------
концентрация Нт
Чем ниже pH, тем больше кислотность раствора, и наоборот.
Раствор, у которого pH = 7,0, — нейтральный (раствор с pH —
= 5,0 является в 10 раз более кислым, чем раствор с pH = 6,0).
Значение pH меняется с изменением температуры воды. Для зна-
чений pH менее 6,0 следует применять нержавеющую сталь; при
pH = 6,0—8,5 — бронзу (если позволяют давление и температура)
и при pH = 8,5 — чугун или сталь (тоже если позволяют давление
и температура) и нержавеющую сталь.
Глава 14
ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ
Назначением главных циркуляционных насосов является прием
воды из-за борта, прокачивание ее через трубки конденсатора и вы-
брос за борт через отливной трубопровод. Кроме того, они исполь-
зуются как аварийные водоотливные насосы при затоплении машин-
ного отделения.
В зависимости от системы циркуляции различают два основных
способа применения главных циркуляционных насосов:
—	насосы непрерывно работают на всех ходовых режимах, на
стоянке и при маневрировании (обычная система циркуляции);
—	насосы работают только на стоянке, при маневрировании,
на задних ходах и на малых ходовых режимах (при скорости судна
меньше 10 узл.). На остальных ходовых режимах подача охлаждаю-
щей забортной воды через конденсатор осуществляется профилиро-
ванными приемным и отливным патрубками конденсатора (само-
проточная циркуляция). Циркуляциошгые насосы в системе само-
проточной циркуляции устанавливаются последовательно или па-
раллельно с приемным патрубком конденсатора.
НАСОСЫ В ОБЫЧНОЙ СИСТЕМЕ ЦИРКУЛЯЦИИ.
49.	Основные параметры
Производительность постоянно работающего насоса складывается
из количества воды, необходимой для конденсации пара, посту-
пающего в конденсатор при нормальной мощности паровой турбины
с учетом некоторого коэффициента запаса в пределах до 1,15. Если
насос обслуживает другие системы (маслоохладитель, конденсатор
турбогенератора и т. п.), то при расчете этот добавочный расход
воды должен быть учтен.
Кратность циркуляции — отношение количества прокачиваемой
охлаждающей воды к количеству поступающего пара в конденса-
тор — находится в пределах от 50 до 100 и зависит от особенностей
установки, температуры охлаждающей воды, величины вакуума
в конденсаторе и других факторов.
Напор насоса принимается из расчета преодоления потерь .
в трубках конденсатора, водяных камерах и на линиях трубопро-
водов при расчетной производительности.
211
I
I
212
Обычные приемные и отливные патрубки конденсаторов без-
условно создают определенный напор, но при расчете циркуляцион-
ных насосов он учитывается только тогда, когда величина его точно
известна. Напор насосов при двухпроточном конденсаторе — по
данным практики — составляет —7—9 м вод. ст. и выше, а прн
однопроточном——б м вод. ст. (в отдельных случаях он может быть
значительно выше). Число оборотов для судовых циркуляционных
насосов принимается большим, чем для стационарных, так как
стационарные насосы не могут быть заглублены на такую же вели-
чину, как судовые.
Производительность и напор насоса при использовании его в ка-
честве аварийного водоотливного насоса на судах торгового флота
равны —50 и —150% от расчетных данных; возрастание напора
связано с появлением разности отметок воды в помещении и за бор-
том. При этом трюмная линия присоединена к основной приемной.
Основные данные циркуляционных насосов центробежного и
осевого типа, установленных в различных системах циркуляции
и снабженных различного рода приводами, приведены в табл. б.
50.	Условия всасывания
Циркуляционные насосы устанавливаются на судах ниже ватер-
линии, поэтому оии всегда залиты водой. На судах торгового флота
помимо основной нижней приемной линии часто предусматривается
верхняя приемная линия с отдельным забортным отверстием, через
которое насос засасывает воду на мелководье, во избежание засоре-
ния трубок конденсатора песком или илом. Эта линия меньше по
размеру (площадь сечения трубопровода —0,6 от основного) и имеет
более сложную конфигурацию.
В зависимости от величины геометрического подпора и потерь _
во всасывающей линии насос работает либо с манометрическим под-
пором, либо с небольшой вакуумметрической высотой всасывания.
Желательно расположить насос как можно ниже, так как с увели-
чением подпора может быть повышено допустимое число оборотов.
Скорость в приемных патрубках от 2,6 до 3,5 м1сек.
При использовании насоса в качестве аварийного водоотливного
напор сети является в основном геометрическим напором, и насос
работает с геометрической высотой всасывания; трюмная линия
присоединяется или к всасывающей линии, или к аварийному па-
трубку, расположенному на приемной части насоса.
51.	Регулирование
Необходимость регулировать в широких пределах производи-
тельность циркуляционных насосов вызывается значительными
изменениями нагрузки паровой турбины и в особенности темпера-
туры охлаждающей воды во время эксплуатации (температура воды
зависит от района плавания и времени года).
?13
При эксплуатации обеспечиваемая насосом производительность
может отличаться от требуемой также из-за значительного рас-
хождения меяеду расчетным и действительным сопротивлением сети,
завышенного значения принятой кратности циркуляции, увеличе-
ния сопротивления сети при попадании водорослей в решетки кинг-
стонов или загрязнения трубок конденсатора и т. п.
Если при уменьшении нагрузки или понижении температуры
забортной воды (или одновременно того и другого) количество ох-
лаждающей воды не будет уменьшено, то произойдет увеличение
вакуума в конденсаторе. Экономичность установки от этого не по-
низится, но поскольку поддержание повышенного вакуума в кон-
денсвторе ограничивается пропускной способностью парового эжек-
тора и трудностью надежного уплотнения соединений от прососа
воздуха в конденсатор, конденсат может переохладиться, т. е. его
температура станет ниже температуры его испарения при данном
абсолютном давлении в конденсаторе, в результате чего экономич-
ность паротурбинной установки понизится. Кроме того, переохла-
ждение увеличивает содержание кислорода в конденсате и повышает
влажность пара в последней ступени турбины, а это вызывает уско-
ренную эрозию лопаток.
Изменение числа оборотов. Этот способ регулиро-
вания наиболее экономичен, так как характеристика сети является
квадратичной параболой (см. рис. 54). Способ применим, если в ка-
честве привода установлена паровая турбина или электродвигатель
постоянного тока.
Дросселирование. В тех случаях, когда привод на-
соса нерегулируемый, чаще всего используют дросселирование
(см. рис. 51), которое при умеренных пределах регулирования
производительности и благоприятной форме кривых Q—ti и Q—Л'
дает вполне приемлемые результаты.
При больших пределах регулирования дросселирование нежела-
тельно; оно понижает экономичность и вызывает ускоренный износ
клинкета и самого насоса, так как он работает на режимах, резко
отличных от оптимального.
Поэтому все циркуляционные насосы в случае применения
переменного тока, как правило, спариваются с электродвигателями,
имеющими несколько ступеней скорости.
В настоящее время на судах устанавливаются в основном элек-
тростанции переменного тока, а в качестве привода насоса — наи-
более простые и дешевые асинхронные электродвигатели; так как
стоимость асинхронных электродвигателей с увеличением числа
ступеней скорости удорожается, особенно при больших мощностях
и низких числах оборотов, то число ступеней скорости у электро-
двигателей редко бывает больше двух.
Соотношение чисел оборотов обеих ступеней скорости состав-
ляет обычно 100 и 80%: 100 и 75%; 100 и 66%; 100 и 50%, в зависи-
мости от номинального числа оборотов и условий эксплуатации,
ЗН
i
Е
Рис. 110. Регулирование перепуском из
отливного патрубка конденсатора на
всасывание насоса.
К — конденсатор; Н — насос; I — распреде
литсльиыб клапан: 2 — напорная линия; 3 —
Чем меньше число оборотов, соответствующее второй ступени
скорости, тем менее экономична работа насоса в интервале наиболее
длительных нагрузок. Поэтому для второй ступени скорости пред-
почтительнее принять большее число оборотов—~75—80% от
номинального.
Перепуск. При больших пределах регулирования этот
способ наиболее целесообразен, так как насос работает вблизи
оптимального режима (см.
рис. 52).
В последнее время вне-
дряется новый способ преду-
преждения переохлаждения
конденсата—перепуск охла-
ждающей воды из отливного
патрубка конденсатора во вса-
сывающую линию насоса
(рис. НО).
При снижении нагрузки
турбины или уменьшении тем-
пературы охлаждающей за-
бортной воды поворотом рас-
пределительного клапана /
частично прикрывается на-
порная линия 2 и частично
открывается байпасная 3; бла-
годаря этому количество вода,
выбрасываемой за борт, умень-
шается, а на всасыавние на-
соса поступает известное ко-
личество вода, нагретой в кон-
денсаторе. Смешение холодной
воды с нагретой повышает на-
чальную температуру вода
при входе ее в конденсатор
и тем самым снижает величину
переохлаждения конденсата.
В табл. 6 приведены результаты ходовых испытаний на одном
из танкеров, где была предусмотрена такая схема регулирования.
С понижением температуры забортной воды с ~24 до ~9°С
при отсутствии регулирования конденсат переохладился на 1,7° С;
температура конденсата снизилась на 11,5° С. Это соответствует
узелячению расхода топлива примерно на !?•-
Применение перепуска привело к увеличению начальной темпе-
ратуры охлаждающей воды с 9,8 до 19,5° С и снижению переох-
лаждения до 0,3° С.
Особо важным элементом схемы является распределительный
клапан, конструкция которого должна быть такой, чтобы при любом
215
Таблица 6
Регулирование производительности циркуляционного насоса перепуском
	Положение байпасного клапана	Положение напористо клнпкета	Конденсатор			
			и	Темпера- тура, "С		В Св
				g	h S3	
•	Полностью открыт	Закрыт на 40 поворотов ыаховика	95	33,4	33,1	0,3
2	То же	То же	95	33,4	33,1	0,3
3	» »	Полностью открыт	96,2	28,5	27.2	1,3
4	Закрыт	Токе	97,2	23,3	21,8	1.7
Спецификационный вакуум Sa "4; температура забортной воды
24° С; мощность полная. Один насос выключен; другой работает на второй ступени
скорости (пониженной}.
его положении суммарное сопротивление двух линий —заборт-
ной и байпасной — оставалось примерно постоянным; этим будет
обеспечена постоянная производительность насоса и, следовательно,
наилучшие условия его работы (вблизи оптимального режима).
Отпадает надобность в применении двухскоростного электро-
двигателя переменного тока, достигается плавкость (а не ступен-
чатость) регулирования и постоянная работа насоса на оптимальном
режиме.
Необходимая температура охлаждающей воды на аходе в кон-
денсатор может быть обеспечена автоматическим изменением сте-
пени открытия распределительного клапана; при отклонении тем-
пературы воды на выходе из конденсатора (вход‘е в распределитель-
ный клапан) от ее постоянного значения реле температуры воздей-
ствует на соответствующее силовое устройство, которое изменяет
положение клапана и расход воды через байпасную линию и за
борт.
К недостаткам такого способа регулирования следует отнести
большие размеры перепускного трубопровода и одинаковую на всех
режимах мощность, потребляемую насосом независимо от нагрузки
главной турбины и температуры забортной воды.
Установка двух насосов. Конденсатор обслужи-
вается двумя насосами, каждый из которых работает на свою поло-
вину конденсатора (насос рассчитан на половину общего количества
охлаждающей вода) и может быть переключен на другую половину
конденсатора. На рис. Ill показаны характеристики совместной
216
и одиночной работы таких насосов. Из рассмотрения кривых сле-
дует:
—	один насос обеспечивает только 70% требуемого количества
охлаждающей воды, следовательно, при расходе воды от 70 до 100%
требуется параллельная работа двух насосов, что не приводит
к повышению экономичности;
—	при расходе охлаждающей воды меньше 70% работа с одним
насосом, рассчитанным на половину общего количества воды,
выгоднее, чем с двумя такими же насосами или с одним насосом,
рассчитанным на полную про-
изводительность. Однако при
работе насоса в пределах от
50 до 70 % производительности
рабочие точки находятся на
ниспадающей ветви характе-
ристики насоса, в результате
чего возникает опасность ка-
витации и более быстрого из-
носа проточной части;
— дросселирование не ис-
ключается как при работе
с одним, так и с даумя насо-
сами, каждый из которых рас-
считан на половину полного
расхода охлаждающей воды;
— применение двух насо-
сов повышает живучесть ус-
тановки, облегчает подбор
электродвигателя (меньшая
номинальная мощность и по-
вышенное расчетное число обо-
ротов), упрощает пусковую
электроаппаратуру и улуч-
шает условия пуска.
Если применяют два насоса с различной расчетной производи-
тельностью, то больший насос должен работать в районе с высокой
температурой воды, а меньший — в районах с умеренной темпера-
турой- Это позволяет избежать переохлаждения конденсата и умень-
шает потребляемую мощность.
Учитывая, что применение двух насосов значительно усложняет
коммуникации, повышает стоимость и увеличивает Занимаемую
площадь, не следует, там, где это возможно, устанавливать два
насоса.
Поворот лопастей в осевом насосе. Чтобы
судить о целесообразности применения осевого насоса с поворот-
ными лопастями, необходимо точно определить его эксплуатацион-
ные преимущества.
217
Применение такого насоса тем" выгоднее, чем больше интервал
изменения температуры охлаждающей воды и нагрузки паротур-
бинной установки и чем меньше снижается к. п. д. насоса при пере-
ходе иа режимы с пониженной производительностью. В противном
случае не будет компенсировано усложнение конструкции насоса
и увеличение его стоимости.
На рис. 112 показаны характеристики Q—Н и Q—осевого
насоса с поворотными лопастями (nf= 880); форма кривых благо-
приятна для условий работы циркуляционного насоса.
Рис. 112. Благоприятные характери-
стики осевого поворотно-лопастного
насоса.
Рис. 113. Неблагоприятные ха-
рактеристики поворотно-лопаст-
ного насоса.
При изменении производительности от 100 до 50 ?e (Qpacq =
= 5000 жЧчас) рабочие точки, располагающиеся на характеристике
сети #с, остаются вблизи оптимального режима. Это обеспечивает
не только максимальную экономичность, но и йаилучшие условия
работы с точки зрения кавитации и уменьшения износа насоса.
На рис. ИЗ изображены характеристики насоса, у которого
при изменении производительности от 100 до 50% рабочие точки
расположены достаточно далеко от точки оптимального к. п. д
и именно на правой ниспадающей ветви характеристики. Если одно-
временно с поворотом лопасти осуществить частичное дросселиро-
вание (пунктирные кривые), то и для этого насоса могут быть
обеспечены благоприятные условия работы в отношении умень-
шения износа и опасности кавитации, правда, за счет некоторого
снижения экономичности.
На рис. 114 приведены сравнительные характеристики центро-
бежного и осевого насосов с поворотными лопастями (по рис. 112)
при их работе с характеристикой сети Нс; выигрыш в экономичности
218
значительный (по сравнению с центробежным насосом, спаренным
как с односкоростным, так и двухскоростным двигателем). Для
сравнения расчетный к. п. д. центробежного насоса принят на 5%
больше, чем к. п. д. осевого.
Установка бустерного насоса (рис. 115). В бай-
пасной линии устанавливается бустерный насос БН, который после-
довательно соединяется с основным насосом Н во время плавания
судна в районах с высокой температурой охлаждающей воды,
например в тропиках.
Рассмотрим особенности такой схемы применительно к выполг
ненной корабельной конденсационной установке, работа которой
характеризуется давными на режимах полного и экономического
ходов (табл. 7).
Таблица 7
Данные установки с бустерным циркуляционным насосом
Режим работы
I (полный перед-
ний ход)
И. (экономиче-
ский ход)
88,5
96,0
3.45
2,85
Примечание. Температура охлаждающей воды 13 °C. Кондеисатор однохо-
219
Схема, особенно при постоянном расходе охлаждающей воды
на всех режимах, имеет определенные достоинства, если у основного
насоса приводом является электродвигатель, так как при этом
обеспечивается наибольшая возможная экономичность по сравне-
нию с системой самопроточной циркуляции и установленным в ней
турбоциркуляционяым насосом (см. ниже). Возможность последо-
вательного включения бустерного насоса позволяет вести расчет
основного насоса на нормвльную, а не на максимальную произво-
дительность, соответствующую максимальной температуре, следо-
вательно, мощность электропривода будет меньше; в зависимости
от напора она может быть равна 120—140 кет и не требует увели-
чения мощности электростанции или усложнения пуска двигателя.
Тип и расчетный к. п. д. основного насоса должны быть приняты
такими, чтобы при повышенной производительности (при последо-
вательной работе с бустерным насосом) был обеспечен достаточный
напор, приемлемый к. п. д. и удовлетворительные условия всасы-
вания.
Для бустерного насоса наиболее целесообразно применить па-
ротурбинный привод, так как экономичность на этих режимах
работы не имеет решающего значения. Паротурбинный привод
позволяет уменьшить вес и габариты агрегата, принять оптимвль-
ное число оборотов, не требует увеличения мощности электростан-
ции и повышает живучесть установки.
52.	Конструкция
Циркуляционные насосы могут быть центробежными или осе-
выми, в зависимости от типа привода, характеристик, услрвий рас-
положения на судне и способа регулирования.
Тип насоса и привода. На судах морского флота в большинстве
случаев устанавливаются центробежные насосы,
спаренные с двухскоростными электро-
двигателями переменного тора. Центробежные
насосы обеспечивают высокий к. п. д. и хорошую высоту всасыва-
ния во всем интервале изменения производительности, а также
надежную работу насоса на режиме водоотлива, для которого
характерна меньшая производительность (~50% от нормальной),
большой напор н, в особенности, большая высота всасывания;
кроме того, эти насосы обеспечивают простую конфигурацию
всасывающего и напорного трубопроводов. Однако центробежные
насосы отличаются большими габиритами и весом (и большой
стоимостью), а малое число оборотов и большая номинальная мощ-
ность затрудняют подбор к ним электродвигателя. Поэтому на судах
морского флота все чаще применяются осевые электро-
насосы, имеющие меньшие габириты, вес и стоимость изготовле-
ния, чем центробежные. К недостаткам осевых электронасосов
относятся: менее баагоприятная форма характеристик (см. рис. 48),
220
мейывая допустимая высота всасывания и меньший к. л. д. на
расчетном режиме.
Так как достоинства осевых насосов бесспорно преобладают над
их недостатками, то необходимо всячески стремиться к внедрению
этих насосов; одновременно необходимо добиваться за счет соот-
ветствующих конструктивных мер снижения крутизны харак-
теристик и повышения высоты всасывания.
В связи с внедрением байпасирования, при котором циркуля-
ционный насос работает на постоянном расчетном режиме, условия
для применения осевых насосов становятся еще более благоприят-
ными.
В судовой практике находят применение иосевые насосы
с поворотными лопастями.
Их достоинства:
— экономичная работа установки в большом интервале изме-
нения производительности, в том числе и на режиме полной на-
грузки, благодаря возможности устранять несоответствие между
напором насоса н сети не прибегая к дросселированию. Это несоот-
ветствие тем больше, чем больше расчетный запас при определении
требуемого расхода охлаждающей воды и сопротивления системы
и чем значительнее колебание температуры охлаждающей воды;
—	удобный пуск и остановка (благодаря небольшому пуско-
вому моменту);
—	при запасе мощности электродвигателя обеспечивается про-
изводительность больше расчетной;
—	как правило, исключается применение сложных и дорогих
многоскоростных электродвигателей.
В качестве привода циркуляционных насосов на судах
морского флота в подавляющем большинстве случаев применяют
электродвигатели; если ток переменный, то двигатели, как правило,,
двухскоростные. Они дороже и тяжеловеснее односкоростиых,
поэтому в настоящее время предпочитают устанавливать одно-
скоростные двигатели, применяя одновременно один из способов
регулирования \
Применяется также паровой турбинный привод, в особенности
для циркуляционных насосов большой мощности, когда подбор
электродвигателя н условия его пуска представляют особые труд-
ности.
Паровая турбина позволяет легко осуществить плавное регули-
рование производительности насоса за счет изменения числа обо-
ротов, выбрать оптимальное число оборотов насоса н турбины
н уменьшить габариты и вес агрегата. При паротурбинном приводе
бесспорно целесообразно использовать насос осевого типа, так как
в этом" случае большая крутизна его характеристики не имеет суще-
1 Стоимость циркуляционного электронасоса с двухскоростным электро-
двигателем переменного тока примерно на 25—30% выше, чем с односко-
ростныы, а вес больше на 30—35%.
221
СтвеНного значения благодаря возможности Изменять число обо-
ротов.
Центробежные циркуляционные насосы (рис. 116) выполняются
вертикальными, с колесом двустороннего всасывания. Двусторон-
нее всасывание позволяет повысить число оборотов насоса и электро-
двигателя, обеспечивает хорошую всасывающую способность и сво-
Рис. 116. Судовой циркуляционный центробежный
насос.
дит к минимуму осевое усилие. Вертикальное исполнение требует
меньшей площади и обеспечивает удобный и надежный подвод
воды к насосу.
Вал насоса вращается в двух подшипниках скольжения 1, сма-
зываемых от колпачковой масленки консистентной смазкой, не
растворимой в морской воде. Неуравновешенное осевое усилие
воспринимается выносным опорно-упорным шарикоподшипником 2.
Если подшипники электродвигателя рассчитаны на восприятие
дополнительного осевого усилия, то подшипник насоса не пре-
дусматривается.
222
g Внутренние подшипники насоса могут смазываться и пере*
качиваемой [водой, если она чистая и не содержит взвешенных
частиц.
Сальник 3 у насоса один и установлен на стороне всасывания;
он смазывается консистентной смазкой одновременно с подшипни-
ком. Если насос работает с высотой всасывания или с небольшим
избыточным давлением, то сальник, если к нему не подается кон-
систентная смазка, должен
быть уплотнен водой, под-
водимой из напорного пат-
рубка.
Корпус центробежного
насоса имеет разъем в плос-
кости вала и снабжен двумя
фланцами: нижним — для
крепления к фундаменту
н верхним — для присое-
динения к электродвига-
телю.
Конструкция осевого
циркуляционного насоса
показана на рис. 117
Корпус насоса состоит
из приемной частив, заодно
с которой отлкт обтекатель
9 с направляющими реб-
рами и аварийный патру-
бок 1, и напорной части 3,
имеющей разъем в плоско-
сти вала. У циркуляцион-
ных насосов любого типа,
установленных на судах
морского флота, патрубок
аварийного водоотлива рас-
положен не на корпусе на-
соса, а на всасывающей линии. Вал насоса,’ охватываемый обте-
кателем 4, вращается в двух подшипниках скольжения с рези-
новыми вкладышами, которые смазываются перекачиваемой во-
дой. У некоторых насосов внутренний подшипник имеет вкладыш
с биббитовой заливкой, смазываемый консистентной смазкой.
Рабочее колесо 7 консольно насажено на вал и вращается в камере,
где установлено защитное кольцо 6. На вал насоса для защиты его
от износа в местах подшипников и сальника насажены рубашки.
Осевое усилие воспринимается упорным подшипником турбопри-
вода или своим упорным подшипником. За рабочим колесом уста-
новлен разъемный направляющий аппарат 5, в корпусе которого
расположен нижний резиновый подшипник 2.
223
Работа насоса с приемом воды через аварийный патрубок. Рас-
смотрим работу насоса при откачке им воды из затопленного помеще-
ния через аварийный патрубок, выполненный по типу, указанному
на рис. 117.
Как показывают данные испытания, характеристики насоса
Q—Яа при работе его только через аварийный патрубок вдут
значительно круче, чем характеристики Q—// в случае приема воды
насосом через основную линию. При числе оборотов свыше 60%
от номинального и приеме вода через аварийный патрубок насос
начинает кавитировать,
сильно шуметь и насту-
пает срыв (рис. 118).
Максимальная про-
изводительность Qa на-
соса при работе с чис-
лом оборотов п = 60%,
которую ои может
обеспечить, составляет
~15—20% от номиналь-
ной QH; объясняется это
небольшими размерами
и сложной конфигура-
цией аварийного пат-
рубка.
Неравномерное по-
ступление воды по сече-
Рис. 118. Характеристика осевого насоса при
работе через аварийный патрубок.
нию из-за наличия ребер и неполного его заполнения приводит
к неустойчивой и неспокойной работе насоса, сопровождающейся
сильным шумом и толчками. Применение спирального подвода, за
счет некоторого усложнения конструкции, позволило бы увеличить
допустимую производительность и улучшить условия работы на-
соса на режиме аварийного водоотлива.
Устойчивый режим работы насоса наступит тогда, когда коли-
чество поступающей в помещение воды станет равным количеству
воды, откачиваемой насосом, чему, в свою очередь, будет соответ-
ствовать определенный уровень воды в помещении. До достижения
этого уровня режим работы насоса будет переменным как по произ-
водительности и напору, так и по числу оборотов (при турбоприводе).
НАСОСЫ В СИСТЕМЕ САМОПРОТОЧНОЙ ЦИРКУЛЯЦИИ
Принципиальное отличие системы самопроточной циркуляции
(самопроток) от обычной заключается в том, что на определенных
ходовых режимах напор, требуемый для преодоления сопротивле-
ния системы при прокачивании через нее охлаждающей воды,
создается не насосом, а самими патрубками. Патрубки выполняют
в этом случае функция насоса, у которого приводом является глав-
224
ный двигатель; чем выше к. п. д. патрубков, тем больший напор
могут они создать. Для получения высокого к. п. д. патрубкам
придают специальный профиль. Практика эксплуатации показы-
вает, что и обычные ^профилированные патрубки также создают
какой-то напор.
Самопроток для главных конденсаторов до недавнего времени
применялся на быстроходных судах — военных и пассажирских,
но улучшение конструкции патрубков, уаеличение скорости торго-
вых судов, а также некоторые другие причины расширили области
его применения. В настоящее время он применяется на судах
торгового флота, имеющих скорость -~20 узл. Трудно с полной уве-
ренностью утверждать, что самопроток эффективнее обычной ск-
стемы циркуляции, в которой установлен циркуляционный насос
с электроприводом, однако надежность и преимущества этой системы
в определенных случаях вполне оправдывают ее применение.
Экономичность при самопротоке и при обычной системе цир-
куляции с установленным электронасосом практически одинакова;
если даже принять, что ври самопротоке она несколько выше,
то не настолько, чтобы это оправдало усложнение схемы и удоро-
жание конденсационной установки.
Основной причиной, побуждающей применять самопроток для
судов со скоростью ~20 узл. и с электрифицированными вспомога-
тельными механизмами, является стремление уменьшить мощность
судовой электростанции (примерно на 30—40%), поскольку насос
в системе самопротока на основных режимах не работает. Приведем
пример.
На одном из судов установлен осевой насос в системе самопро-
тока [Q = 4100 мЧчас, Н — 5 м вод. ст. и мощность N = 95 л. с.
(см. столбец 2'табл. 5); количество охлаждающей воды при полной
нагрузке 7700 м3/час]. Приняв напор для центробежного насоса,,
который пришлось бы установить в обычной системе циркуляции,
равным 8 м вод. ст., а к. п. д. насоса и электродвигателя — по
0,85, находим, что потребляемая мощность составила бы ~240 кет,
н вместо установленного турбогенератора 600 кет необходимо
было бы установить турбогенератор мощностью не менее 850 кет.
Увеличение мощности судовой электростанции приводит к ее
удорожанию и усложняет эксплуатацию. Кроме того, усложняются
подбор и эксплуатация низкооборотных электродвигателей большой
мощности. Наконец, самопроток позволяет установить осевой насос,
имеющий большие .преимущества перед центробежным в габаритах
и весе.
Принципиально скорость судна не является ограничивающим
фактором для применения самопротока, но чем меньше скорость,
тем мейее рациональным становится его применение. С уменьшением
скорости располагаемый напор уменьшается в квадрате, и для
того, чтобы при малой скорости судна обеспечить преодоление
сопротивления системы, пришлось бы значительно увеличить раз-
15 Б. М. Певзнер
225
меры конденсатора, трубопроводов, расположить патрубки под
небольшим углом к корпусу и т. п.; все это очень удорожает уста-
новку к не позволяет использовать самопроток для любой заданной
скорости, отвечающей полной нагрузке. В установках, где ско-
рость судна позволяет применить самопроток, прокачивание воды
патрубками обеспечивается еще при скоростях 10 узл. и меньше.
Способность патрубков обеспечить необходимый напор на таких
малых ходах объясняется тем, что вследствие кубической зависи-
мости мощности установки от скорости судна сопротивление системы
из-за резкого уменьшения требуемого количества охлаждающей
воды падает сильнее, чем располагаемый скоростной напор, изме-
няющийся как квадрат скорости.
Рис. 119. Принцип действия
патрубков.
53-	Принцип работы патрубков и их типы
Работа патрубков подчинена известным законам гидравлики.
Если в движущийся поток воды поместить изогнутую трубку
(рис. 119, а), то теоретически вода в ней поднимается на высоту
И = —, где с — скорость потока,
2g
м/сек.
Чтобы преобразовать всю кинети-
ческую энергию потока в энергию да-
вления, скорость потока необходимо
уменьшить до нуля.
Если в расходящейся трубке
(рис. 119, б) уменьшить скорость от
q м/сек во входном сечении до с2 м/сек
в выходном сечении, то энергия ско-
ростного напора, преобразованная
в статическое давление, может быть выражена как
С2_с2
t а статический коэффициент полезного действия патрубка
(242>
2fi
Из-за потерь в патрубках действительные значения к. п. д.
будут меньше.
Наряду с расширяющимися патрубками применяют, но значи-
тельно реже, цилиндрические, в которых может быть использована
только скорость набегающего потока
226
где с0 — скорость набегающего потока,-
— скорость воды в патрубке;
<р — коэффициент использования кинетической энергии потока.
Выбор типа патрубков — приемного и отливного, их профиля
и размеров определяет не только развиваемый ими напор, но и со-
противление движению судна. В технической литературе имеются
данные результатов испытаний моделей патрубков; эти данные
могут быть использованы при проектировании; следует лишь иметь
в виду, что действительные характеристики патрубка на судне
будут отличаться от модельных вследствие влияния, например,
масштабного эффекта, попутного потока и т. п.
Рис. 120. Приемные патрубки и их
характеристики.
Рис. 121. Отливные патрубки и их
характеристики.
В качестве приемных патрубков (рнс. 120) в системе'
самопроточной циркуляции применяются цилиндрические, а в по-
следнее время изогнутые расходящиеся, входное сечение которых
значительно меньше сечения цилиндрического патрубка. Для полу-
чения большего напора цилиндрические патрубки должны быть
установлены под небольшим углом к корпусу судна, вследствие же
большой их протяженности возникает необходимость прорезывания
элементов набора корпуса.
Аналитически может быть доказано, что для цилиндрического
патрубка максимальный статический к. п. д. rjmax равен ~40,0%
при производительности ~6О?о от нормальной, которая равна про-
изведению площади входного отверстия на скорость набегающего
потока. Так как у расходящегося патрубка соответствует нор-
мальной производительности, то очевидно, что входное сечение его
будет примерно в два раза меньше, чем у цилиндрического. Это
обстоятельство, а также большая протяженность цилиндрического
патрубка, приводит к значительному увеличению веса как самого
патрубка, так и содержащейся в нем воды.
15*
227
Напор создается не только приемным, но и отливным
патрубком (рис. 121). Тип отливного патрубка оказывает
влияние на величину напора. В системе самопротока применяются
отливные прямые, слегка расходящиеся патрубки или незначительно
повернутые к корме, и так называемые реактивные па-
трубки, сильно повернутые к корме, с сечением, суживающимся
к выходу. Эти патрубки создают реакцию в сторону движения судна,
зависящую от угла наклона патрубка н величины выходной ско-
рости. Таким образом, применение реактивного патрубка умень-
шает буксировочное сопротивление, но требует большего напора
н постоянной работы насоса. Отливные патрубки для создания на-
пора снабжены козырьками, тем большими, чем меньше скорость.
Цилиндрический патрубок прямой, без козырька, дает даже проти-
водавление. Козырек сильно повышает сопротивление движению
судна.
Для удобства пользования характеристические кривые патруб-
ков, выражающие зависимость статического напора от производи-
тельности, обычно представляют в безразмерных координатах
Ср = fCr, где Сс —	— отношение скорости в патрубке на пря-
мом участке к скорости судна, а Ср = „  --отношение стати-
Чп ^8
ческого давления в патрубке к скоростному напору.
Скорость воды на входе в патрубок в действительности меньше
скорости судна из-за влияния попутного потока, которое тем силь-
нее, чем меньше расстояние потока от обшивки судна. Это расстоя-
ние принимают равным диаметру — в случае цилиндрического
патрубка, или нормали к образующей патрубка во входном сече-
нии — при прямоугольной форме его. На расстоянии свыше
~350 мм влияние попутного потока уже практически не сказы-
вается, и скорость воды относительно судна можно считать равной
скорости судна.
54. Эффективность самопроточной циркуляции
Определить с большой степенью точности эффективность системы
евмопроточной циркуляции невозможно из-за влияния многих
факторов, не поддающихся учету. Сравнение' же этой системы
с обычной при различных приводах насоса представляет определен-
ный интерес, так как позволяет садить об эффективности каждой
из систем.
Сравним эффективность патрубка, как средства подачи охла-
ждающей воды, с эффективностью циркуляционного насоса, когда
он снабжен паротурбинным приводом или электроприводом.
Принимаем пропульсивный к. п. д. судна равным 60%, удельный
расход пара на главный турбозубчатый агрегат 3,3 кг/л. с.-ч и
к. п. д. патрубка 70%. Напор, создаваемый патрубком при последо-
228
нательном включении насоса» больше напора насоса, устанавливае-
мого в системе обычной циркуляции, на величину потерь в рабочем
колесе, которое представляет собой сопротивление на переднем
ходу. Эти потери составляют минимум 15%. Тогда удельный расход
пара на гидравлическую л. с.-ч будет
3,3-1,15	,
-—— = 9,2 кг/г л. с.-ч.
0,6 0,7
Приняв удельный расход пара для турбопривода циркуляцион-
ного насоса равным ~12 кг!л. с.-ч и к. п. д. насоса 80%, найдем
что расход пара на гидравлическую л. с.-ч при приеме воды турбо-
насосом составляет
12	,
— = 15 кг]г л. с.-ч.
0.8
При подаче воды электронасосом, если удельный расход пара
на турбогенератор равен 4,5 кг/л. с.-ч, а к. п. д. электродаигателя
85%, удельный расход пара на гидравлическую л. с-ч будет
Принято, что сопротивление движению судна, вызываемое по-
дачей воды, одинаково во всех случаях при равном количестве
подаваемой воды.
Анализ показывает, что расходящийся патрубок является более
эффективным средством для подачи воды, чем насос с паротурбин-
ным приводом, и что циркуляционный электронасос, питаемый то-
ком от главного турбогенератора, более эффективен, чем патрубок.
Расчет дает, конечно, только порядок величин, так как входящие
в формулы удельные расходы пара и к. п. д. зависят от параметрон
пара, конструктивного исполнения механизмов и других фикторов;
не учтенных в рассмотренном примере.
56. Способы включения насосов
Параллельное включение. При установке насоса параллельно
патрубку вода проходит через конденсвтор, минуя насос на режимах,
где требуемый напор обеспечивается самими патрубками. В этом
случае величина располагаемого напора будет большей, чем при
последовательном включении насоса, так как отсутствуют потери,
затрачиваемые потоком на вращение рабочего колеса. Параллельное
включение упрощает расчет насоса и устраняет необходимость
постоянного наблюдения за ним, ибо большую часть-времени насос
не работает. Недостатки:
—	увеличение габаритов и веса установки;
—	ухудшение условий всасывания насоса (в некоторых случаях);
—	невозможность значительно увеличить производительность
при параллельной работе насоса с патрубком.
229
Возможны две основные схемы параллельного включения на-
соса:
1, Вода поступает к насосу по автономному приемному патрубку
(рис. 122, о).
2. Вода поступает к насосу по трубопроводу, ответвляющемуся
от общего приемного патрубка (рис. 122, б).
Выбор той или иной схемы не влияет на располагаемый напор
при передних ходах, но оказывает существенное влияние на условия
Рис. 122. Схемы установки насосов
всасывания насоса и на вели-
чину сопротивления системы,
преодолеваемого насосом.
Расчет показывает, что
сопротивление во всасываю-
щей линии по схеме рис. 122,6
примерно в два раза больше,
чем по схеме рис. 122, а.
Условия всасывания в этой
схеме будут еще более небла-
гоприятными, если колена во
всасывающей линии насоса
расположены в разных пло-
скостях, так как при этом,
помимо потерь, возникает за-
вихрение потока. Для судов
с небольшой осадкой схема
на рис. 122, б неприменима,
так как при этом недостатсмен
подпор для обеспечения на-
дежной работы насоса.
Наиболее широко приме-
в системе самопротока.	няется схема, показанная на
рис. 122, а; помимо улучше-
ния условий всасывания для насоса она обеспечивает и боль-
шую живучесть, благодаря автономности приемной линии. При-
емная линия получается простой, короткой, с небольшими по-
терями всасывания, что дает возможность установить обычный
насос.
К недостаткам можно отнести ослабление корпуса насоса и воз-
можное увеличение сопротивления движению судна из-за дополни-
тельного донного отверстия.
При параллельном включении насоса на основном приемном
патрубке устанавливают невозвратную захлопку, которая устра-
няет проток воды через этот патрубок при работе насоса. Параллель-
ная работа насоса и патрубка возможна, но она не дает большого
увеличения производительности, так как характеристика системы
представляет собой квадратичную параболу, при которой сопро-
тивление сильно увеличивается с увеличением производительности.
Рис. 123. Сравнительные характе-
ристики насосов пру параллель-
ном включении в систему само-
протока.
----------- центробежный насос;
— — — — — осевой насос.
а напор параллельно работающих механизмов, как известно, уве-
личивается незначительно.
Параметры и тип насоса при параллельном включении. Макси-
мальная производительность, которую должен обеспечить насос,
установленный в системе самопроточной циркуляции, соответствует
мощности заднего хода и обычно составляет —60% от количества
воды, прокачиваемой через конденсатор на полном переднем ходу.
Напор насоса выбирается большим, чем тот, который соответ-
ствует сопротивлению системы при этой производительности,
в частности, с учетом противодавления, создаваемого отливным
патрубком на задних ходах. Необ-
ходимо принять напор таким,
чтобы он обеспечил режим работы
насоса в качестве аварийного водо-
отливного средства; правильный
выбор величины напора в особен-
ности важен для электронасоса,
где возможность повышения числа
оборотов исключена. Кратковре-
менная работа насоса в качестве
циркуляционного повышает его
удельное значение как аварийного
средства, поэтому неполное исполь-
зование установленного механизма
было бы нерациональным.
Выбор расчетного значения на-
пора тесно связан с типом уста-
новленного насоса. Благодаря боль-
шей крутизне характеристики
Q—Н у осевого насоса по сравне-
нию с центробежным расчетный
напор для осевого насоса может быть принят меньшим, чем для
центробежного.
На рис. 123 показаны характеристики осевого и центробежного
насосов и их расчетные точки Л и Лг, которые обеспечивают режим
работы насоса на аварийном водоотливе. Если для центробежного
насоса расчетный напор принять таким же, как и для осевого
(точка Л), то требуемая производительность на аварийном водо-
отливном режиме обеспечена не будет (точка Ag).
Номинальная потребляемая мощность для центробежного насоса
(точка Bi) благодаря большей величине расчетного напора будет
пропорционально больше, чем мощность осевого насоса на расчет-
ном режиме (точка В). Следовательно, целесообразнее установить
осевой насос, обладающий меньшими габаритами и весом и более
удобный в расположении, а мощность электродвигателя принять
исходя из мощности, соответствующей точке Л2. Эта мощность будет
примерно равна номинвльной мощности электродвигателя при спа-
231
ривании его с насосом центробежного типа. Кроме того, так как
абсолютная потребляемая мощность из-за меньшей расчетной
производительности и напора миого меньше мощности насоса,
который был бы установлен в обычной системе циркуляции, то
электродвигатель, мощность которого была бы принята с запасом,
будет уже относительно не столь велик.
Установка двухскоростиого электродвигателя со второй сту-
пенью скорости, равной 50%, обеспечивает эксплуатационные
удобства благодаря малым пусковым токам и не требует дроссели-
рования. Из табл. 5 (столбец 2) видно, что номинальная мощность
электродвигателя составляет примерно 160% от мощности насоса
на расчетном режиме. Если бы вместо осевого насоса был установлен
центробежный, его следовало бы рассчитать иа ту же производи-
тельность, но на напор 7,5 вместо 5 м вод. ст. Мощность электро-
двигателя была бы такой же, как и для осевого насоса, но для
центробежного насоса необходимо было бы понизить число оборотов
с 720 до 600, что привело бы к большим габиритам не только насоса,
но и электродвигателя. Таким образом, в системе самопроточной
циркуляции возможно и даже целесообразно использовать осевые,
а ие центробежные насосы даже в случае применения электро-
привода.
Последовательное включение. При последовательном включе-
нии насоса (см. рис. 122, в) охлаждающая вода проходит через него
при всех режимах работы силовой установки, но рабочее колесо
работает как насос только на режимах, когда напор, развиваемый
патрубкам^, недостаточен для преодоления сопротивления системы.
К таким режимам относятся: малый передний ход до 10 узл. (но
не выше), задний ход и режим кратковременной стоянки.
Достоинства:
— возможность путем последовательного включения насоса
и патрубков увеличить количество воды, прокачиваемой через
конденсатор на —25—40%, в зависимости от расчетных характе-
ристик насоса и числа оборотов. Необходимость увеличить расход
охлаждающей воды может быть вызвана колебанием температуры
забортной воды. Чтобы уменьшить размер и вес патрубков, целе-
сообразно расчет их делать для производительности, соответствую-
щей средней температуре воды, а при плавании в районах с темпе-
ратурой воды выше расчетной включать насос последовательно
патрубкам. Это обеспечит требуемую производительность и при уве-
личении сопротивления системы, например при ее засорении;
— габириты и вес конденсационной установки не увеличиваются
по сравнению с обычной системой циркуляции, поскольку уста-
новленный осевой насос встроен в трубопровод и является его
продолжением и составной частью.
Недостатки:
—	уменьшение располагаемого напора, развиваемого патруб-
ками на передних ходах из-за потерь в рабочем колесе насоса;
232
—	необходимость постоянно наблюдать за насосом, ротор кото-
рого все время вращается;
—	усложнение расчета.
Особенности расчета и конструкции насосов при последователь-
ном включении. К насосу, установленному последовательно с па-
трубком, предъявляются определенные требования:
—	на стоянке, при задних ходах, малых передних ходах и ре-
жимах водоотлива рабочее колесо должно обеспечивать необходи-
мые напор и производительность (режим работы насоса);
—	на передних ходах, когда прокачивание воды обеспечивается
патрубками, рабочее колесо должно оказывать минимальное со-
противление потоку воды (режим работы гидротурбины).
Опытные данные показывают, что потери в рабочем колесе
при свободно вращающемся роторе меньше, чем при застопоренном,
и возрастают с увеличением расчетного напора насоса (подробно
о сравнительной величине потерь см. в гл. 9).
Поэтому расчетный напор должен быть принят по возможности
меньшим; однако он должен обеспечить все предусмотренные ре-
жимы и, в частности, режим аварийного водоотлива.
Выбор расчетной производительности представляет известную
трудность. Если принять производительность, равную требуемой,
обычно—0,6—0,8 от производительности, соответствующей полному
переднему ходу, то вследствие малой осевой скорости, поскольку
диаметр рабочего колеса равен диаметру патрубка, рассчитанного
из условий полной производительности, углы установки профилей
лопасти получаются очень малыми, меньше допустимых, обеспечи-
вающих устойчивый режим работы; кроме того, отношение коли-
чества охлаждающей воды на режиме полной нагрузки к расчетной
производительности насоса будет очень большим, ~2,0—1,7, бла-
годаря чему возрастут и потери напора в насосе на передних ходах.
Если же для расчета насоса принять производительность, отве-
чающую полному ходу, то возрастет мощность насоса, а также
размеры привода, когда в качестве последнего применен электро-
двигатель. При паротурбинном приводе расчет насоса на полную
производительность не вызывает трудностей, так как увеличение
мощности не столь сильно влияет на его размеры; кроме того,
возможна работа на любом режиме за счет изменения числа обо-
ротов.
Весьма удобной является схема с двумя приемными патрубками
на один конденсатор; в этом случае полная производительность
через одни патрубок соответствует требуемой расчетной произво-
дительности насоса, равной —0,6 от полной.
Конструктивные особенности насосов, устанавливаемых после-
довательно с патрубками, обусловлены требованиями минималь-
ных потерь при работе рабочего колеса на передних ходах в ка-
честие гидротурбины. Целесообразно предусмотреть установку
муфты, которая передавала бы вращение только от привода к на-
233
сосу, но отключала бы привод, когда колесо работает в качестве
гидротурбины. Благодаря этому сопротивление привода полностью
было бы исключено.
Следует также принять меры к уменьшению потерь в подшипни-
ках и сальниках. Пользуясь полными характеристиками насоса
(см. гл. 9), необходимо проверить, обеспечивает ли минимальное
число оборотов свободно вращающегося ротора подачу масляным
насосом смазки к подшипникам (при подшипниках скольжения)
и не превышает ли максимальное число оборотов то, которое до-
пустимо из условий прочности деталей ротора. Упорный подшипник
должен быть рассчитан на двустороннее направление осевого
усилия.
Вопрос о целесообразности установки направляющего аппарата
(н. а.) в связи с различными режимами работы рабочего колеса
должен быть рассмотрен отдельно. У насосов направляющий аппа-
рат устанавливается за рабочим колесом; в гидротурбинах он уста-
навливается перед рабочим колесом и служит для создания кру-
тящего момента, срабатываемого в колесе. В данном случае направ-
ляющий аппарат перед рабочим колесом отсутствует, поэтому
крутящий момент будет создан за счет отрицательных значений
окружной составляющей абсолютной скорости си на выходе из ко-
леса. Так как для режимов работы насоса и гидротурбины направле-
ние абсолютной скорости на выходе из колеса различно, то расчет
направляющего аппарата из условий работы на одном из этих
режимов неизбежно вызовет возрастание потерь при работе на дру-
гом режиме. В связи с этим возникает вопрос: целесообразна ли
вообще установка направляющего аппарата, й если целесообразна,
то на какой режим работы его рассчитывать.
Судя по опытным данным, к. п. д. осевого насоса средней быстро-
ходности без направляющего аппарата значительно меньше, чем
к. п. д. насоса, имеющего аппарат. Можно полагать, что примерно
такое же уменьшение к. д. д. насоса будет и в случае установки
направляющего аппарата соответственно режиму работы гидро-
турбины, так как потери на удар, на завихрение.и па рассеивание
энергии останутся практически неизмененными. Уменьшение к. п. д.
насоса вызовет увеличение расчетного теоретического напора на-
соса, а это в свою очередь вызовет увеличение потерь на режиме
работы гидротурбины.
Следовательно, при отсутствии направляющего аппарата или
при установке его соответственно условиям работы гидротурбины,
увеличится расчетный напор насоса из-за понижения к. п. д. и про-
порционально ему увеличатся потери в колесе на режиме работы
гидротурбины. Поскольку потери в рабочем колесе— гидротур-
бине — остаются примерно неизменными, независимо от того, при-
менительно к какому режиму установлен направляющий аппарат,
целесообразно рассчитывать последний для режима работы пасоса;
евм насос и привод получаются при этом меньшими.
234
Глава 15
НАСОСЫ ОБЩЕСУДОВЫХ СИСТЕМ
Насосы общесудовых систем отличаются большим многообра-
зием типов, характеристик и конструкций и в зависимости от назна-
чения или условий работы должны отвечать вполне определенным
требованиям (одному или нескольким):
—	обеспечить переменный режим работы;
—	перекачивать различные среды, отличающиеся по своим
физическим и химическим свойствам — морскую, пресную, трюмную
(загрязненную механическими примесями и следами нефтепродук-
тов) воду; холодную и горячую воду;
—	иметь большую вакуумметрическую высоту всасывания:
—	обладать способностью к самовсасыванию;
—	работать в затопленном состоянии.
Ограничения в габиритах и весе также значительно влияют на
конструкцию насосов и резко отличают их от стационарных (по-
этому последние, даже при одииакоиых характеристиках, очень
редко могут быть использованы для установки на судах).
Ниже рассмотрены насосы пожарной, охлаждающей, осушитель-
ной, балластной, водоотливной и санитарной систем.
Большинство из них приводится в действие электродвигателями
переменного или постоянного тока, в зависимости от рода точа,
примененного на судне. Аварийные пожарные и водоотливные
насосы могут быть снабжены независимым приводом — двига-
телем внутреннего сгорания или газовой турбиной. Для пожар-
ных насосов в качестве привода применяется также паровая
турбина.
Насосы общесудовых’систем бывают, как правило, вертикаль-
ными, за исключением тех случаев, когда вертикальное расположе-
ние не дает существенного выигрыша в занимаемой площади. Кроме
того, вертикальное расположение электронасосов уменьшает опас-
ность затопления двигателя.
Существует два основных типа насосов общесудовых систем:
с соединительной муфтой и разъемным корпусом и — моноблочные.
В насосах с разъемом корпуса по оси вала валы насоса и двига-
теля соединены между собой жесткой или гибкой муфтой; этог
тип распространен наиболее широко. Достоинством его является
возможность вынуть ротор не отсоединяя трубопровод и не снимая
электродвигатель, возможность использовать стандартные электро-
235
двигатели и простота спаривания одного и того же насоса с электро-
двигателями различного типа.
Наличие эластичной муфты позволяет установить в самом на-
сосе подшипник требуемых размеров, что существенно упрощает
конструктивное решение вопроса о восприятии осевого и бокового
усилий. У вертикальных электронасосов с жесткой муфтой осевое
усилие на подшипник двигателя может быть значительно уменьшено,
если расположить рабочее колесо всасывающим отверстием кверху,
так как при этом гидравлическое осевое усилие будет уравновеши-
вать вес ротора.
У моноблочных насосов рабочее колесо насаживается на удли-
ненный конец вала электродвигателя.
Благодаря целому ряду достоинств — компактность, простота
установки, небольшое количество деталей, отсутствие муфты и
рамы, отсутствие опасности расцентровки, низкая стоимость изго-
товления, уменьшение потребляемой мощности и др. — эти насосы
имеют большие перспективы применения.
К электродвигателям моноблочных насосов предъявляются спе-
циальные требования: вал и подшипники следует выбирать с уче-
том усилий, действующих в насосе, возможности температурного
.удлинения вала и воздействия морской воды на вал в месте посадки
колеса и расположения свльннка. Для моноблочных самоасасы-
вающих насосов электродвигатели должны быть изготовлены
с двумя фланцевыми щитами и удлиненными концами валов.
Моноблочные насосы выполняют также с двумя и большим чис-
лом ступеней.
56. Насосы пожарной. системы
Параметры и условие работы. Нормальная производительность
насосов пожарной системы 20—250 мР/час, напор 70—100 м вод. ст.;
для небольших судов достаточен напор 40—50 м вод. ст.; в отдель-
ных случаях он превышает указанный верхний предел и может быть
равным 120 м вод. ст. При таких характеристиках и при высоте
всасывания ~3—5 м вод. ст. число оборотов можно принять мак-
симальным, а сам насос может быть одноступенчатым. Насосы
рассчитываются на параллельную работу и на работу с нулевой
или близкой к ней производительностью. Это необходимо учитывать
при конструктивной разработке насоса, который должен иметь
непрерывно падающую характеристику Q—H; следует также
исключить возможное вскипание жидкости и вредное влияние боко-
вых усилий.
Чтобы жидкость не аскипала, в насосах пожарной системы
предсуматривается либо постоянный перепуск воды (отвод за борт
воды из разгрузочной камеры), либо устанавливают специальный
клапан, автоматически перепускающий воду, когда производитель-
ность насоса становится меньше допустимой.
236
Рис. 124. Одноступенчатый моноблочный
электронасос.
Конструкция. Внешний вид электронасоса моноблочного типа
изображен на рис. 124.
На рис. 26 был показан двухступенчатый насос с разъемным кор-
пусом. Корпус имеет два всасывающих патрубка, расположенных
под углом 180е друг к другу, и нижний фланец для крепления к фун-
даменту; рабочие колеса расположены всасывающими отверстиями
в противоположные стороны.
Валы соединены жесткой муфтой. Сальник набивочный; к нему
подводится вода для уплотнения. Усилие на торец вала частично
уравновешивает вес ротора; неуравновешенное усилие восприни-
мается упорным подшип-
ником привода. На ниж-
нем конце вала установлен
подшипник с биббитовой
заливкой и консистентной
смазкой.
В некоторых конструк-
циях таких двухступен-
чатых насосов нижний под-
шипник отсутствует, и вал
направляется удлиненной
грундбуксой сальника и
промежуточной втулкой
между ступенями. Односту-
пенчатый насос подобного
типа см. на рис. 131.
Вследствие большого
напора в пожарных насо-
сах могут возникнуть значительные' боковые усилия; поэтому,
во избежание появления больших напряжений в сечении валами
недопустимого прогиба вала в местах уплотнений, одноступенча-
тые консольные насосы, в особенности моноблочные, часто вы-
полняют или с двойной спиралью, или с направляющим аппа-
ратом, а двухступенчатые со спирвлями, расположенными сим-
метрично.
Если в качестве водоотливного средства применяются водо-
струйные эжекторы (несмотря на их низкую экономичность —
TJs ‘ L 0,2), то для подачн к ним рабсчей воды требуется установка
насосов с повышенным давлением нагнетания (11—13 кГ/см*).
В настоящее время применяются эжекторы, рассчитанные на
работу с давлением около 8 кПсл?, однако расход рабочей воды
при этом значительно больше, чем при работе с повышенным давле-
нием воды.
Чтобы использовать один и тот же насос для подачн воды и в по-
жарную магистраль и к водоотливным эжекторам, насосы снаб-
жены устройством, переключающим рабочие колеса на парвллель-
ный или последовательный режимы работы.
237
Очевидно, число колес должно быть четным, но не больше
четырех, чтобы не усложнять конструкцию насоса. Поскольку
аналогичная конструкция применяется иногда для совмещения
в одном агрегате двух насосов различных назначений, рассмотрим
ее несколько подробней.
На рис. 125 представлена схема насоса с переключением колес
на параллельный и последовательный режимы работы. Для нагл яд-
Рис. 125. Схема насоса с переключе-
нием колес на разные режимы: а —
последовательный режим; 6 — парал-
лельный режим.
ности всасывающая и напор-
ная части корпуса и золот-
ника изображены расположен-
ными на разных сторонах;
в действительности они рас-
положены на одной стороне
насоса. Изменение режимов
работы осуществляется путем
переключения золотника А.
Схема движения воды ясна
из рисунка.
Каждое из колес, незави-
симо от способа их соедине-
ния, обеспечивает напор Н и
производительность Q. По-
этому при параллельной ра-
боте производительность рав-
на 2Q, а напор Н, и наобо-
рот, при последовательной
работе производительность
равна Q, а напор 2Н.
Наряду с положительными
качествами (расширение пре-
делов использования) такие
насосы имеют и ряд недостат-
ков.
Центробежный насос, рас-
считанный нахарактеристики,
отвечающие только режиму
работы в пожарной системе,
имел бы больший к. п. д., чем
работающий на этом же ре-
жиме насос, рассчитанный
на параллельный и последовательный режимы работы; вынуж-
денное разделение потока снижает коэффициент быстроходности
колеса и, следовательно, к. п. д. насоса (см. рис. 17), в особенно-
сти при малой расчетной производительности.
Например, насос, рассчитанный на два режима работы, при
производительности Q = 25/50 мЧчас и напоре И — 160/80 м вод. ст
имеет к. п. д. —40%, в то время как двухступенчатый насос,
238
239
рассчитанный на одну группу характеристик — Q = 50 xPfaac и
И = 80 м вод. ст. — имеет к. п. д. не менее 65%.
Насосы, рассчитанные на два режима работы, по конструкции
и технологии изготовления очень сложны, имеют большие габа-
риты и вес и вследствие более низкого к. п. д. нуждаются в электро-
двигателе повышенной мощности. Поэтому применяют такие насо-
сы только в случае крайней необходимости, а в связи с широким
применением для осушения трюмов вместо эжекторов осушительных
насосов все реже используются в качестве насосов пожарной си-
стемы.
На рис. 126 показан продольный разрез вертикального насоса,
рассчитанного на два режима работы. Корпус 8 насоса имеет разъем
по оси вала; всасывающий и напорный патрубки, направленные
в одну сторону, отлиты заодно с корпусом. К ним крепится проме-
жуточный патрубок 7, в котором расположен переключающий
золотник 6. Рабочие колеса 3 обращены всасывающими отверстиями
внутрь и разделены диафрагмой 2, в которой помещены два наби-
вочных кольца. Вал насоса вращается в двух подшипниках: нижнем
опорном резиновом подшипнике скольжения и верхнем опорно-
упорном шариковом подшипнике 5. Между насосом и электродви-
гателем расположена промежуточная часть — фонарь 4; к нижнему
фланцу фонаря крепится насос, а к верхнему — электродвигатель.
Электронасос крепится к фундаменту опорной плитой, выполненной
заодно с верхним фланцем фонаря.
67. Насосы системы охлаждения
Эти насосы служат для охлаждения главных дизелей, различ-
ных мехвиизмов и устройств. В связи с увеличением мощности
главных дизелей производительность насосов возрастает и нахо-
дится примерно в пределах от 25 до 500 м9/час-, напор — 20—30 л:
вод. ст. Насосы перекачивают морскую и пресную воду. Пресная
вода, прокачиваемая насосом через водоохладитель, поступает
к насосу из системы охлаждения дизеля с температурой 80—100° С.
Если насос моноблочный, то по конструкции он подобен насосу,
показанному на рис. 124.
На рис. 127 показан вертикальный электронасос системы ох-
лаждения (производительность 150 лЛ'час, напор 20 jw вод. ст.)
с разъемным корпусом, жестким соединением валов и креплением
к судовому фундаменту средним опорным фланцем. При перека-
чивании забортной или загрязненной воды нижний опорный под-
шипник и сальник смазываются консистентной смазкой, а при
перекачивании пресной воды — самой перекачиваемой средой.
Набаюдается тенденция к применению насосов для пресной
воды, погруженных в цистерну; достоинством их является отсут-
ствие всасывающего трубопровода и устройства для заливки на-
сосов.
240
16 Б, М. Певзнер
2«
58. Насосы осушительной и балластной систем
Насосы этих систем предназначены для повседневного осушения
трюмов и других помещений судна и для откачки больших масс
воды — балласта—из боковых цистерн и цистерн, расположенных
в междудонных отсеках; рассчитаны на производительность от 15
до 800 1ля1чо£ и напор 15—30 ж вод- ст. Из-за большой длины вса-
сывающего трубопровода, исчисляемой многими десятками метров,
и большого количества установленной в нем арматуры потери на
всасывающей линии велики, поэтому допустимая вакуумметри-
ческая высота всасывания насосов должна быть как можно боль-
шей — 7—8 м вод. ст. (не менее 6 м вод. ст.).
Осушительные и в большинстве случаев балластные насосы
всегда расположены выше уровня откачиваемой воды. Так как
центробежный насос не обладает способностью к самовсасыванию,
то для удаления воздуха из всасывающей магистрали и. заполнения
ее водой в насосе должно быть предусмотрено специальное встроен-
ное в него самовсасывающее устройство.
Осушительные насосы имеют практически такие же характери-
стики, как и насоСы системы охлаждения; поэтому они конструктивно
подобны (за исключением, конечно, самовсасывающего устройства)
и часто в значительной степени унифицированы. Однако в испол-
нении отдельных узлов имеется отличие. У насосов осушительной
системы набивочный сальник обычно смазывается консистентной
смазкой; это защищает вал от быстрого износа, неизбежного при
перекачивании загрязненной воды, и предохраняет набивку от
пожога, когда насос работает всухую при пуске или срыве (что для
осушительных насосов является обычным).
Для смазки и охлаждения набивки сальника лучше всего под-
вести чистую воду из внешнего источника, но по условиям рас-
положения и эксплуатации это не всегда возможно и удобно.
По этой же причине внутренние подшипники осушительных
насосов также смазываются консистентной смазкой или чистой водой.
Поскольку нельзя избежать длительной работы осушительных
насосов на режиме сухого всасывания, зазоры в'уплотнении должны
быть приняты большими, чем для обычных насосов.
Условия работы. Насосы осушительной системы работают на
судах в самых разнообразных и сложных условиях. После от-
качки воды из трюма или другого помещения, куда она обычно
поступает в небольших количествах, насос продолжает р'аботать
на режиме так называемого сухого всвсывания, пока опять не на-
копится достаточно воды.
Насосы осушительной системы должны обеспечить заливку
магистрали в период пуска, а также обладать способностью непре-
рывно удалять неизбежные значительные протечки воздуха' во
всасывающую линию в процессе работы; уплотнение большого
количества фланцевых соединений в основной всасывающей маги-
242
страли и ее ответвлениях, а также штоков клапанов различной за-
порной арматуры, практически невозможно. Если проникающий
в магистраль ноздух не будет непрерывно удаляться, то в насосе
образуются воздушные мешки, что приведет к срыву насоса. Кроме
того, присутствие в трюмной воде большого количества воздуха
значительно снижает производительность насоса и приводит к не-
устойчивой работе.
В современных осушительных насосах на входном патрубке
предусмотрено специальное сепарационное устройство (камера),
отделяющее воздух от воды (см. рис. 131); воздух направляется
в самовсасывающее устройство, а в осушительный насос по-
падает деаэрированная вода. В качестве самовсасывающего уст-
ройства в основном применяется вакуум-насос водокольцевого
типа (см. ниже).
При длительной работе вакуум-насоса, если в конструкции его
не было предусмотрено охлаждение уплотнительной воды, вода
нагреется, и производительность насоса упадет. При сильном
нагреве насос перестанет отсасывать воздух и может выйти из строя.
Поэтому для защиты вакуум-насоса (при работе на режиме сухого
всасывания) осушительный насос после откачки им воды пришлось
бы останавливать и вновь включать при ее скоплении. Такие циклы
могут повторяться, и при управлении насосом вручную потребуется
непрерывное наблюдение за ним, что неприемлемо. Установка же
в трюме поплавкового устройства, которое при понижении уровня
воды автоматически отключало бы осушительный насос, сопряжена
с большими трудностями.
Можно применить автоматическое отключение электродвигателя
насоса от температурного импульса, получаемого от нагретой уплот-
нительной воды, но при этом значительно усложнится конструкция
самого насоса. Кроме того, насос может стать просто непригод-
ным для использования в качестве осушительного, так как для
естественного охлаждения уплотнительной воды до достаточно
низкой температуры потребуется большой промежуток времени;
если же предусмотреть включение насоса при более высокой началь-
ной температуре воды, то она быстро нагреется до предельно до-
пустимого значения и, следовательно, насос будет остановлен
до полного отсоса воздуха и заполнения магистрали водой.
Типы и принцип действия вакуумных насосов. Вследствие
большого объема всасывающей магистрали, необходимое™ быстро
удалять из нее воздух, а также из-за больших протечек воздуха в ма-
гистраль самовсасывающее устройство должно иметь большую
производительность по воздуху. При малых размерах вакуум-
насоса и больших протечках воздуха во всасывающую линию про-
течки могут превзойти производительность вакуум-насоса, и работа
его будет неэффективной. Чем больше длина и диаметр всасываю-
щего трубопровода, тем большей должна быть производительность
вакуум-насоса.
16*	243
Трудно, конечно, точно установить зависимость между произ-
водительностью осушительного н вакуумного насосов. Однако
можно указать, что согласно правилам Регвстра в ГДР минималь-
ная производительность по воздуху принимается равной одной
трети производительности осушительного насоса; при этом произ-
водительность по воздуху относится к вакууму -70 % при барометри-
ческом давлении 760 мм рт. ст. и температуре воздуха 20° С, а мак-
симальный вакуум должен быть не менее-90%. Если максимальный
вакуум недостаточен, то вакуум-насос может не обеспечить отсос
воздуха или водовоздушной смеси из всасывающей линии при его
В
Рис. 128. Схема, вакуум-насоса водокольцевого типа:
а — одностороннее всасывание; б—двустороннее вса-
сывание.
одновременной работе с осушительным насосом, так как при пере-
качивании воды разрежение на входе осушительного насоса воз-
растает.
Наиболее распространенный тип воздушного насоса — водо-
кольцевой, способный обеспечить большую производительность
по воздуху (рис. 128).
В цилиндрическом корпусе 1 насоса, заполненном водой, экс-
центрично расположено рабочее колесо 2 с лопатками (рис. 128, а).
При пращении колеса на периферии под действием центробежной
силы образуется уплотнительное водяное кольцо 3. Каждые две
лопатки и боковые стенки корпуса образуют камеру, которая
сообщаетсяс расположенными в стенках всасывающим В и нагне-
тательным Н отверстиями. Поскольку корпус расположен экс-
центрично, водяное кольцо в камере при вращении колеса пере-
мещается поступательно; поэтому, когда внутренняя поверхность
кольца находится в камере дальше от ступицы, воздух засасывается
через отверстие В, и наоборот, когда эта поверхность оказывается
расположенной ближе к ступице, воздух вытесняется через отвер-
стие Н.
244
Каждую камеру можно рассматривать как небольшой цилиндр
с вращающимся клапаном у боковой стенки; жидкость между лопат-
ками представляет собой как бы поршень, удерживаемый под дей-
ствием центробежной силы и перемещаемый поступательно (в ра-
диальном направлении) благодаря соответствующей форме - кор-
пуса.
В насосе с эллипсообразным корпусом (рис. 128, б) за один
оборот колеса всасывание и нагнетание воздуха через отверстия
В и Н происходит дважды, благодаря чему удваивается произво-
дительность; кроме того, ротор оказывается уравновешенным от
бокового усилия, следовательно, здесь отсутствует нагрузка на под-
шипники и изгибающий момент на валу насоса.
В конструктивном отношении более удачен вакуум-насос, изо-
браженный на рис. 130, у которого отверстия для подвода и отвода
воздуха располагаются не на торцовой, а на конической поверх-
ности (обычно применяется цилиндрическая), образующей радиаль-
ный уплотнительный зазор с входными лопатками колеса; ширина
его, как н осевого зазора, не должна превышать 0,1 мм. При боль-
шем зазоре уменьшается производительность насоса по воздуху
и снижается максимальный вакуум.
Наличие радиального зазора исключает регулировку его прн
помощи прокладок и устраняет опасность задеввиия колеса о кор-
пус при увеличенном зазоре в шарикоподшипнике насоса или
удлинении ротора вследствие его чрезмерного нагрева.
В большинстве современных насосов осушительной и балластной
систем применяются вакуум-насосы двойного всасывания с радиаль-
ным уплотнительным зазором.
Самовсасывающие устройства насосов осуши-
тельной и балластной систем могут быть разделены на три основ-
ные группы:
1.	Устройства, у которых вакуум-насосы, после удаления в.ат-
мосферу воздуха из всасывающей линии и заполнения ее водой,
продолжают непрерывно работать, перекачивая веду во. всасываю-
щую часть насоса (рис. 129). f
Переключение вакуум-насоса с одного режима работы (удаление
воздуха в атмосферу) на другой (подача воды во всасывающую
часть) осуществляется переключающим краном 3 вручную либо
автоматически. При очень больших протечках воздуха, когда
сколько-нибудь длительная нормальная работа осушительного
насоса становится невозможной, кран 3 оставляют в первоначаль-
ном (непереключенном) положении и после заливки, линии, не-
смотря на нежелательность попадания в трюм большого количества
воды.
Недостатком является быстрый износ уплотняющих поверх-
ностей колеса 2 и дисков 1, особенно при работе вакуум-насоса на
загрязненной воде, в результате чего увеличивается зазор и теряется
способность к самовсасыванию. Установка фильтра 4 не может •
245
Рис. 129. Осушительный насос
с вакуум-насосом, работающим
246
служить защитой вакуум-насоса, так какфильтр быстро засоряется
и приходится часто менять фильтрующий элемент.
Работа вакуум-насоса на воде увеличивает потребляемую мощ-
ность, повышает уровень шума и сопровождается толчками, а руч-
ное переключение крана 3 требует постоянной вахты у насоса.
2.	Устройства, у которых вакуум-насосы после удаления воз-
духа в атмосферу и заполнения приемной линнн водой продолжают
непрерывно работать на воздухе.
Рнс. 130. Вакуум-насос осушительного насоса, расположенный вверху
(работает только на воздухе).
Самовсасывающее устройство имеет резервуар, заполненный
чистой (без механических примесей) уплотнительной водой. Вса-
сывающая линия вакуум-насоса отделена от приемной части осу-
шительного насоса поплавковым или каким-либо другим устрой-
ством (см. рис. 131), которое устраняет возможность попадания
в вакуум-насос загрязненной трюмной воды. После заливки маги-
страли вакуум-насос продолжает работать и создает в подводящей
к нему линии максимальный вакуум, соответственно при нулевой
подаче воздуха. Для уменьшения потребляемой мощности во мно-
гих конструкциях предусматривается автоматический срыв вакуума
и соединение вакуум-насоса с атмосферой после задивки насоса;
при этом вакуум-насос развивает максимальную подачу по воздуху
и минимальный напор.
Таким образом, устранены недостатки, свойственные устрой-
ствам, описанным в п. 1.
На рис. 130 показана конструкция подобного вакуум-насоса,
расположенного на верхнем конце вала электродвигателя. Насос
247

Рис. 131. Осушительный насос с разгрузкой вакуум-насоса:
а — осушительный насос; б — схема вакуум-насоса.
с двойным всасыванием; всасывающие и напорные отверстия В и Н
расположены на конической поверхности распределителя 1. Конус-
ная поверхность позволяет регулировать величину уплотнительного
зазора. Колесо 2 с загнутыми вперед лопатками расположено в эллип^
сообразном корпусе 3; в резервуаре 4 с уплотнительной водой (чис-
той, без механических примесей) расположен змеевик 5, по которому
для охлаждения ее прокачивается вода из осушительного насоса.
При работе насоса воздух засасывается из приемной магистрали
и выбрасывается в резервуар, а оттуда через перепускную трубку
в атмосферу.
Вместе с воздухом из корпуса вакуум-насоса выбрасывается и
часть уплотнительной воды, вновь оседающей в резервуаре 4; чтобы
водяное кольцо не потеряло своей уплотняющей способности,
а также для отвода тепла от нагретой в корпусе насоса воды, пре-
дусматривается постоянная циркуляция ее из резервуара-в корпус.
Насос снабжен поплавковым устройством, подобным показанному
на рис. 131, и невозвратным клапаном 6 на линии отсоса воздуха.
После отсоса воздуха и заливки магистрали шток поплавка при
асплытии открывает отверстие, соединяющее вакуум-насос с
атмосферой.
249
3.	Устройства, по конструкции и принципу действия подобные
устройству, рассмотренному в п. 2, но отличающиеся от него тем,
что после заполнения всасывающей магистрали водой вакуум-
насос разгружается — подача воздуха прекращается и затрата
мощности сводится к минимуму.
Разгрузка достигается двумя способами: удалением воды из
корпуса вакуум-насоса в резервуар или механическим разъедине-
нием валов насосов — вакуумного и осушительного.
На рйс. 131 показан осушительный насос, у которого разгрузка
вакуум-насоса осуществляется первым способом. При положении
крана 3, указанном на рис. 131, б, насос разгружен. Вода из корпуса
насоса выбрасывается центробежной силой колеса в резервуар
через соединительную трубку 2, следовательно подачи воздуха
вакуум-насосом ие происходит. При этом разгрузочное отверстие
должно быть расположено в месте наибольшего давления в корпусе
вакуум-насоса. При повороте крана вода, поступающей по трубке 2,
вновь заполнит корпус и вакуум-насос начнет отсос воздуха из
магистрали. При нормальной работе вакуум-насоса вода из резер-
вуара будет циркулировать по трубке; охлаждение уплотнительной
воды осуществляется подачей охлаждающей воды в полость 1.
Установленное , на насосе поплавковое устройство, совмещенное
с сепарационной камерой, состоит из поплавка 4, который воз-
действует на игольчатый клапан 5, соединяющий или разъединяю-
щий всасывающую линию 6 с вакуум-насосом. При незалитой вса-
сывающей магистрали поплавок находится в нижнем положении,
клапан открыт и вакуум-насос отсасывает воздух. Когда с увели-
чением вакуума вода заполнит магистраль, поплавок всплывет,
клапан закроется и отсоединит вакуум-насос от магистрали. При
скоплении воздуха в верхней части поплавковой камЬры поплавок
опустится, клапан откроется и насос вновь начнет отсос воздуха.
Поплавковое устройство защищает вакуум-насос от попадания в него
загрязненной воды и значительно повышает надежность насоса
в эксплуатации.
На рис. 132 изображен осушительный насос, рабочее колесо
которого и расположенное над ним колесо вакуум-насоса насажены
на общий вал.
Вакуум-насос двойного всасывания с радиальным зазором раз-
гружается автоматически: как только поплавок 2, расположенный
во всасывающей части корпуса 1 осушителького насоса, всплывет,
шарнирно связанный с ним шток 3 через серьгу 4 переместит кла-
пан 5 и отсоединит вакуум-насос от всасывающей части осуши-
тельного насоса. Одновременно переместится золотник 6, являю-
щийся продолжением клапана, и откроет отверстие О, через которое
вода из корпуса вакуум-насоса будет выброшена в резервуар центро-
бежной силой; отверстие для рециркуляции воды будет перекрыто
золотником. Попаданию воды из вакуум-насоса во всасывающую
полость препятствует невозвратный клапан 7. При скоплении
250
г
25«
воздуха в корпусе поплавок опустится, клапан 5 откроется и соеди-
нит всасывающую полость с вакуум-насосом; рециркуляционное от-
-верстие откроется, корпус вакуум-насоса заполнится водой w
отсос воздуха возобновится. Вода в резервуаре охлаждается водой,
перекачиваемой через змеевик из осушительного насоса.
Вакуум-насосы этой серии осушительных насосов обеспечивают
(в зависимости от размера насоса) производительность по воздуху
от 0,4 до 1 мЧмин при вакууме 400 мм рт. ст.
В некоторых конструкциях (рис. 133) перемещение золотника
производится давлением подводимо^ к нему воды нз напорного,
патрубка. Как только всасывающая линия и корпус насоса запол-
нятся водой и в патрубке возникнет давление, золотник А пере-
местится н вакуум-насос будет разгружен; прн срыве насоса золот-
ник возвратится в исходное положение, корпус вакуум-насоса через
рециркуляционное отверстие заполнится водой и вакуум-насос опять
начнет отсос воздуха.
Для надежной работы золотника необходимо устранить попада-
ние в него перекачиваемой трюмной загрязненной воды; поэтому
полость золотника защищают сильфоном или мембраной В.
Объем уплотнительной воды в резервуаре ~4—8 л. Температура
не выше 60° С. Чем больше объем воды, тем дольше может работать
вакуум-насос. Остепени нагрева воды в корпусе вакуум-насоса мож-
но судить поданным испытаний: при объеме воды в резервуаре —6 л
температура воды в насосе (при D колеса 150 мм и п = 2900 об/мин)
поднялась за 8 минут на 40°. Вакуум-насос с незаполненным водой
корпусом может надежно работать неограниченно длительное вре-
мя; при этом температура уплотнительной -воды повышается всего
лишь на несколько градусов, а потребляемая вакуум-насосом
мощность равна 10—20% от мощности при его1 нормальной
работе.
В. связи с этим отключение вакуум-насоса посредством отсоеди-
нения его вала от вала осушительного насоса нерационально, так
как оно потребовало бы введения такого сложного узла, как отклю-
чаемая муфта, собственных подшипников, рычагов и др.
Кроме тбго, периодическая остановка н вращение ротора будут
способствовать более быстрому износу насоса.
На рис. 134 приведены сравнительные характеристики насоса,
работающего с самовсасывающим устройством и без. него. Как
видно; при наличии самовсасывающего устройства величина по-
требляемой мощности существенно увеличивается.
Если осушительный насос постоянно засасывает большие коли-
чества воздуха через неплотности в соединениях всасывающей маги-
страли, то разгрузочное устройство будет систематически включать
и выключать вакуум-насос; нормальная работа насоса нарушится.
В этом случае целесообразно предусмотреть постоянную работу
вакуум-насоса, для чего необходимо отключить систему разгрузки;
это обеспечит непрерывное удаление проникающего воздуха и тем
252
Рнс. 133. Схема осушительного насоса с автоматической разгрузкой вакуум насоса (перемещение
золотника оГ давления воды).* а — отсос воздуха; б — разгрузка.
253
самым непрерывное откачивание воды осушительным насосом (воз-
можность одновременной работы осушительного и вакуумного
насосов должна быть также учтена и при выборе мощности электро-
двигателя).
У балластного насоса или осушительного, у которого всасываю-
щая магистраль относительно коротка и хорошо уплотнена, отклю-
чать систему разгрузки не требуется.
Для самовсасывающих устройств второй группы охлаждение
уплотнительной воды вакуум-насоса (чтобы предотвратить ее недо-
пустимый перегрев и испа-
рение и избежать повре-
ждения вращающихся де-
талей) осуществляется са-
мой перекачиваемой водой,
подаваемой ® змеевик или
зарубашечиое простран-
ство. Иногда резервуар вы-
полняется в отливке кор-
пуса осушительного или
балластного насоса, и упло-
тнительная вода охлаж-
дается водой, перекачивае-
мой насосом.
Для самовсасывающих
устройств третьей группы
такое охлаждение на пер-
вый взгляд не является
необходимым, поскольку
после заливки приемной магистрали и начала работы осушительного
насоса вакуум-насос практически мощности не потребует (колесо
вращается в корпусе, rife заполненном водой, или отключено посред-
ством муфты). Тем не менее в большинстве конструкций оно пре-
дусмотрено, что, на наш взгляд, вполне обосновано: во-первых,
как указано выше, возможна постоянная работа вакуум-насоса
одновременно с осушительным; во-вторых, прД частом включении
и выключении насоса, вызванном прососом воздуха во всасывающую
магистраль, температура уплотнительной воды ие успеет снизиться
до допустимого значения только за счет одной естественной тепло-
отдачи, поскольку осушительный насос в этом случае перекачивает
воду периодами.
Охлаждение уплотнительной воды водой, подводимой из посто-
роннего источника, наиболее полно обеспечило бы надежность
работы вакуум-насоса; однако по условиям расположения насосов,
и подвода воды это не всегда осуществимо.
Сепарационная камера. Чтобы лучше удалить воз-
дух из трюмной воды, в наиболее совершенных конструкциях
осушительных насосов на входе в насос устанавливают сепарацион_
254
ную камеру, обычно совмещаемую с поплавковой (см. рис. 131).
Поток воды в камере направляется кверху и при повороте его на
180° вокруг кромки выступающего внутреннего патрубка происхо-
дит интенсивное отделение воздуха от воды: воздух поднимается
кверху и удаляется вакуум-насосом, а деаэрированная вода вдет
к осушительному насосу.
Всасывающий патрубок и сепарационная камера должны быть
расположены выше входа в колесо осушительного насоса. Если
колесо насоса обращено всасывающим отверстием книзу, как,
например, во многих моноблочных насосах, то желательно, чтобы
всасывающий патрубок был выполнен в виде спирали с поднятым
входным патрубком, к фланцу которого крепится сепарационная
камера. Если почему-либо такое исполнение не предусмотрено,
то у всасывакхцего патрубка надо установить невозвратный кла-
пан, чтобы корпус осушительного насоса ие остался без воды при
срыв&^или остановке насоса.
Невозвратный клапан, устанавливаемый на вса-
сывающей линии вакуум-насоса, исключает попадание воздуха
в осушительный насос при его остановке или отключении вакуум-
насоса. Надежность действия клапана очень важна, в особенности,
если максимальный вакуум, обеспечиваемый вакуум-насосом,
с течением времени упадет из-за износа уплотняющих поверхностей.
Например, максимальный вакуум в 500 мм рт. ст. достаточен для
заливки всасывающей магистрали насоса; ко когда при подаче
воды осушительным насосом разрежение на входе в насос воз-
растет до 600 мм рт. ст., воздух, даже при работающем вакуум-
насосе, попадет в осушительный насос, если невозвратный клапан
будет недостаточно плотным.
Конструктивное исполнение невозвратных клапанов показано
на рис. 130—133.
Централизованная система заливки. На.
судах, где установлено несколько трюмных и балластных насосов
и где позволяют условия вх расположения, все чаще применяется
централизованная система заливки. Она уменьшает стоимость
насосов, обеспечивает быстроту заливки, в особенности при длинных
трубопроводах, и уменьшает опасность выхода из строя вакуум-на-
соса при работе осушительного насоса на режиме сухого всасывания.
На рис. 135 показана схема централизованной системы заливки,
состоящей из двух вакуум-насосов 2 (главного и резервного), уста-
новленных на баке 1, заполненном уплотнительной водой. Резерв-
ный насос включается при вакууме несколько меньшем, чем тот,
при котором начинает работу главный вакуум-насос.' Вакуумная
цистерна 3 с расположенным в ней баком показвиа отдельно.’
Стрелки показывают движение воздуха и рециркуляционной
воды. Регулятор 4 вакуума на цистерне выключает вакуум-насос
при достижении заданного вакуума и включает его при падении
вакуума до минимального значения.
255-
Насосы без встроенного самовсасыва-
ющего устройства. В качестве осушительных и балласт-
ных насосов применяются также специальные самовсасывающие на-
сосы, не требующие установки самовсасывающего устройства,
например вакуум-насоса, поплавкового устройства и т. и. На
рис. 136 показан осушительный насос, в котором самовсасывание
Рис, 135. Схема централизованной системы залнйки: а —
невозвратный клапан; б — предохранительный клапан;
е — фильтр; г — удаление воздуха и избытка воды; д —
в трюм; е — заливочный поплпаковый клапаи; ,ж —
насос; з — подвод воздуха из всасывающей магистрали.
осуществляется за счет рециркуляции воды из сепаратора к пери-
ферии колеса.
В период отсоса воздуха при пуске насоса вода, содержащаяся
в корпусе, выбрасывается колесом 1 через полуспиральный. канал 2
в сепаратор 4. Воздух, отделяясь от воды, уходит кверху, в напор-
ную линию, а вода оседает в сепараторе н через полуспиральный
подвод 3 направляется к периферии колеса, смешиваясь с воздухом
в корпусе. Водовоздушная смесь по выходе из канала распыляется
им как соплом. При непрерывной циркуляции воды вакуум посте-
пенно увеличивается, пока корпус не заполнится водой. После
заливки магистрали и корпуса водой насос начнет подавать воду
через оба полуспиральных отвода (рис. 136, б). Насос не требует
256
добавочных устройств и при нормальной работе автоматически
прекращает циркуляцию воды.
Особенности конструкции: корпус вмещвет достаточное коли-
чество воды, позволяющее насосу длительно работать на режиме
сухого всасывания без недопустимого нагрева воды. Двойная спи-
раль обеспечивает уравновешивание бокового усклия.
Рис. 136. Осушительный насос с рециркуляцией воды
к периферии колеса: а — отсос воздуха; б — перека-
чивание ВОДЫ.;
Напорный и всасывающий патрубки расположены ваерху; пос-
ледний снабжен невозвратным клапаном 5, который препятствует
уходу воды из корпуса при остановке насоса. Колесо открытого
типа, обычно трехлопастное; это позволяет перекачивать воду,
загрязненную довольно крупными частицами. Осевой зазор между
колесом и сменным диском 6 —0,65 мм.
В напорной линии установлен автоматический воздушный кла-
пан для удаления воздуха в атмосферу и предотвращения протока
воды/ когда насос начнет подавать воду.
Производительность от 20 до 700 мя/час; напор до 40 м вод. ст.
Для производительности Q = —50 мъ/час число п принимается
равным —3000—3500 об/мин. С увеличением производительности
Б М Певзнер
257
оно уменьшается, однако остается высоким, например при <2 —
— 600 х?!час п = 1600 об/мин. Горизонтальные насосы могут быть
моноблочными, а вертикальные, из-за необходимости расположить
сепаратор вверху, имеют собственный вал, установленный на ша-
рикоподшипниках и соединенный муфтой с валом электродви-
гателя.
К- п. д. при Q = 50 мЧчас достигает 40—50%; для больших
насосов —70 % и выше. Насос производительностью ~40 л3/«ос
при напоре 40 м вод. ст. и при 2900 об/мин обеспечивает произво-
дительность по воздуху ~150 л!мин.
59. Насосы водоотливной системы
Аварийные водоотливные электронасосы предназначены для
откачки больших масс воды из затопленных помещений. Установка
их на судах морского флота предусмотрена соответствующей Между-
народной конвенцией по охране человеческой жизни на море.
Производительность водоотливных насосов от 30 до 1000 мЧчас,
напор от 10 до 20 м вод. ст. В связи с сильно меняющимся уровнем
воды в затопленном помещении в процессе ее откачки насос должен
быть рассчитан на работу с напором, много меньшим расчетного,
и с соответственно большей производительностью. Следует также
учесть увеличение потребляемой насосом мощности и возможность
возникновения в таких условиях кавитации.
Широко применяются и переносные погружные электронасосы
(<2 = 30—100 №/час; Н = 10—20 м вод. ст.), которые для удобства
транспортировки должны иметь небольшой вес.
Водоотливные электронасосы могут быть разделены на две
группы:
1. Электронасосы, способные работать
в затопленном состоянии, но не обладающие
способностью самовсасы вания. Они предназна-
чены для откачки воды из помещения, в котором установлены,
и из соседних с ним. Уровень воды в помещении должен быть выше
осн рабочего колеса.
На рис. 137 показан погружной насос с герметичным электро-
двигателем. Это моноблочный агрегат, который состоит из фланце-
вого электродвигателя 2 и соединенного с ним насоса 1. Вал у на-
соса и двигателя общий; рабочее колесо 6 консольно насажено
на вал. Корпус электродвигателя двухстенный, бронзовый; про-
странство между стенками омывается перекачиваемой водой для
охлаждения воздуха, перемещаемого вентилятором 4 в корпусе
двигателя. При затопленном электронасосе образуется воздушная
подушка; сжатый воздух заполняет корпус двигателя и часть фо-
наря 5, препятствуя попаданию воды в электродвигатель. Благо-
даря небольшому объему фонаря уровень воды в нем достаточно
высок. Для предохранения обмотки электродвигателя от попадания
258
тродвигатель в водозащищенном исполнении, отличающийся боль-
шими габаритами и весом.) Чтобы применить электродвигатель
в брызгозащищенном исполнении, необходимо предусмотреть ох-
лаждение воздуха в колпаке при помощи змеевика, через который
часть воды перепускается от напорного патрубка насоса к прием-
ному.
На рис. 139 показан погружной водоотливной насос в сборе
и со снятым колпаком. Ребристый змеевик для охлаждения воздуха
состоит из нескольких параллельно включенных секций.
Рис. 139. Погружной электронасос с колпаком и змеевиком охла-
ждения: а — с колпаком; б — без колпака.
Судя по результатам испытаний (табл. 8, данные автора), такая
система охлаждения является вполне эффективной; ее эффектив-
ность может быть существенно повышена при более рациональной
организации потока воздуха в колпаке, в частности за счет приме-
нения у электродвигателя двух выходных отверстий для воздуха.
Указанные в таблице данные получены при наличии двух вход-
ных отверстий в верхней части электродвигателя и одном выход-
ном, расположенном внизу. Нагретый воздух, перемещаясь снизу
вверх в направлении вращения ротора, омывает только часть ох-
лаждающей поверхности змеевиков, остальная часть (—50%) ис-
пользуется неэффективно. Очевидно, что при двух выходных от-
верстиях, т. е. при лучшем использовании поверхности змеевика,
температуру воздуха в колпаке можно или понизить (что соот-
261
Таблица 8
Данные испытаний системы охлаждении погружного водоотливного
электронасоса
Мощность <VH, кет	Температура охлаждающей воды, "С	Температур «уха, ° на выходе на электро- двигателя		а воз мН к ш га to ' ; о.	Расход охлажда- ющей воды, мМчас	Сопротивление змеевика, м вод. ст	Тип змеевика
		шах-	средн.				
1,5=8,8—7,3 1,5=8,9—7.4 1,5=9,0—7,5	28 20 J5	57 49 46	51 41 40	36 28 25	4 4	2 2 2	Двухрядный, по И витков в каж- дом; длина вит- ка—1050 мм Dbh—8 мм Ашружн=18ж.И
1,5=9,0—7,5	20	51		36			Однорядный, 11 витков, раз- меры те -же
Л'в—мощность, подводимая к электродвигателю; АГ,,— мощность, потребляемая
насосом; л = 1450 — число оборотов электроиасоса.
ветствует повышению номинальной мощности электродвигателя),
или сохранить ее расчетную величину при меньшей поверхности
охлаждения.
Основные размеры воздушного колпака с различными диамет-
рами его верхней и нижней частей определяют следующим путем
(см. рис. 138).
Внутренний диаметр Ов верхней части колпака принимается
минимальным в зависимости от диаметра корпуса электродвига-
теля. Высоту ее йв можно принять несколько большей, чем общая
высота даигателя, чтобы плоскость I—1 отстояла от выхода вала
из корпуса электродвигателя примерно на 70—100 мм.
Объем воздуха в верхней части колпака
VD = -~-hB —	(244)
где G — вес электродвигателя;
7 — удельный вес материала.
Зная максимально возможный уровень воды в затопленном по-
мещении относительно основной линии, можно с вполне достаточ-
ным приближением определить ее уровень Нтех относительно пло-
262
скости II—II. Таким образом, максимальное абсолютное давление
воздуха в колпаке
^“1-03 +Л...	(246)
Чтобы определить Л2т1п» необходимо задать минимально допустимое
расстояние от уровня воды в колпаке до выхода вала из корпуса
двигателя ЛЯт|п + 4, которое обычно равно 100—150 мм; это рас-
стояние принимается с учетом того, что при максимально воз-
можном крене и наибольшем уровне воды в фонаре вода не попадает
в выходное отверстие корпуса электродвигателя. В закрытом
сосуде давление воздуха обратно пропорционально объему
(246)
где индексы «я» и «к» — начальное и конечное состояние воздуха
в колпаке. Подставив в уравнение значения объемов воздуха и
давлений, выраженные через указанные обозначения, получим:
+	(247)
Принимая различные значения D„, определяем соответствующие
ему значения VB.
Высота Л3 может быть определена из уравнения
Аз = 1-------J------------я	(248)
4
тогда
+	(249)
Чем больше диаметр DH, тем меньше высота hlf и наоборот.
Увеличение размеров верхней части колпака приводит к увеличению
размеров всего колпака в целом. Окончательное соотношение раз-
меров выбирают исходя из конструктивных соображений. В зави-
симости от конкретных условий расположения насоса на судне
можно уменьшить одни из размеров колпака за счет увеличения дру-
гого, и наоборот; например, увеличение Dp на 40 % приводит к умень-
шению общей высоты на 20%.
2. Самовсасывающие электронасосы, спо-
собные работать в затопленном состоянии.
Область применения-таких аварийных электронасосов значительно
расширяется, так как они могут быть использованы также для
откачивания воды, проникающей в соседнее помещение вследствие
263
фильтрации, еще до достижения ею опасного уровня; кроме того,
они могут служить в качестве балластных, осушительных и др.
На рис. 140 схематически изображен судовой самовсасывающий
водоотливной электронасос с герметичным электродвигателем по-
стоянного тока. По конструкции насос подобен насосу на рис. 132.
Серия электронасосов этого типа рассчитана на производительность
15—550 м*!час и напор 15—20 м вод. ст. Согласно литературным
данным, насосы хпрошо зарекомен-
довали себя в эксплуатации.
Насос приводится во вращение
электродвигателем, корпус 2 кото-
рого является одновременно воз-
душным’ колпаком, надежно уплот-
ненным от проникновения воды
извне. Воздух внутри электродви-
гателя охлаждается прокачивае-
мой через змеевик 1 водой.
Электронасос может работать
с подпором до 12 xi при крене
30°. На корпусе электродвигателя
предусмотрены крышки 3 для до-
ступа к коллектору. Герметичное
соединение предусмотрено на верх-
нем и нижнем фланцах двигателя,
на верхней половине откидной
крышки 4 насоса и на крышке
к коллектору двигателя. Нижняя
воловина крышки насоса негерме-
тична и служит лишь для защиты
от попадания внутрь насоса посто-
ронних частиц.
На рис. 141 показан погруж-
ной переносный электронасос, со-
стоящий из электродвигателя спе-
циальной конструкции и центро-
бежного насоса. Рабочее колесо
б насажено консольно на вал элек-
Рис. 140. Схема погружного само-
всасывающего электронасоса.
тродвигателя и закреплено гайкой. Корпус 9 электродвигателя
бронзовый, из двух концентричных цилиндров. Через кольцевую
камеру, образуемую цилиндрами, вода направляется в напорный
трубопровод. К корпусу двигателя крепится корпус насоса 7.
Вал электродвигателя проходит через развитое уплотнение — наи-
более ответственный узел насоса. На выходе вала из корпусов
насоса и электродвигателя установлены сальники, набивка 5 ко-
торых сжимается пружиной 8. Кроме того, перед сальником насоса
установлеко дополнительно механическое уплотнение, состоящее
из угольного неподвижного кольца 4 и бронзового кольца 3, при-
264
жимаемого к нему пружиной 2 и вращающегося вместе с валом
Ротор электронасоса разгружен от осевого усилия уплотнением и
разгрузочными отверстиями, предусмотренными на заднем диске
колеса; благодаря этому уплотнению сальник на выходе из насоса
находится под небольшим давлением, примерно равным уровню
воды в помещении.
Каждый насос снабжен фильтром 1, устанавливаемым при ра-
боте насоса под водой, и комбинированным устройством — филь-
тром с приемным клапаном, который устанавливается при ра-
боте насоса в незатопленном состоянии. Насос может работать
в любом положении — вертикальном, горизонтальном или наклон-
ном. Так как электродвигатель охлаждается прокачиваемой водой.
Рис. 141. Погружной переносный электронасос.
работа насоса при нулевой производительности должна длиться
не более 30 мин. В качестве трубопроводов применяются гибкие
шланги; присоединение к патрубкам — резьбовое.
В корпусе электродвигателя предусмотрен ряд отверстий’ для
выпуска воды, проникшей туда через сальники.
Вес насоса -~60 кг (при Q — —40 мЧчас и Н = ~15 м вод. ст.).
Недостатки:
— уплотнение недостаточно надежно защищает электродвига-
тель от протечек воды через сальник;
— снижается сопротивление изоляции обмотки из-за влаги,
появляющейся при отпотевании стенок корпуса электродвигателя,
вследствие изменения в нем температуры при работе и бездействии
электронасоса. Для просушки корпуса применяется подача сухого
воздуха, но при значительном отсыреваний изоляции это мало
помогает.
Наиболее надежный и перспективный тип переносного погруж-
ного насоса — бессальниноный (см. гл. 18).
265
60. Насосы санитарной системы
Производительность этой группы насосов —1—50 м3/час, на-
пор ~20—60 м вод. ст., в зависимости от размеров судна, принятых
давлений в системах и т. д. Чтобы обеспечить экономичную работу
насосов, обслуживающих системы питьевой и пресной воды, и под-
держивать всю систему в постоянной готовности к действию приме-
няют так называемый гидрофор.
Вода подается насосом в цистерну, пока давление в ней не до-
стигнет заданного значения, после чего насос посредством манореле
выключается. Когда расход воды из цистерны станет таким, что
Рис. 142. Схема и принцип действия самовсасывающего насоса
эжекционного типа: а — состояние покоя; 6 -- отсос воздуха;
в — откачка воды.
давление в ней упадет до минимально допустимого, манореле
опять включает насос. Характеристики работы насосов на гидро-
фор см. на рис. 53.'
Насосы санитарной системы, в зависимости от параметров и опре-
деляемого ими коэффициента быстроходности колеса, выпол-
няются центробежными или вихревыми.
Так как большинство насосов этой группы устанавливается
выше уровня воды, они должны иметь самовсасывающие устройства.
Размеры трубопроводов (длина и диаметр), а следовательно-и коли-
чество отсасываемого воздуха, в этих системах невелики; поэтому
иногда применяют самовсасывающие устройства эжекционного
типа (рис. 142), отличные от рассмотренных выше.
На рисунке показаны все фазы действия насоса. Рабочее ко-
лесо 1, вращаясь, захватывает воду через сопло 2; при этом поток
воды, выходящий из сопла, захватывает воздух, содержащийся
во всасывающей части. Воздух выделяется из водовоздушной смеси,
прошедшей через колесо, и попадает в напорную часть, а вода вновь
266
циркулирует через насос. По мере увеличения вакуума напор,
обеспечивающий циркуляцию воды, увеличивается и интенсивность
удаления воздуха возрастает. После удаления воздуха насос на-
чинает нормальную подачу вода.
Для отсоса воздуха корпус насоса должен вначале содержать
достаточное количество воды. Расположенное вверху всасывающее
отверстие снабжено невозвратным клапаном — захлопкой 3, кото-
рая не позволяет воде уйти из насоса после его остановки. Внизу
предусмотрен автоматический клапан 4, прекращающий циркуля-
цию воды после заливки всей всасывающей линии, поскольку давле-
нием воды он будет полно-
стью закрыт; благодаря этому
уменьшаются протечки и уве-
личивается производитель-
ность насоса.
На рис. 143 показан само-
всасывающий насос эжекцион-
ного типа, принцип действия
которого тот же, что и у на-
соса, изображенного на рис.
142, однако отделение воздуха
от водовоздушной смеси про-
исходит здесь более эффек-
тивно. К фланцу всасываю-
щего патрубка насоса присое-
динен резервуар 1, в кото-
ром находится жидкость в Ко-
личестве, необходимом для
начала работы; резервуар является также сепаратором для отделе-
ния воздуха.
Вода или воздух поступает в насос по осевому каналу, имею-
щему невозвратный шариковый клапан 2. Напорный патрубок 3
насоса присоединен к верхней части резервуара-сепаратора. Как
видно из рисунка (сечение х—х), водовоздушная смесь поступает
в сепаратор из насоса в касательном направлении, что обеспечивает
ей вращательное движение, при котором воздух быстро и эффек-
тивно отделяется; вода, как более тяжелая часть смеси, попадая
на стенки, опускается вниз и идет к соплу 4\ воздух, как более
легкая часть, остается вблизи центра и свободно уходит через
напорные отверстия а.
Рециркуляционный клапан 5 автоматически закрывается после
заливки насоса.
Самовсасывающее устройство эжекционного типа обеспечивает
менвшую производительность по воздуху и меньший вакуум, чем
насос водокольцевого типа. Вакуум в большой степени зависит
от величины зазоров в уплотнении рабочего колеса; он умень-
шается с их увеличением, и наоборот.
267
На рис. 144 показан центробежный самовсасывающий электро-
насос моноблочного типа в горизонтальном исполнении. Он состоит
из центробежного насоса и встроенного в него вакуум-насоса
анхревого типа (см. гл. 17) Колесо 2 вакуум-насоса расположено
за колесом 1 центробежного насоса. Вакуум-насос работает посто-
янно и способен непрерывно отсасывать воздух, попадающий во
всасывающую линию. Всасывающий патрубок 3 расположен так,
что при остановке насоса вода из корпуса не уходит.
Рис. 144. Самовсасывающий моноблочный электронасос.
- На напорной линии должен быть установлен обычный невоз-
вратный клапан, так как невозвратный клапан 5, установленный
в камере 6, является неотъемлемой частью самовсасывающего
устройства.
Насос действует следующим образом: при‘пуске колесо центро-
бежного насоса выбрасывает воду из корпуса в камеру через не-
возвратный клапан 5; после заполнения камеры клапан опускается
и не позволяет воде уйти обратно в насос. j
Вакуум-насос через канал 4 начинает отсос воздуха и’ подает
его в камеру. Циркуляция воды из камеры в вакуум-насос во время
отсоса воздуха происходит через трубку 7; это обеспечивает работу
самовсасывающего насоса при удалении воздуха в течение ~ 5 мин.
без опасности недопустимого нагрева воды. После отсоса воздуха
и заливки всасывающей магистре ли вакуум-насос перекачивает
воду парвллельно с основным центробежным насосом; при этом
циркуляция воды через трубку прекращается, так как поднятый
потоком воды клапан прикрывает отверстие к трубке.
268
Вакуум-насос может обеспечить подачу воздуха в напорную
линию при условии, что давление в ней не превышает 6 м вод. ст.;
в противном случае насос должен иметь” шариковый клапан, уста-
новленный на камере, чтобы в период заливки можно было удалять
воздух в атмосферу.
Материалы насосов общесудовых систем. Насосы, перекачиваю-
щие морскую воду, обычно выполняют целиком из цветных сплавов;
насосы более ответственного назначения — из высокооловянистых
бронз.
Коррозия деталей насосов в мпрской воде яаляется результатом
электролитического процесса. Возникающая между двумя метал-
лами разность напряжений тем больше, чем дальше в ряду напря-
жения отстоят эти металлы друг от друга. Для наиболее часто
встречающихся металлов этот ряд таков: серебро, медь, олово,
свинец, никель, железо, цинк, алюминий. Исходя из этого, целе-
сообразно для смежных деталей применять один и тот же материал.
Опыт эксплуатации циркуляционных насосов на судах морского
флота показал, что чугунный корпус при перекачивании морской
воды служит около 6—8 лет.
Определенное влияние на коррозию оказывает скорость потока
на омываемой поверхности, сочетание цветных сплавов смежных
поверхностей и т. д. Материал, из которого сделано колесо, должен
обладать особыми качествами, поскольку скорости в колесе зна-
чительно вЬттпе скоростей в корпусе.
Применение цветных сплавов должно быть обосновано не только
эксплуатационной, но и экономической целесообразностью.
В некоторых случаях рекомендуется применить чугун вместо
бронзы, с учетом замены насоса через определенный период вре-
мени, так как бронзовый насос в 1,5—2 раза дороже чугунного.
Для насосов особо ответственного назначения может быть при-
менен титановый сплав, обладающий высокой прочностью, не-
большим удельным весом и хорошей коррозионной стойкостью
в морской воде.
Валы насосов для морской воды изготовляются из нержавею-
щей ствли или из кованой бронзы.
Глава 16
ГРУЗОВЫЕ И МАСЛЯНЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ГРУЗОВЫЕ НАСОСЫ
Грузовые насосы предназначены для откачки больших масс
жидких грузов (сырая нефть, масло, бензин и др.) из танков нефте-
наливных судов. Если грузовой насос используется и как балласт-
ный, то примерно половину времени он работает на морской воде —
балласте, которым заполняют танки после откачки основного груза
для придания большей остойчивости судну.
Центробежные грузовые насосы все больше вытесняют поршне-
вые (на крупнотоннажных танкерах устанавливаются только
центробежные насосы).
Преимущества:
— пологая форма характеристик <2—Н центробежного насоса
улучшает его эксплуатационные условия всасывания, так как
с понижением уровня груза в танке и увеличением статического
напора насос автоматически уменьшает свою производительность;
— центробежный насос, рассчитанный на любую производитель-
ность, которая может понадобиться для самых больших танкеров,
имеет относительно небольшие размеры; это позволяет установить
на танкерах ограниченное количество грузовых насосов (наиболь-
шая производительность парового поршневого насоса 750 м3!час,
так как уже при этом он имеет очень большие размеры и вес).
Выбор типа насоса зависит от условий его расположения на
судне, количества перевозимых грузов и размеров танкера, а так-
же от производительности насосных станций судна.
Если танкер предназначен для перевозки очищенных нефтепро-
дуктов разных сортов, то должна быть исключена возможность их
взаимопроникновения: трубопровод одного сорта груза не должен
проходить через танки, в которых находятся нефтепродукты другого
сорта. Целесообразно иметь несколько насосных помещений, раз-
деляющих танки с различными грузами.
У таких танкеров небольшая грузоподъемность, поэтому они
могут иметь насосные станции небольшой производительности.
Определенные преимущества имеет поршневой насос, работающий
на насыщенном паре с даалением —10 кГ/слР. Применение в этих
случаях центробежного насоса связано с опасностью взрыва, так
как к приводу центробежного насоса, расположенному в помеще-
нии, насыщенном парами перекачиваемой среды, приходится под-
водить пар высокой температуры или электроэнергию.
270
На танкерах, перевозящих большие массы однородного груза,
например сырую нефть, предусматривается одно насосное помеще-
ние в корме за машинным отделением. Поскольку привод может
быть расположен в машинном отделении, а производительность
насоса вьеходит за пределы, допускаемые для поршневых насосов,
лучше всего применить центробежный насос с приводом от паровой
турбины, электродвигателя, дизеля или газовой турбины.
61. Параметры и условия работы
Параметры. Центробежные грузовые насосы имеют расчетную
производительность (по воде) в пределах от 500 до 3000
(верхний предел, вероятно, в недалеком будущем будет превзойден).
Рост производительности насосной установки, сопутствующий не-
прерывному росту грузоподъемности танкеров, объясняется тем,
что время выгрузки по условиям эксплуатации остается неизмен-
ным и независимым от грузоподъемности судна и составляет по дан-
ным практики 10—15 часов.
Расчетный напор насосов — 80—140 м вод.ст. — определяется
потерями в трубопроводе, который имеет большую протяженность
на самом тавкере и в особенности вне его, а также разностью уров-
ней груза в танке и нефтехранилище.
Давление на всасывании насоса в процессе работы изменяется
в довольно ишроких пределах, от подпора —10 м вод. ст. до высоты
всасывания, достигающей 6 м вод. ст.
Наибольшей высоте всасывания отвечает момент откачки груза
из наиболее удаленных танков, при наименьшем уровне груза
в них. Чем больше допустимая высота всасывания насоса, тем меньше
допустимый уровень в танке и, следовательно, тем больший объем
груза может быть откачан главным грузовым насосом. При неболь-
шой расчетной производительности зачистного насоса это сокра-
щает время выгрузки.
Если насосное помещение расположено в корме, условия вса-
сывания несколько облегчаются; во время выгрузки танкер полу-
чает дифферент на корму, соответствующий в конце откачки груза
увеличению геометрического подпора на 4—5 м. Современные
грузовые центробежные насосы обеспечивают высоту всасывания
на расчетном режиме не менее 6 м вод. ст. На рис. 145 приведены
характеристики серии из четырех грузовых насосов, обладающих
хорошей высотой всасывания при высоких значениях расчетного
числа оборотов и производительности.
Кавитационный коэффициент быстроходности С по формуле
(123) для грузовых центробежных насосов равен ~1500.
Чйсло оборотов насоса определяется его характеристиками,
в основном производительностью, и условиями всасывания; оно
может быть установлено из формулы (123). Для грузовых насосов
с указанными выше значениями производительности, напора и
271
высоты всасывания расчетное число оборотов в минуту равно 1200—
1800. Число оборотов у насосов малых и средних размеров со срав-
нительно небольшой мощностью должно соответствовать числу
оборотов электродвигателей переменного тока.
Желательно, чтобы величина допустимой вязкости перекачивае-
мой жидкости была бы как можно большей; она лимитируется тем,
что с увеличением вязкости:
Рис. 145. Характеристики серии грузовых центробежных насосов,
---------------------для вода;
—	падает производительность насоса (из-за увеличения кру-
тизны характеристики Q—Н насоса и характеристики сети; см.
рис. 65);
—	увеличиваются потери во всасывающей линии, т. е. ’ограни-
чивается возможность рационального использования насоса в конце
откачки;
—	возрастает потребляемая насосом мощность, которая может
превысить мощность привода.
Для снижения вязкости до допустимого значения — ~900 сст
(120° ВУ) — применяется подогрев груза насыщенным паром от
главных котлов — на паротурбинных танкерах, или от вспомога-
тельных котлов — на дизельных.
272
При такой вязкости снижение производительности и увеличение
мощности для насосов с указанным выше диапазоном характеристик
остается еще в допустимых пределах.
Рис. 146. Кривые поправочных коэффициентов для опре-
деления провзводительности, напора и к. п. д. при пере-
счете с воды на вязкую жидкость.
При этом, как показывают кривые поправочных коэффициентов
насоса, характеристики насоса падают тем меньше, чем выше рас-
четная производительность (рис. 146).
Основные данные некоторых грузовых насосов см. в табл/9.
Б. М Певзнер
273
i
ч


Основные данные некоторых грузовых насосов
в ё	-		Гори юн-	тальныи односту- пенчатый Паровая	ту^иина 10 3S0 500 76 1450 8220 32 310 1,3 ата противо- давление
	«		Вертикаль НЫЙ КОН- СОЛЬНЫЙ', колесо с двусторон- ним всасы ванием ' Паровая		9.8 800 1600 6000 i 39,5 327
	С4		Горизоп- i	тальныи Паровая	турпина 950	। 8.8 500 1750 1750 58,5 315 40
		вода | топливо | спирт	Вертикальный двухступенчатый !	самовсасывающий Паровая турбина 490	370	450 8,8	8,8	7,9 421	292	195 1 250	310	205 70	40,5	62,5 1300 6000 15,5 67	
Размер- ность			1	1	м*/час кГ/слР ‘Л % Об/МИИ об/мин i кГ!смг  ;
1 1	|	Наименование		। Тип насоса Привад		Производительность Давление нагнетания Мощность потребляемая » привода К. п. д. насоса Число оборотов насоса >	» турбины Давление свежего пара Температура свежею пара Вакуум в конденсаторе
Условия работы. Грузовые насосы работают с переменным дав-
лением на всасывании и могут работать параллельно с другими
грузовыми насосами.
Когда уровень груза в танке упадет до ~1 м, необходимо сни-
зить производительность насоса за счет постепенного уменьшения
числа оборотов или путем дросселирования клинкетом на нагнета-
нии; иначе насос начнет кавитировать и наступит срыв.
Помимо прекращения подачи срыв насоса нежелателен и по-
тому, что при работе насоса асухую может возникнуть недопустимый
по соображениям безопасности нагрев деталей.
Если при параллельной работе насосов у одного из них число
оборотов будет снижено, то насос прекратит подачу в общую ма-
гистраль (плоская характеристика Q—Н) и будет работать при
закрытом невозвратном клапане (с нулевой производительностью),
а жидкость в насосе будет нагреваться. По’этому лучше уменьшить
подачу насоса не путем изменения числа оборотов, а за счет частич-
ного прикрытия клинкета на напорной линии; неэкономичность
такого метода регулирования подачи большого значения не имеет
из-за кратковременности работы грузовых насосов.
62. Тип насоса и привода
Расположение вала и количество ступеней. На современных тан-
керах применяются грузовые насосы как с горизонтальным, так
и с вертикальным расположением вала; каждому из этих типов
присущи свои достоинства и недостатки.
Достоинством^насосов с горизонтвльным валом является удобное
расположение и компоновка привода, в особенности паротурбин-
ного, если насосное отделение расположено в корме; такой насос
удобен для обслуживания и не требует выполнения сложного судо-
вого фундамента. У насоса с вертикальным валом можно применить
один сальник, а рабочее колесо может быть расположено значи-
тельно ниже, чем у горизонтального, чем улучшаются условия вса-
сывания (при низком расположении горизонтального насоса турбо-
привод пришлось бы разместить в трюме, что неприемлемо). При
вертикальном расположении вала уменьшается опасность расцен-
гровки валов насоса и привода, так как промежуточный ввлопровод
находится в одной плоскости изгиба корпуса танкера; у насосов
с горизонтальным валом расцентровка неизбежна из-за различных
условий нагрузки танкера (с грузом и без него). Кроме того, у вер-
тикальных насосов упрощается и повышается надежность конструк-
ции газоуплотнительного сальника, разделяющего отсек привода
от насосного помещения.
Насосы производительностью от 500 до 1000 м9/час делают
одно- и двухступенчатыми, а насосы с подачей выше 1000 мЧчас,
как правило, только одноступенчатыми. Необходимо отметить
тенденцию к все более широкому применению одноступенчатых
18*
275
грузовых насосов для всего диапазона подач благодаря преимуще-
ствам их конструкции и удобству при обслуживании (при двух-
ступенчатом насосе и рабочем колесе первой ступени с двусторон-
ним всасыванием корпус насоса будет очень сложным).
К. п. д. одноступенчатого грузового насоса не намного ниже,
чем у двухступенчатого с теми же характеристиками (рис. 147).
Удаление паров перекачиваемой среды. При перекачивании на-
сосом вязких сред, в особенности грузов первой категории (бен-
зин и др.), и большом
разряжении на всасыва-
нии происходит интен-
сивное выделение паров;
их скопление приводит
к неустойчивой преры-
вистой работе насоса и
в коиечном счете к его
срыву. Чтобы насос не
работал всухую,его при-
ходится выключать, т. е.
прекращать откачива-
ние груза. Поэтому пре-
дусматриваются меры,
обеспечивающие удале-
ние вьщеляющихся па-
ров. Отдельные типы на-
сосов выполняются само-
всасывающими, однако
подавляющее большин-
ство грузовых насосов—
несамовсасывающие. Де-
лается это по следую-
щим причинам:
— установка самовсасывающего устройства, рассчитываемого
на весьма большую производительность (по воздуху) и встроенного
в основной насос, значительно усложняет и удорожает конструкцию
насоса. Необходимостьрассчнтыватьвакуум-насосианизкоерасчетное
и эксплуатационное число оборотов приводит к большим габаритам;
— применение самовсасывающего насоса не гарантирует безопас-
ности эксплуатации, так как при перекачивании взрывоопасных
продуктов удаление их паров в атмосферу на недостаточно большое
расстояние от судна может привести к взрыву и пожару; подача
паров в напорную магистраль невозможна из-за недостаточности
напора у насоса водокольцевого типа, применяемого благодаря
его большой производительности.
Использование воздушного насоса поршневого или ротационного
типа также может привести к взрыву из-за перегрева при работе
всухую.
276
Если условия эксплуатации позволяют применить самовсасы-
вающий грузовой насос, то наиболее целесообразно установить
автономный вакуум-насос, обслуживающий все грузовые насосы,
расположенные в одном помещении, вместо того, чтобы встраи-
вать самовсасывающее устройство в каждый насос.
Достаточно эффективный способ удаления паров перекачиваемой
среды — это присоединение зачистного насоса объемного типа к вса-
сывающей части корпуса грузового насоса. Тем самым при парал-
лельной работе обоих насосов за счет непрерывного отсоса паров
обеспечивается возможность откачивать груз высокопроизводи-
тельным центробежным насосом до минимального уровня груза
в танке (один зачистной насос откачивает лишь небольшую часть
груза).
Привод. При выборе типа привода для грузовых насосов большое
значение имеют надежность, удобство в эксплуатации и умень-
шение первоначальной стоимости установки. Экономичность имеет
второстепенное значение, поскольку время откачки составляет
лишь небольшую часть от общего времени работы установки.
В качестве привода применяются: электродвигатель, дизель,
газовая турбина и наиболее широко — паровая турбина.
Выбор типа привода и его параметров зависит от мощности
насосной станции, расположения насосов, типа главной установки
и др. В связи с тем, что стоимость самого агрегата по отношению
к эффективности его использования очень высока, в некоторых
установках грузовой горизонтальный насос приводится в действие
непосредственно от турбогенератора. В этом случве в машинном
отделении между турбогенератором и насосом устанавливается
гидромуфта, с помощью которой осуществляется регулирование
числа оборотов насоса. При разгрузке танкера надобность в электро-
энергии для многочисленных механизмов отпадает, и генератор
отключается от сети, а мощность турбопривода генератора затра-
чивается на работу грузового насоса. Таким образом отпадает
необходимость в специальном турбоприводе для грузового
насоса.
На больших танкерах в качестве привода применяются, как
правило, паровые турбины, так как установка дорогостоящей
судовой электростанции мощностью 1500—2000 кет и больше
не оправдывается любым выигрышем в экономичности.
Паровой турбинный привод имеет наименьшие габариты и вес,
обеспечивает возможность плавного изменения числа оборотов
в больших пределах, позволяет использовать основной вид энергии—
пар (на паротурбинных танкерах).
Параметры пара приводных турбин различные. На судах с паро-
турбинными установками давление пара такое же, как и для главных
турбин; пар охлажденный. Отработавший пар поступает в главный
или вспомогательный конденсатор при меньшем вакууме. На ди-
зельных танкерах параметры пара низкие, так. как нерационально
277
устанавливать котельную установку с высокими параметрами пара;
пар насыщенный; отработавший пар сбрасывается в вакуумный
конденсатор. Хотя экономичность сама по себе и не имеет решаю-
щего значения, все же желательно уменьшить расход пара, учиты-
вая, что на дизельных танкерах приходится специально устанавли-
вать вспомогательную котельную установку.
Тип привода грузовых насосов оказывает известное влияние
и на выбор рода тока электростанции.
Если для грузового насоса применен турбопривод, который
допускает изменение числа оборотов, то может быть использован
переменный ток, позволяющий регулировать число оборотов осталь-
ных вспомогательных механизмов.
Если же грузовые насосы имеют электропривод, то может быть
опраадано применение постоянного тока; это позволяет плавно
изменять число оборотов самого грузового насоса и увеличивает
его гибкость в эксплуатации. На некоторых танкерах с электро-
станцией переменного тока удовлетвпрительное регулирование
числа оборотов грузовых насосов достигается установкой генера-
торов переменной частоты.
На танкерах с дизельными установками одновременно с паро-
турбинным приводом часто применяется и электропривод. При этом
уменьшаются размеры вспомогательной котельной установки и не
требуется очень большой мощности электростанции. Электропривод
обеспечивает простоту ухода, постоянную эксплуатационную готов-
ность и другие преимущества; электродвигатель обычно асинхрон-
ный, двухскоростной.
Турбопривод представляет собой паровую турбину, обычно
с одной ступенью давления в виде двухвенечного колеса, соединен-
ную с одноступенчатым редуктором. Управление, паротурбинным
приводом осуществляется дистанционно с верхней палубы.
Учитывая тяжелые условия работы грузовых насосов и Воз-
можность их кавитации и срыва при понижении уровня груза в тан-
ках, приводные турбины этих насосов снабжают регулятором без-
опасности, который выключает турбину при превышении числа
оборотов обычно на 12—15% сверх номинального. Кроме того,
турбина должна быть снабжена устройствами, останавливающими
ее при понижении давления масла в системе и при повышении
противодавления.
Многие турбоприводы снабжены регулятором скорости для
поддержания постоянного числа оборотов (в пределах заданной
неравномерности) при изменении подачи от максимальной до нуле-
вой; у регуляторов имеется устройство, позволяющее установить
новое рабочее число оборотов в пределах до 60% от расчетного
(номинального).
Как правило, применяются защитные и регулирующие устрой-
ства гидравлического типа; когда то или иное устройство срабо-
тает, масло из системы уходит в дренаж, давление в системе падает
278
и поршень сервомотора прикрывает паровой дроссельный или
быстрозапорный клапан.
Если турбина снабжена регулятором скорости, то следует
предусмотреть, чтобы дроссельный клапан в случае прекращения
подачи жвдкости (срыв или кавитация) не закрывался полностью.
Рис. 148. Схема турбопривода грузового насоса.
/ — насос системы регулирования (при регуляторе скорости). 2 — редуятор. 3 — регуля-
тор безопасности центробежного типа; < — в дренаж. 5 — регулятор скорости гидравли-
ческого типа; 6 — клапан дистанционной настройки регулятора скорости ня разные
числа оборотов; 7 — добавочный клапан (при регуляторе спорости); в — комбинирован-
ный стопорный клапан и дроссельный паровой клапан; 9 — регулятор безопасности бой-
нового типа; 10 — масляный выключатель при падении давления масла; 11 — дроссель-
ная шайба; 12 — турбина; 13 — масляный насос
При предельном положении клапана должен быть обеспечен
такой расход пара, который при срыве или кавитации насоса обес-
печил бы разгонное число оборотов турбины и, следовательно,
выключение ее регулятором безопасности. В противном случае
насос будет вращаться всухую с большим числом оборотов и на-
греется до недопустимой температуры.
Если предусмотрено устройство, выключающее турбину при
чрезмерном нагреве насоса, то паровой дроссельный клапан регуля-
тора может быть рассчитан на поддержание постоянного числа обо-
279
ротов даже при сухом насосе; это устраняет преждевременную
остановку турбонасоса и затрату времени на его повторное включе-
ние. На рис. 148 показана схема турбопривода грузового насоса
с системой управления, защиты и регулирования гидравлического
типа.
63- Конструкция
Основные узлы насоса. Грузовые насосы любого типа — одно-
и двухступенчатые, горизонтальные и вертикальные — имеют ряд
общих узлов, конструктивное исполнение которых определяет на-
дежность и эффективность насосов в эксплуатации. Поэтому вна-
чале рассмотрим подробно такие узлы, а затем некоторые типовые
конструкции грузовых насосов.
Рабочее колесоу подавляющего большинства односту-
пенчатых грузовых насосов и первой ступени двухступенчатых
насосов выполняется с двусторонним всасыванием; такое колесо
с увеличенным входным отверстием обеспечивает хорошую высоту
всасывания при доствточно высоком числе оборотов.
У вертикальных одноступенчатых насосов иногда применяется
колесо и с односторонним всасыванием; допустимая высота всасы-
вания при этом снижается, однако частично это компенсируется
возможностью большего заглубления колеса с соответствующим
уменьшением эксплуатационной высоты всасывания.
Рабочие колеса в большинстве случаев снабжены уплотняющими
кольцами, позволяющими сохранить колесо при износе уплотняю-
щих поверхностей.
У двухступенчатых насосов колесо второй ступени выполняется
с односторонним всасыванием; на заднем диске колеса предусматри-
вается уплотнение для разгрузки ротора от осевого усилия и сни-
жения давления перед сальником.
Корпус у горизонтальных насосов всегда выполняется с разъ-
емом по оси вала; заодно с нижней частью корпуса отлиты всасы-
вающий и напорный патрубки, а также лапы для крепления к фун-
даменту.
У вертикальных насосов корпус делают или с разъемом по оси
вала насоса или без разъема.
На крышке корпуса горизонтального насоса вверху каждой из
половин всасывающей спирали, а также на всасывающем патрубке
вертикального насоса предусмотрены специальные отверстия для
присоединецйя к зачистному насосу и используемые при необхо-
димости для заливки. Для насосов с производительностью от 300
до 1700 м3/час условный проход отверстий —65—100 мм.
Напорная спираль насоса двойная или одинарная, в зависимости
от конструкции насоса. Хотя грузовой насос работает иа пере-
менных режимах, напряжения в сечениях вала, вызываемые боко-
вым усилием, не представляет большой опасности благодаря кратко-
временности работы насоса и достаточно большим размерам диаметра
280
вала. У горизонтальных насосов, имеющих всегда выносные подшип-
ники, и у двухступенчатых насосов любого типа, у которых языки
спиралей расположены симметрично, спираль одинарная. У вер-
тикальных насосов, как правило консольных независимо от числа
ступеней, спираль при одноступенчатом иасосе обычно бывает двой-
ной, во избежание появления чрезмерных напряжений в наиболее
опасном сечении вала и недопустимого прогиба в уплотнении.
В корпусах насосов обязательно должны быть предусмотрены
защитные уплотняющие кольца; у некоторых насосов
эти кольца имеют баббитовую заливку, которая предохраняет ко-
леса от заедания при попадании посторонних взвешенных частиц;
кроме того, баббитовая заливка наряду с применением большего
зазора в уплотнении обеспечивает кратковременную работу насоса
всухую при срыве его и исключает недопустимый нагрев деталей,
в особенности при перекачивании груза первой категории.
Условный проход патрубков соответствует скорости 3—4,5 м/сек
для всасывающего и 4,5—-6,5 м/сек — для напорного.
Подшипники. В грузовых насосах, расчетное число обо-
ротов которых (1200—1800 об/мин) обеспечивает относительно
небольшие скорости трения в подшипниках, применяются как
подшипники качения, так и подшипники скольжения с кольцевой
смазкой. Последние применяются во многих насосах горизонталь-
ного типа, когда нагрузка на подшипники сравнительно невелика,
особенно когда на линии промежуточного валопровода установлен
также подшипник скольжения, совмещенный с газоуплотнительным
сальником. Подшипники охлаждаются водой.
Подшипники скольжения лучше приспособлены к восприятию
ударных нагрузок и вибрационным условиям; для восприятия осе-
вого упора предусматривается шариковый подшипник.
Для вертикальных насосов всегда используются подшипники
качения; они охлаждается водой и смазываются жвдкой или кон-
систентной смазкой.
Сальники. Уплотнение вала на выходе его из корпуса на-
соса сопряжено с большими трудностями, в особенности при пере-
качивании такой легкоулетучивающейся среды, как бензни. В этих
случаях применяют механическое уплотнение или набивочный
сальник.
Наибольшее распространение для всех типов насосов получило
механическое уплотнение. Однако его нельзя пи осмотреть, ни за-
менить без разборки всего насоса; поэтому устанавливать меха-
ническое уплотнение можно только тогда, когда есть полная уве-
ренность в его надежной работе.
В противном случае следует предпочесть набивочный сальник
с подводом консистентной смазки в кольцо-затвор, установленное
в середине набивки. Теоретически така! сальник должен обеспе-
чить полное отсутствие каких-либо утечек, но практически этого
достичь трудно. Набивочный сальник легко обслуживать в эксплуа-

тации. Набивку при необходимости можно заменить. Для умень-
шения нагрева целесообразно предусмотреть охлаждение сальника
Рис. 149. Газоуплотнительный сальник:
а — для горизонтальных насосов; б — для
вертикальных насосов.
Набивка должна быть
из материала,'не поддаю-
щегося разъеданию нефте-
продуктами, а подводимая
косистентная смазка не
должна растворяться в пе-
рекачиваемой среде.
Г аз оуп л отните'л ь-
н ы й сальник. При-
вод и насос, расположен-
ные в машинном и насос-
ном помещениях, соеди-
нены промежуточным вало-
проводе»!. Чтобы устранить
попадание взрывоопасных
паров нефтепродуктов из
насосного отделения в ма-
шинное, в месте прохода
вала через переборку, раз-
деляющую эти помещения,
устанавливается газоуплот-
нительный сальник.
На рис. 149, а показав
газоуплотнительный саль-
ник / и промежуточный
валопровод 2 горизонталь-
ного насоса. Сальник наби-
вочный и расположен в ма-
шинном отделении; к коль-
цу 3, установленному в се-
редине набивки,подводится
консистентная смазка. Так
как при различных усло-
виях загрузки судна может
произойти расцентровка,
промежуточный валопро-
вод, не имеющий собствен-
ной опоры, шарнирно сое-
диняют с валом насоса и
привода; корпус сальника
снабжен сферической опор-
ной поверхностью (для
самоустановки).
Другой тип газоуплот-
нительного переборочного
282
сальника показан на рис. 150, б. К переборке со стороны машин-
ного отделения крепится кронштейн, в котором расположен подшип-
ник скольжения на жидкой смазке, подводимой извне; по ковцам
его установлены д ва набивочных сальника; к ним в месте установки
фонаря подается консистентная смазка.
Муфта насоса жесткая (во избежание ее проскальзывания и
недопустимого нагрева); муфта привода гибкая, зубчатого типа.
В некоторых современных конструкциях грузовых насосов при-
меняется такой тип переборочного сальника: устанавливается ме-
Рис. 150. а. Одноступенчатый горизонтальный грузовой
насос.
таллический сильфон из нержавеющей стали, который с одной сто-
роны крепится фланцем к переборке, а с другой — к фланцу кор-
пуса подшипника насоса. Уплотнение обеспечиввется подводимым
к подшипнику маслом или дополнительно установленным сальником
в корпусе подшипника, если это подшипник качения. Все относи-
тельные перемещения насосд и привода, а также переборки воспри-
нимаются сильфоном и промежуточным валопроводом, шарнирно
соединенным с валом насоса и привода. Таким образом валопровод
оказывается расположенным в машинном отделении, что удобно
для осмотра и разборки. Поскольку масло для смазки и уплотнения
подводится к подшипнику, расположенному в насосном отделении,
и обслуживание его во время эксплуатации невозможно, особое
внимание следует обратить на надежность конструкции. ’
Газоуплотнительный сальник у вертикальных насосов значи-
тельно проще, чем у горизонтальных, так как он представляет
283
284
собой по существу простую масляную ванну (см. рис. 149, б).
Корпус сальника заполнен маслом небольшой вязкости, которое
и является уплотнительной средой. Неподвижная втулка 1 и вра-
щающаяся втулка 2 вместе с валом образуют заполненный маслом
лабиринт. Установленный в ванне масломерный прибор 3 препят-
ствует интенсивному вихревому движению масла и тем самым на-
сыщению его воздухом.
Рис. 151. Типовое расположение горизонтального грузового турбонасоса.
Такое уплотнение эффективно при избыточном давлении —75 мм
вод. ст. для работающего насоса и —150 мм вод. ст. для нерабо-
тающего. Вал, проходящий через палубу, опирается на два шарико-
подшипника.
Типовые конструкции. У одноступенчатого горизонтального
насоса (рис. 150, о) вал опирается на роликоподшипники, смазы-
ваемые жидкой смазкой. Уплотнение механическое. На корпусе
насоса во всасывающей его части предусмотрены патрубки для
присоединения зачистного поршневого насоса.
285
У двухступенчатого горизонтального насоса (рис. 150, б) ко-
лесо первой ступени с двусторонним всасыванием, колесо второй
ступени — с односторонним. Подшипники скольжения с кольцевой
смазкой охлаждаются водой; осевое усилие воспринимается уста-
новленным шарикоподшипником. Сальник набивочный, с конси-
стентной смазкой; охлаждается водой. Из сальника, расположен-
ного на стороне высокого давления, жидкость, после потери ею
давления в дроссельной щели, отводится на всасывание насоса.
Рис. 152. Вертикальные грузовые насосы с неразъемным корпусом; а — одно"
ступенчатый; б •— двухступенчатый.
На рис. 151 показано* типовое расположение горизонтального гру-
зового насоса 1 с приводом от паровой турбины 2 через редуктор 3
и промежуточным валопроводом 4 с газоуплотнительным сальни-
ком 5.
На рис. 152, а показан вертикальный одноступенчатый насос
с колесом двустороннего всасывания, расположенным консольно.
Вал опирается на два подшипника качения; корпус каждого
подшипника охлаждается водой. Сальник механический. Корпус
насоса не имеет разъема по оси вала и ротор вынимается кверху.
На рис. 153 показан вертикальный одноступенчатый насос
тоже консольного типа, но с разъемом корпуса по оси вала и с двой-
ной спиралью. Вал опирается на два шарикоподшипника; большое
расстояние менаду подшипниками, достаточно большие размеры
вала и наличие двойной спирали позволяют расположить колесо
консольно и низко. Внизу, на случай поломки основного подшип-
286
287
ника, предусмотрена втулка с достаточно большим зазором. Сальник
механический.
Двухступенчатые вертикальные насосы, как правило, также
делаются консольными (см. рис. 152, б). Колесо первой ступени
с двусторонним всасыванием располагается вверху, так как это
обеспечивает лучшее распределение нагрузок, хотя и увеличивает
Рис. 155. Номограмма для перевода одних единиц вязкости в другие.
1 — Редвуд № 2 (секунды): 2 — Сейболт фурол (секунды); 3 — Энглер (градусы): 4—
Редвуд Jfc I (секунды); 6 — Сейболт уннв. (секунды).
несколько эксплуатационную высоту всасывания. При желании
расположить колесо первой ступени внизу целесообразно отка-
заться от консольного исполнения и расположить шарикоподшип-
ник внизу, ниже колеса первой ступени (рис. 154).
При изучении, проектировании и эксплуатации грузовых на-
сосов приходится часто выражать вязкость не в условных градусах,
а в других единицах; поэтому на рис. 155 приведена номограмма для
перевода одних единиц вязкости в другие.
288
Материалы. Корпус грузовых насосов может быть отлнт или
из чугуна иди бронзы, в зависимости от условий работы насоса
и предъявляемых к нему требований.
По статистическим данным у большинства грузовых насосов,
если они одновременно являются и балластными, корпус изготов-
ляется из бронзы, которая не содержит цинка. Если насос пред-
назначен для перекачивания только нефтепродуктов, т. е. при на-
личии отдельного балластного насоса, корпус по условиям корро-
зионной стойкости может быть отлит из чугуна. Независимо от
рода перекачиваемой среды (нефтепродукты и забортная морская
вода или только нефтепродукты) рабочее колесо должно быть
из высококачественней бронзы, а вал насоса из нержавеющей
стали или кованой бронзы, обычно алюминиевой.
МАСЛЯНЫЕ НАСОСЫ
64.	Достоинства и перспективы применения
В настоящее время для подачи масла к подшипникам, редуктору
и другим узлам главных двигателей применяются винтовые насосы,
относящиеся к насосам объемного типа; их устанавливают выше
уровня масла в цистерне.
Центробежные насосы для подачи масла в определенных случаях
имеют преимущества перед винтовыми, в особенности при погруже-
нии насоса в масляную цистерну. При этом не требуется устанавли-
вать самовсасывающее устройство у центробежного насоса, которое
усложняет конструкцию насоса и делает его менее надежным.
Любой насос — центробежный или винтовой — погруженный
в цистерну, по сравнению с насосом, расположенным вне ее, имеет
большие преимущества:
—	исключается попадание воздуха в масло, так как насос за-
топлен и работает без разрежения на всасывании, благодаря чему
уменьшается шум во время работы и менее вероятна кавитация;
—	при случайном оголении всасывающего патрубка давление
и подача быстро восстанавливаются;
-	— отпадает необходимость устанавливать всасывающий трубо-
провод, фильтр и клапаны.
В свою очередь, центробежные насосы, погруженные в цистерну,
имеют ряд преимущестн перед винтовыми, тоже погруженными:
—	они могут быть спарены с высокоскоростным электродвига-
телем переменного тока в пределах производительности, которые
требуются для масляных насосов; расчетное число оборотов винто-
вых насосов, как известно, уменьшается с увеличением произво-
дительности;
—	увеличение зазора в уплотнении не приводит к сколько-
нибудь значительному падению производительности, а случайное
19
Б М. Певзнер
289
попадание взвешенных частиц в масло не вызывает заедания ротора,
как это характерно для винтовых насосов;
— простота конструкции (меньше деталей), удобство обслужи-
вания, меньшая стоимость изготовления и большая надежность.
Кроме того, центробежные насосы в сравнении с винтовыми лучше
отвечают условиям эксплуатации.
На рис. 156 показаны сравнительные характеристики двух
типов масляных насосов — центробежного и винтового. Точка А
пересечения характеристики насоса с характеристикой сети I соот-
ветствует условиям работы на расчетном режиме. С увеличением
температуры масла в системе и падением вследствие этого его вяз-
кости сопротивление в сети уменьшится и характеристика сети
займет положение /1. При этом центробежный насос дает сущест-
венное увеличение производительности ЛСцб.при незначительном
падении давления Af/Iie (точка В), в то время как винтовой насос
практически не изменяет своей подачи (увеличение' подачи AQB)
и резко снижает давление (падение давления ЛЯВ; точка С). Нужно
заметать, что здесь не учтено изменение характеристик насосов
с уменьшением вязкости масла, хотя это еще больше увеличило бы
подачу и'уменьшило падение давления у центробежного насоса
(см. рис. 65) и уменьшило бы подачу и увеличило падение давления
у винтового насоса. Поскольку повышение температуры масла или
увеличение зазоров из-за износа соответствующих деталей и узлов
главного двигателя вызывает увеличенный расход масла, то оче-
видно, что центробежный насос наиболее полно отвечает условиям
работы; кроме того, то, что с увеличением производительности
290
насоса давление остается практически постоянным, обеспечивает
постоянство подачи масла к остальным местам подвода.
Центробежные погружные масляные насосы все шире приме-
няются в паротурбинных и дизельных установках. С увеличением
удельной мощности дизеля необходимо отводить большее количество
тепла от поршней, подшипников и др.; вместе с тем, во избежание
коррозии деталей и попадания воды в масло, в качестве охлаждаю-
щей среды также используется масло. Поэтому количество масла,
требуемое для охлаждения и смазки, намного увеличивается. Так
как емкость цистерны не может быть существенно увеличена, то
увеличивается кратность циркуляции, т. е. сокращается время,
необходимое для выделения пузырьков воздуха из масла и всплы-
тия их на поверхность. Это обстоятельство заставляет применить
насос погружного типа, а так как с увеличением производительности
конструкция винтовых насосов усложняется, а размеры их значи-
тельно возрастают (по сравнению с центробежными), то целесообраз-
нее в качестве масляных насосов применять центробежные.
Нижний предел производительности, при котором применение
насосов центробежного типа является приемлемым по условиям
экономичности, —60—70 м3/час.
На рис. 157 приведены характеристики одно- и двухступен
чатых центробежных масляных насосов В верхнем правом углу
показана зависимость оптимального к. п. д. от расчетной произво-
дительности насоса.
65.	Конструкция
Погружные центробежные масляные насосы выполняются одно-
и двухступенчатыми.
На рис. 158 схематически изображена современная конструкция
погружного одноступенчатого центробежного масляного насоса'.
Корпус I насоса имеет двойную спираль; этим обеспечивается раз-
грузка вала от бокового усилия. Масло по выходе из каждой поло-
вины спирали попадает в центральный осевой канал и оттуда в на-
порный патрубок.
Вал вращается в двух опорных подшипниках скольжения 2,
смазываемых перекачиваемым маслом. Для восприятия осевого
усилия над верхним подшипником скйльжения установлен подшип-
ник качения 3. Шарикоподшипник смазывается перекачиваемым
маслом, которое проходит через верхний подшипник скольжения
и из корпуса шарикоподшипника попадает через отверстие О в цис-
терну. Рабочее колесо 4 открытого типа (без переднего диска),
для уменьшения дисковых потерь; оно насажено консольно и снаб-
жено уплотнением на заднем диске для разгрузки от осевого гид-
равлического усилия.
Набивочный сальник находится под небольшим давлением
—100 мм вод. ст.; его назначение — предотвращать попадание паров
масла в помещение и влаги в цистерну.
19*	291
Следует отметить специальное исполнение всасывающей части;
исасывающий патрубок 5 изогнут и масло подводится к нему сбоку,
равномерно по всей цилиндрической поверхности. Такая форма
патрубка затрудняет попадавне и
Рис. 158. Масляный одноступенчатый
центробежный насос погружного типа.
скопление воздуха на входе
в колесо, особенно при пере-
качивании сильно аэрирован-
ного масла.
Насос должен быть распо-
ложен на средней линии ци-
стерны, чтобы избежать ого-
ления всасывающего отвер-
стия и потери всасывания
при качке.
На судах постройка по-
следних лет были установлены
и хорошо себя оправдали
в эксплуатации масляные на-
сосы подобного типа со сле-
дующими данными, произво-
дительность 90 м31час, давле-
ние нагнетания 3,5 кПсл^
вязкость 2,5—4,5° ВУ, чи-
сло оборотов 3600 об/мин и
‘к. п. д. — 60% (при вязкости
—4,5° ВУ).
Эти насосы применены для
подачи масла к подшипникам
и редуктору главной паровой
турбины; один из насосов
спарен ю электроприводом,
а второй (резервный и пус-
ковой) — с паровой турби-
ной.
Макагмальная мощность турбопривода соответствует условиям
пуска при визкости —130° ВУ; для обеспечения требуемой мощ-
ности у турбонасоса предусмотрена дополнительная группа сопел.
Г лава 17
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
66.	Назначение и классификация
Вихревые насосы являются разновидностью лопастных насосов
и применяются обычно в тех случаях, когда коэффициент быстро-
ходности насоса п$ -40. Небольшое значение коэффициента
быстроходности характерно, как известно, для насосов объемного
типа, которые обеспечивают при этом значительно более высокий
к. п. д., чем центробежные или вихревые; однако там, где вопросы
экономичности не имеют решающего значения, предпочтение сле-
дует отдать насосам вихревого типа.
По габаритам, весу, простоте конструкции и стоимости вихре-
вые насосы имеют неоспоримые преимущества не только перед
поршневыми, но и перед центробежными. Центробежные насосы
с малым коэффициентом быстроходности требуют установки боль-
шого количества ступеней; при малом количестве ступеней размеры
рабочих колес получаются неконструктивными.
Вихревые насосы обычно применяются для перекачивания чис-
той жидкости с вязкостью до 5° ВУ. Если необходимо перекачивать
вихревым насосом жидкость, содержащую механические примеси
размером больше 0,1 лл, детали проточной части, образующие осе-
вой зазор, как правило, не больше 0,1 мм, должны быть изготовлены
из материала, обладающего высокой износостойкостью.
На судах вихревые насосы используются в системах мытьевой
и питьевой воды, в качестве дренажных для перекачивания горя-
чего конденсата и, наконец, как питательные насосы для вспомога-
тельных котельных установок.
Вихревые насосы хорошо применять для перекачивания горячих
жидкостей, так как проточная часть насоса ие имеет полостей (кар-
манов), в которых могли бы скапливаться пары, выделяющиеся из
перекачиваемой среды.
Для судовых вспомогательных котельных установок в качестве
питательных насосов все еще широко применяются поршневые
насосы с паро- или электроприводом, а также центробежные насосы.
Применение поршневых насосов нерационально из-за их больших
удельных габаритов и веса; кроме того, они создают пульсирующий
поток. При паровом приводе уменьшается паропроизводительность
установки, так как в этом случае часть пара отбирается для насоса.
Во избежание вскипания воды в цистерне, куда отводится отрабо-
тавший пар, необходимо предусмотреть охлаждение конденсата.
2ВД
Сравнительные данные питательных насосов вихревого и других типов
		В1ОЭ1Ч0	§			8	8		g	« 1	
	3	еннйигп	§			8	g		й	й I	
		ЕНИ1Ж	С			8		°	§|й	§	1	
	С	ВЭОЭЕН				fe	!?	8	S|S	2	I	
	J	EXB.iadjB	§			S	{2	й	sis	“ 1	
		% '*				8			ем	Jo	1	
		нии/flo *и				i	Й		§	1	
		ujm '/ц	g	1	(расход пара)	т			1О сч"	2	
	а	'ЛЭ 'КОЯ tf ,3*ff	“°			ст	со		1О	** !	
		-лэ Гоа w 'у	к			ст	£'		£	8 i	
		Ws» 'б	«			<я			со	со^	
1 1 g г-			‘з С			Центробежный двухступенчатый вер тикальный	Центробежно-вихревой горизонталь ный		Вихревой одноступенчатый горизон- тальный	Вихревой одноступенчатый горизон- тальный моноблочный П п п м о и ч u w о H гилмличто ла	
В табл. 10 приведены сравнительные данные о питательных
насосах разных типов, обслуживающих вспомогательные котельные
установки.
Классификация. Вихревые насосы получили в разных странах
различное наименование. В немецкой технической литературе они
называются центробежными с боковыми каналами, или насосами
Зихи; в американской — вихревыми с периферийно-боковыми ка-
налами, регенеративными и др.; в японской — ротационными или
периферийными. В нашей отечественной литературе они известны
как вихревые насосы.
Различают два основных типа вихревых насосов:
1. Насосы с закрытым каналом. Боковые каналы концентрично
расположены на периферии корпуса на его торце н не соеди-
няются со всасывающим и напорным отверстиями, которые
также помещены на торце корпуса, но на меньшем радиусе
(см. рис. 159, а).
Эти насосы обладают хорошей всасывающей способностью,
а также способностью к самовсасыванию, однако напор у них при
оптимальном режиме не намного больше, чем у центробежных
насосов при одинаковой окружной скорости колеса.
2. Насосы с открытым каналом (собственно вихревые). Боковые
канвлы также расположены на периферии, но всасывающее
и напорное отверстия непосредственно соединены с каналом
(см. рис. 159, б). Такие насосы способны создать напор в 3—5 раз
больший, чем центробежные с той же окружной скоростью колеса,
но обеспечивают меньшую высоту всасывания и способны к самовса-
сыванию лишь в том случае, если предусмотрены специальные
устройства.
На судах применяются оба типа насосов, но наибольшее рас-
пространение получили насосы второго типа, которые в основном
и рассматриваются в данной главе.
Пределы расчетных характеристик. Вихревые насосы с откры-
тым каналом рассчитаны для напоров до 200—250 м вод. ст.
в одной ступени при 3000 — 3600 об/мин. Производительность
насоса, развиваемая одним колесом, колеблется в пределах от
0,5 до 35 м3/час. Применять вихревой насос для производитель-
ности выше 35 мЧчас нецелесообразнокдак как при больших ее
значениях этот тип насоса становится менее экономичным, чем
центробежный.	с
Двухступенчатые насосы рассчитаны на напор до 500 м вод. ст.
и производительность до ~20 ма!час.
При необходимости рассчитать насос на производительность
больше 35 м3/час вихревые насосы рекомендуется выполнять двух-
поточными (рабочие колеса соединены параллельно); такие насосы
выпущены для производительности 60 мя/час и напора 30 ж вод. ст.
при числе оборотов 1750 об/мин.
295
г
[
I
67. Принцип действия и характеристики I
Схема и принцип действия. На рис. 159 схематически изобра- |
жены оба типа насосов — с открытым (вихревые) и закрытым ка- 4
налом.
Насосы с открытым каналом (рис. 159, б). В корпусе с боковым ч
кольцевым каналом 1 постоянного сечения вращается рабочее 1
колесо 2, которое представляет собой диск с выфрезерованными ]
на одном или обоих торцах лопатками (иногда применяются колеса !
со сквозными лопатками). Всасывающее В и напорное Н отверстия 1
I
I-
разделены перемычкой, которая плотно примыкает к торцам и на-
ружной цилиндрической поверхности лопаток и образует зазоры —
осевой ST и радиальный 8Г.
Частица жидкости захватывается колесом, затем проходит по
межлопаточному каналу и с большой скоростью выбрасывается
опять в канал в направлении окружности, в сторону вращения.
Пройдя некоторый путь в канале, жидкость опять захватывается
колесом, и цикл повторяется.
Жидкость в канале насоса совершает винтообразное движение
(линия тс&а /), которое является результатом сложения двух
потоков: потока, движущегося в боковом канале от всасывания
к нагнетанию в касательном направлении, и циркуляционного
потока через колесо в радиальном направлении.
Когда жидкость проходит черес колесо, оно передает ей момент
скорости в направлении вращения ротора; по выходе из колеса
жидкость, имеющая большую скорость, передает свою энергию
296
медленно движущейся в боковом канале жидкости. Этот процесс
сопровождается увеличением давления и одновременным снижением
скорости жидкости. Вихревой насос представляет собой как бы
многоступенчатый центробежный насос, но в отличие от последнего
в вихревом насосе жидкость на пути ее движения от всасывания
к нагнетанию проходит через канвлы колеса не один раз, а много-
кратно
Этим объясняется, почему вихревой насос обеспечивает в не-
сколько раз больший напор, чем центробежный насос при той же
окружной скорости колеса.
Насосы с закрытым каналом (рис. 159, а). В корпусе имеются
концентрически расположенные с обеих сторон колеса каналы /,
которые, часто несколько изгибаются к центру около напорного
отверстия (Я); каналы начинаются у всасывающего отверстия В,
потом постепенно углубляются и затем опять переходят в плоскую
стенку. Участок плоской стенки между началом и концом канала
является уплотняющей перемычкой.
Всасывающее В и напорное Н отверстия расположены вблизи
ступицы колеса на радиусе меньшем, чем радиус расположения
канала. Рабочее колесо 2 представляет собой диск с радиальными
длинными лопатками.
Принцип действия насоса практически не отличается от опи-
санного выше для насосов с открытым каналом. Насосы с закрытым
каналом обладают самовсасывающей способностью; при отсосе
воздуха насос действует так же, как и водокольцевой. Поскольку
в корпусе насоса на значительном участке имеются боковые каналы
и, следовательно, площадь поперечного сечения на этом участке
увеличена, то, исходя из условий непрерывности потока, водяное
кольцо при вращении колеса расположится эксцентрично, образуя
серповидное пространство; с противоположной стороны (в месте
перемычки) внутренний край водяного кольца примыкает к ступице
и разделяет всасывающее и напорное отверстия.
От обычных водокольцевых насосов эти насосы отличаются тем,
что эксцентрицитет создается здесь не за счет соответствующего
расположения корпуса по отношению к колесу, а за счет выполне-
ния боковых каналов в корпусе, расположенном концентрически
по отношению к колесу.
Благодаря способности вихревого насоса развить напор в не-
сколько раз больший, чем у центробежного.^при одинаковой окруж-
ной скорости колеса, его габариты и вес мотут быть значительно
меньшими.
Очевидно также, что при спаривании вихревого насоса с низко-
оборотиым электродвигателем он в состоянии обеспечить такой же
напор, как и центробежный насос при более высоком числе оборотов.
Характеристики. На рис. 160 показаны сравнительные характе-
ристики'вихревого (сплошной линией) и центробежного (пунктиром)
насосов, построенные по результатам испытаний вихревого насоса
297
с диаметром колеса 100 ям в центробежного с диаметром колеса
1Ы1 мм при одном и том же числе оборотов (1750 об'мив). Как вилво
внхревои насос при значительно меньшей окружной скорости колеса
обеспечивает для одной и той же подачн 5 я1,‘час почти в два раза
больший напор при более высоком к. п. д. Характеристики вихре-
вого насоса отличаются большой крутизной. Такая форма харйк-
™™К„.ЯВЛЕСТСЯ благ™Р™>й тогда, когда по условиям зкс-
плуатащш напор может сильно меняться или трудно поддастся
определению. Большая крутизна характеристики О—IV устраняет-
оиасность перегрузки двигателя с увеличением производительности
по зато при производительности меньше расчетной требует уста-
новки или электродви-
гателя большей мощно-
сти или предохранитель-
ного клапана.
Характеристики ви-
хревых насосов принято
строить в системе коор-
динат, на осях которых
указаны либо абсолют-
ные значения параме-
тров, либо их значения,
выраженные через без-
размерные коэффици-
енты напора ф и расхода
Ф. Эти коэффициенты
определяются выраже-
ниями
*=¥; ф=А(250>
------- вихревой,
-------центробежный.
где и окружная скорость на внешнем диаметре колеса-
v — скорость в боковом канале, определяющая производитель-
ность и направленная по окружности.
Таким образом напор и производительность насоса могут быть
определены как	у ш
Н ~ * ~2g : <2 - v-F = <I>uF.	(251)
Здесь F площадь сечения бокового канала насоса.
Иногд^ коэффициент напора выражают как
,252
отк ?а— УГ0Л обхвата бокового канала, выраженный в радианах.
1 2g
(253)
Коэффициент ф' — градиент давления; он характеризует увеличе-
ние давления на угловой единице длины канала — радиане.
В определенных случаях это позволяет произвести более точно
пересчет по законам подобия, например, когда по тем или иным
причинам длина бокового канала натуры должна быть принята
иной, чем получаемая по пересчету с модели.
количество
тора, см. также табл. 11). Оптимальный коэффициент расхода
Фсп/ почти для всех насосов примерно один и тот же и находится
в пределах от 0,45 до 0,55.
Оптимальный коэффициент напора фопт изменяется в довольно
широких пределах, примерно от 2 до 5, в зависимости от размеров
и характеристик насоса, от соотношения геометрических парамет-
ров проточной части, числа оборотов и некоторых .других факторов-
Условия всасывания. Допустимая высота всасывания и воз-
никновение кавитации в вихревом насосе определяются условиями
входа’ жидкости и величиной развиваемого насосом напора.
Частицы жидкости выходят из каналов рабочего колеса и по-
падают в боковой кольцевой канал по касательной в направ-
лении окружной скорости; поэтому участок канала со стороны
299
Основные данные некоторых
g	Основные данные								Канал			
	6.	1 Н, м ! 1 ВОД, ст.	В Ц; ш	| об/мин 1	2?	S?		л	*	та		*
1	5,0	20	6	1480	37	21	4,0	0,57	-	-		190
2	6,0	25	6	1480	38	20	4,8	0,54	-	—	-	240
3	10,5	30	5	2900	39	49	2,1	0,35	9	7,5 среда	1.2	550
4	16,5	60	5	1750	44	37	3.6	0.55	5.5	9,5	0.6	620
5	22	40	-	1500	40	26	4,0	0,48	5	Н,5	0,44	820
6	2,0 0,9	35 70	5	1540	22 10	9,0 4,0	4,0 9,5	0,4 0,2	4	5	0,8	110
7	2 1,7	57 70	5	1425	19 18	6,0 4,5	7,5 9,5	0,3 0,25	4	3	1,35	155
8	3,0	70	5	1425	25	6,5	9,5	0,35	4	5	0,8	220
9	1,2 0,!)	45 70	4	2870	27 25	11 6.9	2,3 3.6	0,5 0,4	1,2	2,5	0,48	35
10	2,0 1,6	45 70	2,5 4.0	2870	32 29	14 9^5	1 <Л1 W	ОЮ I SIS .	1,0	2,0	0,5	55
11	3,3	80	4	2870	38	13	4.1	0.45	1,5	4,0	0,4	105
12	18	80	-	2900	45	28	4,0	0,52	4,6	7,8	0,6	470
13	6	440		3500	40	9	4,8	-			-	-
В знаменателе указаны данные, относящиеся к неоптяыалыюму режиму.
300
Таблица II
вихревых насосов
	2 SSS Г о « б®-»	Рабочее колесо						Примечание
		Ч Q	5	ЯЕ -е			hsl « g-e-ч	
	2 грушевидная	130	-	-	-	-	48 радиальные	Насосы разли- чаются только площадью н формой канала
	2 прямоугольная скругленная	130	-	-	-	-	—	
	2 грушевидная	ПО	И	20	1,45	0,18	24 радиальные	-
	2 прямоугольная скругленная	133	8	26	0,85	0,19		Насос двухсту- пенчатый
	То же	185	П.5	26,0	1,0	0.15	36 радиальные	Насосы 6 н 8 от-
	1 прямоугольная скругленная	160	6	17	1,2	0,11	60 радиальные	количеством канале»
	2 прямоугольная скругленная	160	6	17	2,0	о.п	То же	Насосы 7 и 8 от- личаются только
	То же	160	6	17	I,2	0,11	То же	размером канала
	1 прямоугольная скругленная	130	3,5	1,3	1,4	0,10	40 радиальные сквозные	-
	2 прямоугольная скругленная	130	3	13	I,5	0,10	40 угловые	Насосы 10 и 11 отличаются только размерами с и d канала
	То хе	130	3	13	0.75	0,10	40 радиальные	
	То же	137	5,8	22	0.75	0,16	ТЙ'же'	-
	То же	165	-	-	-	-	-	Насос двухсту- пенчатый
301
всасывающего отверстия (см. рис. 159), примыкающий к перемы-
чке, оказывается заполненным жидкостью не полностью. Здесь нет
достаточно интенсивного обмена моментами количества движения
между жидкостью, выбрасываемой из колеса, и жидкостью, нахо-
дящейся в канале, вследствие чего и увеличение напора на этом
участке меньше, чем на любом другом.
На входе в кольцевой канал резко сокращается площадь се-
чения входного отверстия (до значительно меньшей площади се-
чения бокового канала); это
приводит к изменению ско-
рости потока — от небольшой
во входном патрубке до зна-
чительной в канале, равной
— 0,5 и ^пя оптимального ре-
жима. Как указано выше, по-
ток, вышедший с колеса на
участке входного отверстия,
не может передать поступаю-
щей в канал жидкости £части
своей энергии, поэтому уве-
личение скорости происходит
за счет падения давления на
входе в канал; это снижает
допустимую высоту всасыва-
ния и при больших значе-
ниях ее приводит к кави-
Н.мйод.ст.
тации.
Рис. 162. Характеристики вихревого Допустимая высота всасы-
вания тем меньше, чем больше
скорость в канале; следова-
тельно, она меньше у насосов
с большим напором в одной
ступени, так какдля оптималь-
ного режима скорость в канале принимается равной 0,5 окружной
скорости колеса, которая, в свою очередь, пропорциональна напору-
У насосов с одинаковым расчетным напором, но различным чис-
лом оборотов допустимая высота всасывания больше при меньшем
числе оборотов, поскольку коэффициент напора ф для низкооборот-
ных насосов (при напоре 60 м вод. ст. и выше) принимается больше
оптималвуого (чтобы диаметр колеса не был слишком большим);
большему же коэффициенту напора соответствуют меньший коэффи-
циент расхода Ф = — и меньшая скорость в канале (см. ниже).
Кроме того, согласно кривой на рис. 168, оптимальное значение
коэффициента ф при снижении числа оборотов повышается.
Допустимая высота всасывания зависит не только от произво-
дительности насоса и определяемой ею скорости потока в канале,
302
но и от условий входа жидкости на лопатки колеса. Из сопоставле-
ния кривых Q—Н для одного и того же насоса, работающего с раз-
ным числом оборотов — п ~ 1440 об/мин (пунктиром) и п =
= 2880 об/мин (рис. 162), — видно, что при одинаковой произво-
дительности, например 4 лД’адс, напор с увеличением высоты вса-
сывания от 2 до 6 м вод. ст. при п = 2880 об/мин падает с 200 до
120 м вод. ст., в то время как при п — 1440 об/мин он не умень-
шается. Это объясняется увеличением потерь на удар при входе
ла лопатки колеса у насоса с повышенным числом оборотов.
68. Основы теории и расчет
Теория вихревых насосов исследует процессы обмена энергией
между рабочим колесом и потоком жидкости. Обмен энергией про-
исходит в основном за счет перемешивания быстро движущихся
частиц жидкости, вышедших из колеса, с медленно перемещающи-
мися частицами жидкости в канале.
В вихревом насосе возникают два потока жидкости: основной,
циркуляционный — вследствие разности давлений в каналах ко-
леса и корпуса и добавочный — вследствие разности давлений на
рабочей и нерабочей сторонах лопаток.
Чтобы найти энергию, передаваемую рабочим колесом потоку
жидкости, рассмотрим момент взанмодейстаня рабочего колеса с
потоком.
Так же, как и для центробежных насосов, на основании закона
моментов количества движения определим момент внешних сил,
действующих на колесо; при этом будем исходить из представления
о среднем значении скорости по сечению потока. Момент взаимо-
действия колеса с потоком жидкости равен разности моментов ко-
личеств движения потока на входе и выходе из колеса
М = М,- М,-Л.с,г(с, -(Си -cj, (254)
где -~Q,=	rbacr — масса жидкости, протекающей в радиаль-
ном направлении через каналы колеса;
г — средний радиус лопаток и бокового ка-
нала;
си —среднее значение окружной составляющей
абсолютной скорости на выходе из ко-
леса;
си — среднее значение скорости в направлении
окружности на входе Ккой'есо; эта скорость
может быть принята равной скорости v
•	в боковом канале;
360 — !)
а =---------активная чветь канала (без перемычки);
.	сг — радиальная скорость в канале колеса.
303
(255)
Момент гидравлических сил, действующих на статор.
А1 = (р8—P^Fr,
где р2 и р, — давление в начале и конце канала;
F — площадь сечения бокового канала.
Решив уравнения (254) и (255), получим
-F (ь. -С"А“ (₽!-Р1)F'-
Теоретический напор насоса
Определим значения с и Qf. Можно считать, что циркуляцион-
ный поток Qr через колесо остается неизменным для любой произ-
водительности Q насоса и, следовательно, для любой скорости о =
Q л
= в боковом канале насоса, так как он не зависит от давления
в боковом канале, одинакового для входа и выхода из колеса. По
этому можно считать, что значение ct остается постоянным для все?
режимов работы насоса.
Зависимость напора от производительности, согласно уравнению
(257), представляет собой прямую линию.
Для определения св обозначим производительность насоса
соответствующую нулевому напору, через Qmax, а напор при нуле-
вой производительности — через ff0.
Из уравнения (257) следует, что при И = О
о=^к.-^.
откуда

Подставив Ят в уравнение (257) вместо Но и приняв v = 0, по
лучим
н = Q-' . <?1’“х . Q'Q™
° gF F gFz
откуда
=	(260
Уравнение (260) дает возможность определить скорость цирку
ляционного потока.
Согласно Пфлейдереру, для радиальных лопаток с углом 90
= 0,85. То, что значение си меньше единицы, объясняется
влиянием конечного числа лопаток.
304
Если угол р8 лопатки на выходе не равен 90°, то скорость на
выходе, в зависимости от наклона лопатки, будет
с = и ± ~ .
и‘ tg₽a
Расчет. Наиболее надежный метод расчета вихревого на-
соса — пересчёт по законам подобия. Как показывают многочис-
ленные опытные данные, законы подобия при работе вихревых на-
сосов на воде вполне применимы, и пересчет характеристик может
быть произведен по формулам законов подобия для центробежных
насосов.
При отсутствии модели расчет вихревого иасОСа производится
на основании обобщенных опытных данных.
Известны производительность Q и иапор ff; число оборотов на-
соса следует по возможности принять наибольшим, с учётом тре-
буемой высоты всасывания.
Количество ступеней насоса зависит от числа оборотов' и на-
пора; оно должно быть выбрано таким, чтобы диаметр колеса был
не слишком большим (желательно не больше 200 мм) й чтобы были
обеспечены заданная высота всасывания и приемлемый к. п. д.
Приняв коэффициент напора ф на основании данных табл. 11,
определим окружную скорость на внешнем диаметре колеса ti2 =
=	2g—, откуда внешний диаметр колеса
D, =	.	(261)
пп
Поскольку известен коэффициент расхода’ Ф, соответствующий
принятому коэффициенту Напора ф, то скорость в кольцевом ка-
нале будет
о =	(262)
Площадь поперечного сечения канала
£ = Л =	(263)
v Фй8	7
Геометрические параметры канала и колеса принимаются с уче-
том рекомендаций', указанных ниже. При прямоугольном сёченин
канвла со скругленными углами высота лопатки может быть вы-
ражена как
~-----Ьс — 2dc
—• < (264)
где k — коэффициент, учитывающий ’ уменьшение площади из-за
закругления углов; он тем больше, чем меньше сечение и чем больше
радиус закругления.
20 Б М. Певзнер	’	305
Если принять отношения — — 0,5 и ~ =
то высота лопатки
*=rb'_°’75d-	(265)
При большом радиальном усилии и относительно небольшом диа-
метре вала (в особенности для консольных насосов) необходимо про-
верить максимальный прогиб вала, учитывая возможное задевание
колеса о торец корпуса.
VS	2.61	t.!2
Рис. 163. Зависимость коэффициента ф при Ф = 0,5 от формы
бокового канала и лопаток для насосов с закрытым каналом.
Максимальный прогиб в месте посадки колеса и угол поворота
для консольно нагруженного вала определяются согласно форму-
лам
Г РР	Р‘г
“ » = 557Рад-	<2“>
гдеР—радиальное усилие, кГ;
I — расстовнке от оиоры до колеса, см;
Е — модуль упругости, кГ/слР;
1 — момент инерции сечения вала. сма.
Осевое перемещение колеса у его внешнего диаметра
(267>
306
Методика расчета и приведенные выше формулы применимы и
для насосов с закрытым каналом.
Оптимальный коэффициент напора для Ф = 0,5 можно принять
по рис. 163.
Ширина колеса Ь число лопаток г =	= Я-Ф£~~е),
Диаметр колеса должен быть выбрвн с таким расчетом, чтобы
в корпусе можно было расположить боковой канал и всасывающее
и напорное отверстия.
69- Факторы, влияющие на характеристики вихревого
насоса (насос с открытым каналом)
Геометрические параметры проточной части. Возможность полу-
чить максимальный к. п. д. при заданных расчетных характеристи-
ках зависит от правильного выбора геометрических параметров
проточной части (боковой канал, рабочее колесо) и их соотношения.
В практике проектирования пользуются весьма простым спо-
собом получения нового типоразмера насоса — только за счет из-
менения размеров канала или количества и формы лопаток колеса
насоса. Поэтому на основании анализа опытных данных рассмотрим,
как влияет на характеристики насоса изменение некоторых пара-
метров:
— изменение высоты канала с при постоянной глубине канала
d и наоборот (при этом меняется отношение
— одновременное изменение высоты с и глубины d канала при
сохранении постоянного отношения —;
— увеличение количества каналов в насосе от одного до двух.
При измененнн глубины канала d одновременно изменяется и
отношение — , которое также оказывает известное влияние иа ха-
рактеристики.
На рис. 164 показана зависимость напора от производительно-
сти, выраженная в безразмерных коэффициентах, для насоса, у
которого последовательно изменялись размеры с и d без изменения
рабочего колеса и других элементов конструкции насоса.
Из Сопоставления кривых / и 4 (рис. 164, о) следует, что одному
и тому же коэффициенту напора ф' =* 0,8 соответствуют следующие
коэффициенты расхода Ф при указанных ниже значениях парамет-
ров канала:	е
4>ж = 0,45; Q == 9,0 мм;	= 19 мм; -у- = 0,1$ Fx =18,5см*;
Ф4 = 0,23; с4=29жм; d4 —19 мм; — =1,5; Ft = 26,5 см».

Выражая производительность насоса как произведение ско-
рости v = Фи на площадь F, находим:
Q1 = /1-0,45-и = 18,5.0,45 и = 8,3 и.10—'жэдея-
<?4 = Р4-0,23-« = 26,5-0,23 и =6,1 в. ИГ* м*/сек.
В рассматриваемом случае производительность насоса, несмотря
на увеличение площади сечения канала более чем в 1,4 раза {за
счет увеличения размера с), не только ие возросла, нак этого сле-
довало бы ожидать, но даже существенно уменьшилась (примерно
до 0,75 первоначальной величины).
Сравним кривые 1 и 4 (рис. 164, в); при коэффициенте напора
ф' = 0,8 имеем:
Фл = 0.23; а = 29 мм: Ь = 19 мм; — = 1,5; /< = 26,5
Ф1 = 0,43; d = 29 мм; d2 — 43 мм; —- = 0,68, Ft — 51,5 см2,
следовательно,
Qt = Ft -0,23 и — 26.5-0,23 и = 6,1 -м-10~4 м2]сек;
Qx « Fj-0,43 и = 51.5-0,43 и = 22,2-и- 1(Г* м^сек.
Из приведенных данных видно, что с увеличением площади се-
чения канала примерно в два раза (за счет увеличения d) произво-
дительность увеличивается не в два, а почти в четыре раза.
Решающее влияние на величину коэффициента ф' и производи-
тельность Q в обоих случаях оказывает отношение
Таким образом, может быть сделан вывод, что для обеспечения
требуемых характеристик важно не только определить площадь
сечения канала F по формуле (263), но и правильно выбрать опти-
мальное отношение геометрических параметров канала — его глу-
бины н высоты.
Анализ кривых по рис. 164 и других опытных данных показы-
вает, что оптимальным является отношение — = 0,4-: 0,5, которое
обеспечивает наибольший коэффициент расхода Ф при данном ко-
эффициенте напора ф, а следовательно, н наибольший к. п. д. на-
соса.
На рис. 161 были показаны характеристики двух однотипных
насосов (насосы 10 и 11, табл. 11) с небольшой производительностью
(до 4 ж8/час) и относительно большим напором (~ 80 м вод. ст.);
отношение - - обоих насосов практически одинаково — 0,4—0,5.
На рис. 165 приведены характеристики дауя насосов с большей
производительностью (до 6 м3/час) и напором — 20 м вод. ст.;'
отношение — примерно одинаково.
309
ЦчИод.ст.
Рис. 165. Характеристики вихревого
насоса с различной формой и пло-
щадью сечения канала.
а = 14(0 обумян; ж = 48; осевой зазор
ва сторону — О, I мм.
Кривые: 1 — сечение / с F = 240 мм\ 2 в
3 — сечение ГГ с F = ISO и (65 мм*.
Результаты испытании позволяют сделать следующие выводы:
— с изменением площади сечения канала, даже при сохранении
— = const, производительность изменяется ие строго пропорцио-
d
нальнр изменению площади (Ф =/= const при ф = const);
— эта пропорциональность
для одного и того же насоса
нарушается тем сильнее, чем
больше напор, или, что то же
самое, чем больше коэффициент
ф, что может быть объяснено
более сильным влиянием внут-
ренних утечек в насосе.
Известное влияние оказывает
отношение ширины колеса Ь
л f>
к глубине канала а, т. е. —.
d
С уменьшением— от 0,75
до 0,47 и при почти одном и
том же отношении — коэффи-
циент расхода Ф при одинако*'
вом значении ф( снизится с 0,46
до 0,42. Влияние внутренних',
утечек здесь исключается, по-
скольку увеличение коэффи-
циента Ф карактерно для насоса с меньшей площадью сечения
канала.
Сравним характеристики.
Кривая 1 (рве. 164, в): Ф|—-0,8;
Фя=0,42;	0.68; -^=0,47 . . . Гя=51,5 см*.
Кривая 3 (рис- 164, б): Ф3 =0,8;
По ^результатам испытаний большого количества насосов можно
считать, что оптимальным является отношение0,8—1,0; од-'
нако даже значительное отклонение этого отношения от оптималь-
ного, например до 0,5, ие приводит к очень резкому ухудшению
характеристик, если отношение — не выходит за допустимые пре»
делы.	й
У насоса с двусторонним каналом производительность больше,
чем у насоса с односторонним каналом, при одинаковой площади
310
сечения бокового канала и одинаковых размерах и профиле проточ-
ной части.
Например, у насоса с двусторонними канвлом и колесом (насос
8, табл. 11) по сравнению с касосом с односторонним каналом и ко-
лесом (насос 6, табл. 11) производительность возросла при напоре
70 м вод. ст. с 900 до 3000 л!час, т. е. почти в четыре раза, в то время
как площадь сечения канала увеличилась лишь в два раза. Это
объясняется тем, что в насосе с двусторовним каналом через рабочее
колесо циркулирует удвоенный поток в радиальном направлении.
Рис. 166. Влияние количества лопаток на напор н к. п. д. вихревого насоса.
Количество и форма лопаток колеса. Количество и форма лопа-
ток рабочего колеса оказывают большое влияние на характеристики
вихревого насоса. С увеличением числа лопаток до известного пре-
дела напор насоса возрастает, причем наиболее интенсивно в об-
ласти производительности, меньшей оптимальной.
При очень большом числе лопаток уменьшается живое сечение
междулопаточных каналов, так как по соображениям прочности
лопатка должна иметь достаточную толщину — 2—3 мм (чем больше
напор, тем больше толщина лопатки); поэтому уменьшается цирку-
ляционный поток через каналы колеса и передаваемый им момент
жидкости в кольцевом канале. При слишком малом количестве ло-
паток и, следовательно, большом шаге их, напор снижается, по-
скольку приходится увеличивать длину перемычки между всасы-
вающим и напорным отверстиями, что уменьшает эффективную
длину канала.	.
Длина перемычки должна быть такой, чтобы она одновременно
перекрывалась двумя-тремя лопатками; в противном случае зна-
чительно возрастут внутренние протечки, в особенности при малой
t
производительности и большом напоре. Практически число лопаток
колеса выбирается в пределах от 24 до 60. Чем меньше производи-
тельность и больше напор, тем большим должно быть количество
лопаток.
На рис. 161 и 166 показана зависимость характеристики насоса
от количества лопаток для трех различных' насосов. Как видно из
рис. 166, а, б, для насосов с небольшим расчетным напором (20—.
30 м вод. ст.), и расчетной производительностью больше 5 мЧчаё

Для насосов с расчетным
напором ~ 70 м вод. ст. и
выше и производительностью
меньше 4 м?1час увеличение
количества лопаток с 40 до 80
.дает весьма заметное увеличе-
ние напора (рис. 161); следует
полагать, что это является,
в основном, результатом
уменьшения утечек в пе-
ремычке при перекрытии ее
тремя лопатками вместо двух.
лопатками, радиальными и угловыми (Q-= 12 м?/час-, Я«;22 м
вод. ст.); при угловых лопатках крутизна характеристик Q — Н
и Q—N меньше, чем при радиальных.
На рис. 161 приведены характеристики двух вихревых насосов
с 40 и 80 радиальными и угловыми лопатками (Q = 2—4 мъ/час\
И = 70 м вод. ст.); здесь влияние формы лопаток прямо противо-
положно.
При выборе шириды Ь колеса и высоты h лопаток должно быть
учтено, что слишком короткие лопатки (малое h) вынуждают при?
нять большую глубину канала d, чтобы обеспечить требуемую пло-
щадь сечения канала F; в свою очередь, для сохранения оптималь-
леса, что увеличивает радиальное усилие на ротор. Кроме того, при
слишком коротких лопатках форма канала становится неблагопри-
ятной для получения высокого к. п. д.
Слишком длинные лопатки повышают потери трения в проточ-
ной части; если диаметр D колеса относительно невелик, то боль-
312
шая высота h лопатки уменьшает длину осевого зазора до недопу-
стимого значения, при котором утечки сильно возрастут, особенно
при большом напоре.
Как видно из табл. 11, отношение находится в пределах
от 0,1 до 0,2 и должно быть принято с учетом приведенных выше
соображений.
Форма бокового канала. Каналы вихревых насосов могут иметь
полукруглую, грушевидную и прямоугольную форму. Наилучшие
результаты по к. п. д. и напору дает насос с полукруглой формой
сечения канала, однако характеристики насоса получаются при этом
очень крутыми. Прдорямоугольной форме сечения канала со скруг-
ленными углами также получаются хорошие значения коэффици-
ента иалрра и к. п. д., значительно лучшие, чем при прямоуголь-
ной форме с острыми углами. Такая форма предпочтительней и с
эксплуатационной точки зрения, так как напор и мощность с умень-
шением производительности возрастают ие столь сильно, как при
полукруглом сечении. Прямоугольная форма сечения канала обес-
печивает больший коэффициент напора и лучшую всасывающую спо-
собность, чем грушевидная форма.
Число оборотов. Из сравнения технико-экономических пока-
зателей вихревых насосов (см. табл. 10 н насос 8 табл. 11) при оди-
наковом режиме работы, но с различными расчетными числами обо-
ротов можно сделать вывод о влиянии числа оборотов на показа-
тели и параметры насосов. Насос, у которого число оборотов л —
= 3000 об/мин, имеет меньшие габариты и вес и более высокий
к. п. д.; радиальное усилие ка ротор в 2,5 раза меньше. Эти преи-
мущества высокооборотного насоса очень существенны для высоко-
напорных насосов. Уменьшение радиального усилия имеет большое
значение для консольной и в особенности для моноблочной кон-
струкции, когда допускаемое усилие, передаваемое на подшипники
электродвигателя, ограничено.
Чтобы при пониженном числе оборотов и сохранении оптималь-
ного коэффициента напора ф = 4,5 —5 был обеспечен тот же рас- .
четный напор, как и при более высоком числе оборотов, должна
быть принята одна и та же окружная скорость, так как Н = ф— .
Поскольку ближайшее наименьшее синхронное число оборотов
электродвигателя переменного тока по отношению к максимальному
(3000 об/мин) составляет 1500 об/мин, диаметр колеса должен быть
в два раза больше. Установка колеса большого диаметра ие только
значительно увеличит размер насоса, но и создает опасность за-
девания лопаток о корпус и их поломку из-за Ягалых осевых зазоров
и возможного перекоса колеса под действиещоадиального усилия,
пропорционального диаметру колеса. В таких* случаях применяют
колесо значительно меньшего диаметра, а так как окружная ско-
31»
рость при этом будет меньше, то коэффициент напора Ф должен б
намного больше, чтобы обеспечить заданный напор.
По характеристике Q—Н коэффициент напора ф тем боль
чем меньше коэффициент расхода Ф. При пониженном числе <
ротов уменьшается не только коэффициент Ф, но н сама окруж
скорость. Для обеспечения заданной производительности плац .
F бокового сечения канала должна быть больше; это увеличит гл,
бину канала d, а следовательно, и ширину колеса Ь. Таким образом
применение пониженного числа оборотов приводят к снижение
"Рис. 168. Зависимость
оптимального коэффи-
циента ф от числа обо-
ротов.
Рис. 169. Характеристики вихревого насоса
при перекачивании вязкой жидкости.
1 — t = 51° С; 5,4° ВУ; 2 — I = 42° С; 8,4° ВУ;
3 — 1= 38“С; 10,7° ВУ; 4 — 1 = 26° С; 24° В У:
5 — t = 21“ С; 37,5° ВУ.
к. п. д. и к увеличению радиального усилия на ротор; последнее
имеет особое значение для высоконапорных одноступенчатых кон-
сольных насосов.
Падение к. п. д. и увеличение радиального усилия с-уменьше-
нием числа оборотов несколько ограничивается благодаря увеличе-
нию оптимального коэффициента напора ф при меньшем числе обо-
ротов (рис. 166).
Влияние вязкости. Вихревые насосы рассчитаны на перекачи-
вание'“ЗКидкости с вязкостью не более 5° ВУ. С увеличением вязко-
сти перекачиваемой среды резко падает производительность, на-
цор и к. п. д. насоса (рис. 169; см. также характеристики этого же
насоса при перекачивании им воды, рис. 165).
Напор снижается вследствие уменьшения импульсного обмена
между частицами жидкости. При вязкости среды 5,4° ВУ макси-
мальный к. п. д. равен 22% против 38% при перекачивании воды,
а производительность при режиме максимального к. п. д. умень-
шилась с 5 до 3,5 х?!час. Напор (при том же к. п. д.) возрос с 20 др
314
25 м вод. ст., что может быть объяснено уменьшением коэффи-
циента Ф а связи с уменьшением производительности.
Поэтому вихревые насосы не могут быть рекомендованы и ие
применяются для перекачивания вязких жидкостей.
Осевой зазор. На характеристики вихревого насоса большое
влияние оказывает величина суммарного осевого зазора и равно-
мерность зазоров по обе стороны колеса. Это влияние различно для
разных насосов, в зависимости от абсолютной величины их расчет-
ных параметров. Чем больше производительность и меньше наппр.
тем меньше влияние величины
зазора, и наоборот.
На рис. 170 показаны харак-
теристики насоса при различ-
ных значениях осевого зазора
на каждую сторону: 0,1, 0,3 и
0,6 мм. Как видно, у низкона-
порного насоса (Н — ~ 25 мм
вод. ст) при увеличении зазора
с 0,1 до 0,3 мм производитель-
ность снизилась с 3,6до3,3л18/час
(~8%), а при увеличении за-
зора до 0,6 мм—до 2,5 м3/час,
т. е. на 30%.
По данным автора у насоса
с напором 70 м вод. ст. и про-
изводительностью 3,3 мЧчас
при увеличении зазора только
с одной стороны колеса с 0,1
до 0,25 мм производительность
упала до 2,0 мъ!час, т. е. на 40%,
а при увеличении зазора до
0,3 мм — до 1,5 мЧчас, т. е. на 55%. У двухступенчатых насосов
возникают дополнительные утечки через уплотнительную втулку,
разделяющую обе ступени.
Чем больше напор и меньше производительность, тем большее
внимание, должно быть обращено на уплотнение между ступенями
70- Конструкция
Насосы с открытым каналом
Одноступенчатые насосы. Вихревые одноступенчатые насосы
рассчитываются для напоров до 200—250 левод. ст. и отличаются
различным конструктивным исполнением.
Наиболее прогрессивными являются 'моноблочные электро-
насосы. В электронасосе с гибкой муфтой рабочее колесо целесооб-
разно расположить консольно, как и в моноблочном; при этом об-
315
легчаются условия разборки и осмотра насоса, отпадает необх<
мость но втором сальнике, а применение фундаментной рамы
новится необязательным.
Расположение колеса между подшипниками хотя и не прав,
к увеличению габаритов насоса, опраццано лишь тогда, когда I
пикает опасность прогиба вала из-за большого бокового усилия.
На рнс. 171 показан вихревой моноблочный насос; собстввг
насос состоит из корпуса 2 с отлитыми заодно с ним всасываю .<
и напорным патрубками, направленными вверх. Чтобы устрани
Рис. 171. Вихревой моноблочный электронасос.
возможность вибраций, вал 1 делается большого диаметра и защи-
щается от износа рубашкой 6, насаженной на шпонке. Вместе с глу-
хой концевой гайкой 5 рубащка защищает вал двигателя .от кон-
такта с перекачиваемой морской водой.
Двустороннее расположение лопаток рабочего колеса 3 обеспе-
чивает полную разгрузку ротора от осевого усилия; колесо наса-
жено консольно и может свободно перемещаться в осевом направ-
лении (плавающее колесо).
Торцовый сальник 4 при необходимости может быть заменен
набивочным. Насос можно разобрать, не демонтируя трубопровод
и не снимая электродвигатель.
На рис. 172 показана конструкция одноступенчатого вихревого
насоса с рабочим колесом /, расположенным между подшипниками
качения 2. Корпус шарикоподшипника отлит заодно с лобовой
частью 3 корпуса насоса, а лапы заодно с центральной частью 4
корпуса. Диски 5 с боковыми каналами выполнены отдельно и
могут быть легко вынуты.
316
Для надежной работы вихревого насоса большое значение имеет
способ посадки рабочего колеса на вал и определение действитель-
ных условий работы сальника.
Посадка колеса. Плавающее колесо является самоуста-
нааливагощимея; это упрощает конструкцию насоса и его сборку.,
поскольку не требуется строго соблюдать равномерности зазоров.
Плавающее колесо применяется при полной разгрузке его от осе-
вого усалия, которая достигается за счет симметричного давления
по обе стороны колеса, атакже выбором достаточного числа разгру-
зочных отверстий соответствующего диаметра в диске колеса у сту-
Рис. 172. Вихревой электронасос с выносными подшипниками.
пицы. В- насосах с односторонним каналом, если лопатки не сквозь
ные, а полностью покрыты боковым диском, плавающее колеса при-
менять не следует. Жестко закрепленное на валу колесо при вы-
сокой температуре перекачиваемой воды может задевать о торец
корпуса вследствие неодинакового температурного удлинении ста-
тора и ротора и небольшого осевого зазора. Поэтому при темпера-
туре воды выше 120° С может быть применено только плавающее
колесо.
Рабочее колесо может быть зафиксировано на валу или стопор-
ным винтом (при малых напорах), или стопорными гайками (при
высоких значениях напора).
При жестком закреплении колеса особое анимание'надо обра-
тить на надежную фиксацию опорно-упорного шарикоподшипника;
если люфт или величина перемещения наружной обоймы подшип-
ника в корпусе, а также внутреинейобоймы ни валу превысят осе-
вой зазор в насосе, то неизбежно задевзниё долеса о корпус.
При жестко закрепленном колесе и перекачивзнии горячей воды
желательно, чтобы опорно упорный подшипник в особенности у
317
моноблочных насосов, был расположен со стороны насоса (для уме
шения температурного удлинения вала).
Если насос предназначен для перекачивания горячей воды,
установочные зазоры при жестко закрепленном колесе не след]
выполнять равномерными; они должны быть определены с учгг
удлинения вала при работе насоса на горячей жидкости. Но т<
как определить заранее точное удлинение вала трудно, зазор пр
нимается заведомо большие, из-за чего снижается к. п. д. насос
Если этот же насос использовать и для перекачивания холе
ной воды, то вследствие неравномерности зазоров к. п. д. насо
также будет ниже.
Давление у сальника в камере колеса (и на тор!
вала в консольном насосе) принимается обычно равным полови
суммы давлений у напорного и всасывающего отверстий канал
насоса. В действительности (по данным автора), давление в камер
бывает меньше среднеарифметического значения этих давлений
объясняется это следующим.
Камера колеса связзна через осевой зазор с боковым каналом^
давление в котором по окружности является переменным. Поэтому
из участка канала со стороны напорного отверстия вода через осе-,
вой зазор попадает в камеру и одновременно из хамеры поступает
в участок канала, примыкающий к всасывающему отверстию. При
вращении колеса его торцовые поверхности создают усилие, на-
правленное от центра к периферии, которое препятствует попада-
нию жидкости в камеру из напорного участка и способствует уда-
лению ее из камеры во всасывающий участок.
При таких условиях баланс протечек из канала в камеру и из
камеры в канал может быть обеспечен только в том случае, если
давление в камере будет меньше среднеарифметического значения
давлений. Величина, на которую уменьшается давление, зависит от
окружной скорости рабочего крлеса.
Зависимость давления у сальника от давления нагнетания1
(данные автора) для насоса с окружной скоростью колеса 20 м/сек
(в кГ/см“)
Давление иа
иаворном пат-
рубке .... 14 10 8	7	6	S 4 3 2	1 .0
вакуум
сальника	6 4 2,8 2,3 1.7 1.2 0.7 0 380 470 БОО
мм рт. ст. -*
Как видно, давление у сальника примерно на 1—1,5 кГ/см*
меньше, чем среднеарифметическое значение давлений нагнетания
и всасывания. При небольшом давлении нагнетания и давлении вса-
1 Давление на всасывающем патрубке равно нулю.
318
сывания, равном атмосферному, в камере создавался вакуум, ко-
торый при давлении нагнетания, равном нулю, достигал 580 м рт. ст.
При испытаниях насоса с окружной скоростью колеса 30 м'сек
давление у сальника снизилось примерно на 4,0кГ/сж2 по сравне-
нию со среднеарифметическим значением давлений.
Снижение давления у сальника в особенности должно быть уч-
тено при проектировании и эксплуатации вихревых насосов, ра-
ботающих с давлением нагнетания до ~ 40 м вод. ст. и небольшой
высотой всасывания; если у таких насосов не будет предусмотрен
гидравлический затвор в сальнике, то возможен просос воздуха че-
рез сальник. Более точное определение давления в центральной
камере важно и для того, чтобы установить действительное, а не
завышенное осевое усилие на торец вала в консольных насосах.
Самовсасывание. Насосы с открытым каналом не об-
ладают самовсасывающей способностью, если у них не предусмот-
рено какое-либо дополнительное устройство.
Образование вакуума в центральной камере при нулевом дав-
лении нагнетания соответствует условиям пуска при незалитой вса-
сывающей линии и может быть использовано для того, чтобы сде-
лать насос самовсасывающим. Конструктивно это осуществляется
соединением всасывающего патрубка с камерой (у торца); одновре-
менно с этой камерой должен быть соединен и напорный патрубок
для постоянной циркуляции воды во время пуска. Циркуляция
обеспечит надежное самовсасывание и устранит сухое трение колеса
о корпус. После заливки всасывающей магистрали и начала ра-
боты насоса обе соединительные линии в целях повышения к. п. д.
насоса отключаются.
Самовсасывавне в насосе на рис. 175 достигается за счет цирку-
ляции воды из сепаратора 5 через отверстие О, примыкающее к уча-
стку канала со стороны напорного отверстия. Воздух, захватывае-
мый вихревым колесом вместе с водой, поднимается в сепараторе
кверху, а вода, как имеющая больший удельный вес, оседает и:
вновь возвращается к рабочему колесу.
Многоступенчатые насосы. Вихревые насосы могут быть изго-
товлены с любым количеством ступеней, но наибольшее распростра-
нение получили двухступенчатые, которые конструктивно значи-
тельно цроще.
Примеиенне многоступенчатого вихрезого насоса целесообразна
и даже необходимо, если расчетный напор насоса превышает 200—
250 м вод. ст. при принятом числе оборотов п —	3000 об/мин
или 80—100 м вод. ст. при — 1500 об/мин. Пониженное число обо-
ротов принимают, например, из условий обеспечения заданной боль-
шой высоты всасывания или пря спаривании с приводом, имеющим
пониженное число оборотов.	°
В многоступенчатых (двухступенчатых) насосах может быть,
полностью уравновешено радиальное усилие иаротор насоса, бла-
годаря противоположному расположению всасывающих (напорных^
отверстий обоих ступеней насоса; при этом всасывающее отве <
второй ступени соединяется перепускным каналом с напорным
верстаем первой ступени.
Так как радиальные усилия на колеса насоса направлены в I
тивоположные стороны, они дают результирующую, равную ну
Для небольших' насосов с относительно небольшим напором yj
новещивания радиального усилия можно и не предусматрнв
но в этом случае диаметр вала и подшипники должны быть с. лп
ствующнм образом рассчитаны. При неправильно выбранном
Рве. 173. Двухступенчатый вихревой насос (п = 1750 об/мин).
метре, в наиболее опасном сечении вала могут возникнуть чреэм
иые напряжении, тем более, что они имеют переменный знак (
стояйное направление усилия при вращающемся вале).
Благодаря уравновешиванию радиального усилия двухступ
чатые насосы могут быть и консольными, и моноблочными.
В двухступенчатом насосе наппр на одну ступень в два р
меньше, а скорость воды в зазоре равна — 70% от ее скорости в
ноступенчатом насосе. Эго приводит к уменьшению внутреш
утечек.и повышению к. п. д., а также к менее быстрому износу т
цовых поверхностей колеса и корпуса. Износ тем интенсивней;
мягче материал торцовых поверхностей, образующих осевой за
(чугун, бронза).
На рис. 1-73 показан один из серии двухступенчатых вихрет
насосов, рассчитанных на напор до 100 м вод. ст. и температуру
120е С (оптимальная производительность 5—25 мР/час, число л
рогов 1750 об/мин, суммарный осевой зазор до 0,18 ми). Ма<
мально допустимый эксплуатационный напор, прн котором к. п.
падает на 7—10 единиц, равен — 200 м вод. ст. При парг
320
включении ступеней насоса производительность, в зависимости
от размера насоса, равна 40—60 м91час при напоре — 30 м вод. ст.
Насос состоит из жесткого корпуса 3 с разъемом по вертикаль-
ной плоскости; заодно с корпусом отлиты всасывающий и напорный
патрубки. Всасывающий патрубок направлен горизонтально, а на-
порный — вертикально, чтобы выделяющиеся в горячей жидко-
сти пары не скапливались в канале насоса. Перепускной канал 2
от первой ко второй ступени отлит заодно с корпусом и имеет боль-
шое сечение. Рабочие колеса первой 10 и второй 9 ступеней с ра-
диальными лопатками закреплены иа валу 7 стопорными винтами 4\
в конструкции предусмотрено уравновешивание радиальных уси-
лий. Боковые диски /, торцовые поверхности которых подвергнуты
износу, выполнены отдельно; в менее напряженных конструкциях
они изготавливаются заодно с корпусом подшипников. Вал опи-
рается на два выносных сдвоенных шарикоподшипника 12, способных
воспринять осевое усилие.
Посредством регулировочных гаек 11 вал может быть легко уста-
новлен в положение, обеспечивающее равномерность осевых за-
зоров.
Рассмотрим более подробно вопрос об уплотнении вала в двух-
ступенчатых насосах ввиду большого давления у сальника второй
ступени насоса.	•
Поскольку жадность поступает ко второй ступени с полным дав-
лением первой ступени рх, то при давлении на выходе из второй сту-
пени ре давление у сальника второй ступени можно практически
принять равным _Е1_t
Оченидяо. что при нулевом (или очень малом) давлении на вса-
сывании давление у сальника второй ступени P1 = 1.5р1 или
3/4 общего напора насоса Н.
Если же на всасывании насоса имеется большое избыточное дав-
ление которым пренебречь нельзя, то давление у сальника вто-
рой ступени будет равно рк 4- — Н, т. е. давлению всасывания плюс
3/4 общего напора насоса.
Для уменьшения давления перед сальником 6 между сальником
и колесом с каждой стороны насоса установлена уплотнительная
втулка 5, дросселирующая давление воды, а между втулкой и саль-
ником — разгрузочная камера. Жидкость из камеры поступает
через каналы 8 в область низкого давления в канале первой ступени.
Давление перед обоими сальниками одинаково. Такая система раз-
грузки сальника снижает, конечно, к. п. д. насоса за счет дополни-
тельных утечек.
На рис. 174 показан двухступенчатый ^ихревой насос, рассчи-
танный на напор до 500 м вод. ст. для оптимальной производитель-
ности от 2 до 20 мЧчас (число оборотов п = —3500 об/мин, суммар-
Б М. Певзнер
321
ный осевой зазор от 0,1 до 0,18 мм, температура перекачив;
жидкости до 150° С). Насос во многом подобен насосу на рис. 1
Конструктивные особенности: размеры вала 2 и шарикоподщ
ников / во избежание вибрации выбраны достаточно болыии
с учетом большой мощности и размеров электродвигателя. Вм'
набивочного сальника установлен торцовый 7. Сальник уравнс
шенный; его детали, в том числе и пружина, изготовлены из нерз
веющей стали; прокладки тефлоновые, подпятник нз стеллита, те
нз графита. Установленная манжета 8, имеющая L-образную фор.
Рис. 174. Двухступенчатый вихревой насос (п = 3500 об/мин).
позволяет охлаждать вал и обеспечивать смазку уплотнения. Top- i
цовый сальник устраняет внутренние утечки и тем самым обеспе- ’
чивает высокий к. п. д. Ротор насоса разгружен от радивльного .
усилия благодаря соответствующему расположению всасывающих .
и напорных отверстий в ступенях насоса. В боковых дисках 3 н
диафрагме 6 предусмотрены сменные уплотняющие кольца 4 с на- •
ружным диаметром, равным начальному диаметру лопаток рабо-
чего колеса; благодаря этому зазоры могут быть небольшими и при •
износе их легко восстановить путем смены колец.	;
Уплотнительная втулка 5 между ступенями выполнена из тра- '
фита. Это позволяет установить ее с небольшим радиальным зазо- •;
ром (~ 0,03 мм).
Двухступенчатые вихревые насосы могут быть консольными с од- •
ним сальником, расположенным обычно со стороны низкого давления.
Однако в таком насосе нз-за давления на торец вала действует 
большое осевое усилие, что обязательно следует принять во внимание
при выборе типа и размеров подшипников и способа их крепления.
322
Благодаря малым зазорам материал колеса и диска (диафрагмы)
должен быть подобран так, чтобы при работе насоса не было бы-
строго износа поверхностей.
Для колеса-диска (диафрагмы) чаще всего применяются: для
напора до 100 м вод. ст. и температуры до 105° С—латунь—чугун,
бронза (оловянистая или алюминиевая) — чугун. При более вы-
соких значениях напора я температуры, бронза — нержавеющая
сталь, нержавеющая сталь — нержавеющая сталь или стеллит.
Рис. 175. Центробежно-вихревой электронасос.
Колесо следует делать нз высококачественного катаного мате-
риала, а отливки дисков и диафрагмы должны быть плотными, без
раковин; чугун—мелкозернистый.
Б насосах (см. рис. 173 и 174), у которых детали статора уста-
навливаются в корпусе и труднодоступны для разборки (плотная
посадка во избежание внутренних протечек), детали выполнены
из материала, исключающего их прикипание при работе на горячей
жцдкости или коррозию при работе на агрессивной среде; например,
для корпуса-диска (диафрагмы) используются пары: бронза-—
бронза; углеродистая сталь — бронза или чугун; нержавеющая
сталь — нержавеющая сталь.
Центробежно-вихревые насосы. У высокооборотных вихревых
насосов, рассчитанных обычно на средние и большие напоры, не
может быть достигнута большая высота всасывания. Поэтому, если
отсутствует достаточный подпор, в особенности при перекачивании
горячей жидкости, целесообразно вместо снижения скорости в ка-
нале, а следовательно и к. п. д. насоса, применить предвключенное
колесо центробежного типа, рассчитанное._)га небольшой напор;
основной напор создает вихревое колесо. Таким путем можно
21*	323
сохранить все преимущества вихревого насоса, улучшив одновре
менно его всасывающую способность.
Центробежно-вихревой насос показан на рис. 175.
На удлинителе вала электродвигателя консольно расположены
центробежное 1 и вихревое 2 колеса. Для упрощения конструкции
вода из центробежного колеса подводится к вихревому через осе
вое отверстие 4 в вставках 6; более благоприятная форма подвода,
жидкости — внешний перепускной канал. У высоконапорных насс
сов между ступенями устанавливается уплотнительная втулка
для уменьшения утечек. Центробежное колесо закреплено на вал
гайкой 3, вихревое колесо — плавающее. Центробежное колесе
в зависимости от характеристик, может быть закрытого, полу
открытого (с задним диском) или открытого типа (без дисков).
Насосы с закрытым каналы
На рис. 176 изображен одноступенчатый нвсос и его характе
ристики. Конструкция насоса и конфигурация проточной част;
ясны из рисунка и пояснений ие требуют.
На рис. 177 показан двухступенчатый насос, у которого рабочие
колеса могут свободно перемещаться по валу в осевом направ
лении. Форма канала обеспечивает условия выхода потока и
колеса по его наружной цилиндрической поверхности аналогия»
насосам с открытым каналом; это дает возможность получить более
высокие значения коэффициента напора и к. п. д. насоса.
На рис. 178 показан трехступенчатый насос с закрытым канг
лом, у которого рабочие колеса 1, как и в предыдущих конструк
циях, могут свободно перемещаться в осевом направлении по валу 2
Вал опирается на подшипник каченця 3 и подшипник скольжения £
сальник 4 один, набивочного типа.
На всасывании установлен невозвратный клапан б, устраняю
щий выброс воды из корпуса при останонке насоса.
71.	Радиальное усилие
Давление в кольцевом канале, создаваемое рабочим колесом
возрастает от всасывания к нагнетанию; в результате на колесо :
ротор насоса действует радиальное усилие, которое при больших
давлениях может достигнуть значительной величины, вызвать н<
допустимый прогиб вала и перекос насаженного на него колес;
При небольших осевых зазорах между колесом и корпусом это м<
жет привести к заеданию колеса.
Определим величину и направление радиального усилия
(рис. 179). Введем следующие обозначения:
— полный угол обхвата канала;
6 — угол обхвата перемычки;
b — ширина рабочего колеса;
г — радиус рабочего колеса.
324
Рис. 176. Одноступенчатый насос с закрытым каналом.
325
Принимаем, что давление от всасывания к нагнетанию
няется равномерно по закону прямой линии.
Давление в сечении канала, определяемом углом у,

Элементарное усилие, действующее на участок колеса, огран
ченный углом dtp, может быть выражено
Rdtf = ~ brodtf. (26
То
Проекции элементарного уси-
лия в направлении осей х и у
Rd'.jx =	brf cos t/do’,	(270)
Rdffu = S'O ®<f®. (271)
Проекции полного усилия,
действующего на участке ка-,
нала, охваченном углом <р0, на-
ходим путем интегрирования и7
подстановки пределов 0 и ср0
RvOx = I ^rfc<?cos?<i'? “ ^rfc(?0sinТо+со^о- 1); (272)
R^ ” J	sin f d? =	Л (sin ?о ~ ?о То)- (273)
На участке канала с углом 6 на колесо действует усилие:
в направлении оси х
i;	(274)
в направлении оси у
%	ЛЬ sin	(275)
Изменение давления от нагнетания к всасыванию вдоль пере-
мычки будет ступенчатым и переменным во времени. Вполне до-
пустимо принять, что давление изменяется по прямой; тогда сред-
нее давление равно .
Проекции результирующего усилия на рабочее колесо
Rx=~rb (<?0 sin <р0 + cos % — 1) +	rbl> cos -у I	(276)
= ъГ л <sin ?0 — Фо cos ~	rbb sin т •	<277)
Углы фр и 0 должны быть выражены в радианах.
Направление результирующего усилия может быть определено
из отношения
'6“= *'	(278)
Результирующее усилие
(279>
Если в качестве примера принять угол фр = 330° в, следова-
тельно, 6 = 30°, то согласно уравнениям (276), (277) и (279) Rx =
= — Q,2Tl-[Hrb-, Ru = — 1,046 fFirb и R = 1,08 ffirb; угол а, под
которым усилие направлено к оси ординат, равен 14*30'.
Величина начального давления не влияет на результирующее
усилие.
Для целей расчета усилие R с достаточной степенью точности
может быть определено по формуле
R = iHrb,	(280)
а направление его можно считать совпадающим с осью ординат в
сторону меньших давлений.
В случае применения колеса с лопатками, расположенными на
одной его стороне, должно быть учтено, что при этом возникает осе-
вое усилие, действующее эксцентрично, а также и добавочный из-
гибающий момент на вал насоса.
Глава 18
БЕССАЛЬНИКОВЫЕ НАСОСЫ
72.	Назначение и классификация
В различные отрасли народного хозяйства все шире внедряется
новый, так называемый бессальниковый тип насосов. Это полностью
герметический агрегат, в котором насос и приводной электродви-
гатель, также заполненный перекачиваемой средой, заключены в
один блок. При такой конструкции отпадает необходимость в
уплотнении вала насоса на выходе его из корпуса и одновременно
исключается возможность каких-либо утечек перекачиваемой
жидкости в атмосферу.
Новый тип насосов возник в связи с тем, что создание надеж-
ного уплотнения вала при перекачивании жидкости с высокими
давлением и температурой — проблема очень трудная, и практи-
чески неразрешимая для сред, проникновение которых в атмосферу
даже в свмых незначительных количествах совершенно недопустимо.
В первую очередь это относится к -воде с высокорадиоактивными
примесями, используемой в качестве теплоносителя в реакторных
установках, а также к различным химическим агрессивным средам.
Центробежный насос и электродвигатель агрегата (рис. 180)
имеют общий составной корпус 1 и общий вал 2, на котором распо-
ложен ротор 3 двигателя и консольно насажено рабочее колесо 4.
Вал вращается в двух подшипниках скольжения 5, расположенных
в корпусе двигателя и смазываемых перекачиваемой жидкостью.
Сальник отсутствует.
Бессальниковые насосы — единственно пригодные для уста-
новки в качестве циркуляционных насосов первого контура в во-
дяных реакторных установках; их широко используют в котлах с
естественной циркуляцией и в качестве судовых погружных насо-
сов, так как в них не надо защищать электродвигатель от проникно-
вения в него воды.
Бессальниковые насосы делятся на две основные группы:
L Насосы с электродвигателями полумокрого типа; статор и
ротор электродвигателя разделены экранирующей гильзой (экран) 6
(рис. 180) и перекачиваемая жидкость омывает только ротор.
328
2.	Насосы с электродвигателями мокрого типа; экран отсут-
ствует и перекачиваемая жидкость омывает и ротор, и статор.
Производительность бессальниковых насосов до 1000 и
выше.
Расчетный напор определяется мощностью электродвигателя,
числом оборотов (при частоте 50 гц — 3000 об/мин), количеством
ступеней насоса, а также возможностью восприятия подшипниками
гидравлического осевого усилия или его уравновешивания. Имеются
бессальниковые насосы с напором до 300 м вод ст.
Давление в системе, в которой устанавливаются бессвльнико-
вые насосы и на которое они рассчитываются из условий прочности.
6	5
Рис. 180. Схема бессальникового насоса.
достигает — 300 кПслР, а температура перекачиавемой жидкости —
400° С.
По сравнению с насосами других типов бессальниковые насосы
имеют большие преимущества:
—	полностью исключаются утечки перекачиваемой жидкости
в атмосферу;
—	отпадает необходимость устанавливать сальниковое уплот-
нение, один из наиболее ответственных узлов насоса, в особенно-
сти при высоких значениях давления и температуры жидкости или
ее агрессивности;
—	обеспечивается спокойная и бесшумная работа насосов в
связи с применением подшипников скольжения, отсутствием вен-
тилятора в корпусе электродвигателя и уменьшением магнитного
шума, создаваемого активными частями электродвигателя
(шум связан с наличием зубцов у статора и ротора и бывает тем
меньше, чем больше зазор между ротором и статором).
—	подшипники смазываются самой перекачиваемой жидкостью;
—	относительно небольшие габариты;
—	более простой и легкий фундамент, Причем в ряде случаев
необходимость в нем вообще отпадает, так как электронасос уста-
329
навлйвается непосредственно в трубопроводе и соединяется с ним
фланцами всасывающего и напорного патрубков;
—	более простая центровка по сравнению с центровкой насоса
и двигателя, раздельно установленных на раме, особенно при пере-
качивании горячей врды.
Недостатки:
—	для работы бессальниковых насосов можно использовать
только электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым
ротором; коллекторные двигатели переменного тока, а также элек-
тродвигатели постоянного ток-а непригодны, так как требуют не-
посредственного контакта ротора с внешними неподвижными ча-
стями (щетки и др.);
—	унификация насосов хотя и возможна, но сопряжена с це-
лым рядом трудностей.
Бессальниковые насосы полумокрого и мокрого типов могут
иметь горизонтальное или вертикальное расположение вала. Пред-
почтение отдают вертикальному валу, в особенности при больших
размерах насосов; в вертикальном насосе подшипники не несут по-
чти никакой нагрузки и являются направляющими, поэтому за-
зор в подшипнике из-за износа в процессе эксплуатации не уве-
личивается, следовательно, нет опасности проседания ротора и за-
деввния его о статор.
73. Бессальниковые насосы с электродвигателями
полумокрого типа (экранированными)
Отличительной чертой этих насосов является наличие экрана —
тонкостенной трубы, разделяющей статор и ротор электродвига-
теля.
Горизонтальный насос с внешним подво-
дом воды дл.я смазки и охлаждения подшип-
ников (рис. 181). Насос и электродвигатель образуют одно це-
лое. Оба корпуса 1 и 3 непосредственно соединены фланцами. Ра-
бочее колесо 2 нормвльного одноступенчатого центробежного на-
соса, полностью разгруженное от осевого усилия за счет примене-
ния различных диаметров уплотнения на переднем и заднем дисках
колеса, консольно насажено на удлиненный конец ввла электро-
двигателя. Между ротором 8 и статором 5 электродвигателя поме-
щен экран 4 из немагнитной стали; экран приварен к корпусу ста-
тора электродвигателя и надежно обеспечивает защиту обмотки ста-
тора от проникновения воды. В случае перекачивания агрессивной
жидкости ротор защищают от коррозии листами из легированной
стали, приваренными к валу двигателя, также изготовленному из
легированной стали. Неуравновешенная часть осевого усилия вос-
принимается опорно-упорными подшипниками скольжения 7.
Смазка подшипников и отвод тепла,, выделяющегося в электро-
двигателе из-за потерь мощности, осуществляются самой пере-
Рис. 181. Горизонтальный насос
с внешним подводом- воды для
смазки н охлаждения подшип-
ников.
качиваемой жидкостью. Жидкость подводится из напорной
части через внешний трубопровод 6 к заднему подшипнику;
пройдя через зазоры в подшипнике и радиальные отверстия
в его корпусе, она попадает в заднюю камеру корпуса двигателя,
затем через зазор между экраном статора и ротором в переднюю
камеру и оттуда через радиальные отверстия в корпусе переднего
подшипника и его зазоры во всасывающую полость рабочего колеса.
Таким образом обеспечивается циркуляция жидкости через элек-
тродвигатель из напорной части насоса во всасывающую. Насосы
рассчитаны на производительность
до 70 ма/час и напор до 70 м
вод. ст.
Горизонтальный на-
сос с внутренним под-
водом воды для смазки
и охлаждения подшип-
ников (рис. 182). Насос отли-
чается от рассмотренного выше
только обратным направлением
потока воды для смазки и охла-
, ждения подшипников и устройст-
вом для уравновешивания осевого
усилия.
Отказ от внешнего трубопро-
вода не только упрощает конструк-
цию, но позволяет использовать
жидкость, подводимую для смазки
подшипников, и для разгрузки
ротора от осевых усилий (принцип действия разгрузочного устрой-
ства рассмотрен ниже).
Жидкость для Смазки подшипников поступает из напорного тру-
бопровода через самоочищающийся фильтр / и радиальное отвер-
стие а в переднюю камеру электродвигателя; одна часть жидкости
идет через передний подшипник 2 на всасывание рабочего колеса
К насоса; остальная, пройдя череа зазор между ротором и экраном
статора, поступает в заднюю камеру электродвигателя и оттудв
к подшипнику 5. Из подшипника через сквозное отверстие вала 3
жидкость попадает во всасывающее отверстие рабочего колеса.
Принцип действия уравновешивающего устройства. Вследствие
разности давлений на обе стороны рабочего колеса или колес, ча-
стичная разгрузка которых осуществляется посредством разгру-
зочных отверстий, гидравлическое осевое усилие действует в сто-
рону, всасывающего отверстия и стремится сдвинуть ротор влево;
вал может перемещаться в осевом направлении, фиксируемом тор-
цовыми поверхностями подшипников, в пределах от 2 до 3 мм. На
переднюю и заднюю торцовые поверхности рбтора 4 электродвига-
теля действует различное давление жидкости: на переднюю не-
331

сколько мёньшее (на величину потерь в фильтре), чем давление в на-
порном патрубке, а на заднюю еще меньшее, чем на переднюю, из-за
заметных потерь в зазоре между ротором и экраном 6. Эта разность
давлений приводит к осевому усилию, стремящемуся сдвинуть ро-
тор в противоположную сторону — вправо. При этом уменьшается
зазор между торцовыми поверхностями вкладыша и втулки заднего
подшипника и увеличивается соответствующий зазор в переднем
подшипнике.
Изменение зазоров вызовет увеличение давления в задней ка-
мере двигателя, поскольку уменьшится расход воды через задний
Рис. 183. Горизонтальный насос для горячей воды.
подшипник 5, и уменьшение давления в передней камере, благодаря
увеличению расхода вода череа передний подшипник 2. В резуль-
тате ротор будет стремиться опять сдвинуться влево, в сторону вса-
сывания.
Перемещение ротора будет происходить до тех пор, пока он не
займет положение, отвечающее равенству действующих сил в обоих
направлениях.
Такая разгрузка осевого усилия может быть применена благо-
даря противоположному направлению усилий на рабочее колесо и
ротор.
Описанный способ уравновешивания яаляется вполне надежным
и позволяет создавать насосы с большим напором.
Так как выбор числа оборотов (максимум 3000 об/мин при ча-
стоте 50 гц) ограничен, насосы для больших напоров приходится
делать многоступенчатыми.
Горизонтальный насос дляуорячей воды.
Насос, изображенный на рис. 183, в принципе аналогичен насосу
на рис. 182, но здесь циркуляция жидкости через электродвигатель
333
Рис. 184. Горизонтальный насос для горячей
поды в системе водоснабжения.
обеспечивается самостоятельным рабочим колесом 2, расположен-
ным в проставке /. Циркулирующая жидкость одновременно сма-
зывает подшипники и отводит тепло от электродвигателя.
В системе охлаждения двигателя предусмотрен змеевик 3; вся
система — змеевик, уравнительный сосуд 4 и внутреннее простран»
ство электродвигателя — заполнена перекачиваемой жидкостью;
жидкость, охлаждающая циркулирующую среду, проходит через
охладитель, образован-
ный корпусом 5 двига-
теля и наружным ци-
линдрическим кожухом
6. В охладитель обычно
подается холодная вода
из постороннего источ-
ника, которая одновре-
менно охлаждает и кор-
пус электродвигателя.
Горизонталь-
ный насос для
горячей воды в
системе водоснаб-
жен и я (рис. 184).
К корпусу 3 насоса кре-
пится экран 8, выпол-
ненный из немагнит-
ной нержавеющей стали.
Пустотелый вал 5 с уста-
новленными на нем ра-
бочим колесом 4 осевого
типа и сердечником 10
ротора электродвигателя
вращается вокруг оси 7, концы которой закреплены в крышке 2 кор-
пуса насоса и торцовой пластине 6, соединенной с экраном. Кон-
струкция насоса позволяет расположить подшипники скольжения 1
и 9 непосредствен во под колесом и сердечником ротора двигателя,
чем обеспечиваются особо благоприятные условия работы насоса,
в частности, отсутствие изгибающих усилий и бесшумная работа.
Рубашки подшипников — из нержавеющей стали. Подшипники
смазываются- перекачиваемой водой, температура которой в этих
насосах может достигать — 130° С. Гидравлическое осевое усилие
уравновешивается разгрузочным устройством, основанным на из-
вестном принципе действия гидравлической пяты; положение ро-
тора определяется осевым зазором между буртами колеса и кор-
пуса. Зазор регулирует утечки, а значит и давление со стороны торца
колеса. Статор с обмоткой может быть вынут без разборки всех
остальных узлов. Так как насосы системы горячего водоснабжения
рассчитаны на небольшую производительность и напор и поэтому
334
имеют очень небольшие габариты и вес, их можно расположить не-
посредственно в любом месте трубопровода и крепить к нему флан-
цами патрубков, без специального фундамента. Насос можно рас-
положить как в горизон-
твльном, так и в верти-
кальном трубопроводе, но
ось насоса должна быть
всегда в горизонтальном
положении, чтобы обеспе-
чить надежную работу
уравновешивающего уст-
ройства.
Вертик а л ьный
насос для горя-
чей воды (рис. 185).
Электронасос установлен
в качестве главного цирку-
ляционного насоса первого
контура судовой реактор-
ной установки и рассчи-
тан на производительность
920 мя/час и напор 95 м
вод. ст. при 3600 об/мии; да-
вление в системе 140 кГ!л?,
температура перекачивае-
мой жидкости 230° С. Кор-
пус 1 насоса кованый, свар-
ной из двух половин. При-
менение кованого корпуса
обусловлено жесткими тре-
бованиями к отсутствию
каких-либо утечек жидко-
сти, содержащей высоко-
радиоактивные механичес-
кие примеси; литой корпус
из-за возможной пористо-
сти отливки в данном слу-
чае непригоден. Составной
корпус обеспечивает высо-
кое качество механической
обработки внутренней по-
верхности спирали, благо-
Рнс. 185. Вертикальный насос для горя-
чей воды.
даря чему улучшается коррозиостойкость и повышается к. п. д.
насоса.
Чтобы уравновесить боковое усилие и обеспечить надежную
работу подшипников на водяной смазке, успираль сделана
двойной.
335
Колесо z отлито из нержавеющей стали с допусками на механи-
ческую обработку каналов. Спираль крепится к корпусу 3 электро-
двигателя двадцатью двумя коническими болтами; это создает плот-
ность фланцевого соединения при полуторном рабочем давлении.
Большой запас прочности в болтах позволяет насосу надежно про-
тивостоять ударным сотрясениям и исключает появление утечек
в соединении.
В проставке 9 расположен двусторонний упорный подшипник 8;
пята состоит из шести самоустанавливающихся графитовых поду-
шек, расположенных в гнездах
из нержавеющей стали.
Упорный гребень изготоален
из азотированной нержавеющей
Рис. 187. Вертикальный насос для
горячей воды с верхним расположе-
нием рабочего колеса.
Рис. 186. Вертикальный насос с внеш-
ним подводом воды для смазки и ох-
лаждения подшипников.
стали. Опорные подшипники 4 также самоустанааливающиеся и
состоят из графитового вкладыша в виде сегментов, запрессованных
во атулке из нержавеющей стали. На валу запрессованы втулки
подшипника из азотированной нержавеющей стали.
Для самоустановки опорного подшипника наружная поверхность
корпуса подшипника сделана сферической. Подшипник может по-
ворачиваться в патроне, внутренняя сферическая поверхность ко-
торого покрыта стеллитом.
Тепло отводится от корпуса электродвигателя специальным змее-
виком 7 из четырех параллельных-трубок, навитых на внешнюю
33(5
поверхность электродвигателя. Циркуляция воды через электро-
двигатель создается вспомогательным рабочим колесом 5, распо-
ложенным в его верхней части. Поверхность змеевика охлаждается
пресной водой под давлением — 0,7 кПся? (~ 7 Л'я/час), которая
подается в пространство, образованное наружной поверхностью
корпуса двигателя и кожухом 6, охватывающим змеевик снаружи.
Температура воды в охлаждающем контуре непосредственно за
проставкой — 90—95° С, а в воздушном промежутке между экра-
ном и ротором и около подшипников 65° С.	•
Вертикальный насос с внешним подводом
воды для охлаждения и смазки подшипни-
ков (рис. 186). Направляющие опорные подшипники 2 и 3 и рас-
положенный вверху упорный односторонний подшипник 4 сегмент-
ного типа смазываются перекачиваемой жидкостью, подводимой
из напорного патрубка по наружной обводной линии 6. Пройдя че-
рез верхний опорно-упорный подшипник, зазор между экраном и
ротором и нижний подшипник, жидкость попадает во всасывающую
полость колеса. Чтобы уменьшить усилие на упорный подшипник,
уплотнительные кольца на нижнем и верхнем дисках колеса 1
лают разных диаметров. На крышке электродвигателя имеется проб-
ка 5 для удаления воздуха в момент заполнения корпуса жидкостью.
Вертикальный насос для горячей воды
с верхним расположением рабочего колеса
(рис. 187). Такой бессальниковый насос применяется в качестве
циркуляционного в котельных и реакторных установках.
Насосная часть находится вверху, а электродвигатель внизу.
Подобное расположение создает определенные преимущества:
—	вес ротора -уравновешивает гидравлическое осевое усилие;
—	положение электронасоса в трубопроводе, к которому он
крепится фланцами патрубков, более устойчивое;
— фундамент насоса (если в нем есть необходимость) получается
более простым. Отсутствие дополнительного крепления (к фунда-
менту) исключает вредное влияние температурных напряжений.
Конструкция позволяет разобрать агрегат не демонтируя трубо-
провод. Патрубки насоса при необходимости привариваются к тру-
бопроводу.
Жидкость для смазки подшипников и охлаждения двигателя про-
качивается вспомогательным рабочим колесом /, расположенным
внизу; для охлаждения ее в контуре высокого давления устанав-
ливается охладитель 2, к Которому из постороннего источника под-
водится вода под небольшим давлением. По выходе из охладителя
вода последовательно проходит через полость а, охватывающую
снаружи корпус 3 электродвигателя, и через каналы в узле 4 теп-
ловой защиты н охлаждает их. Такие электронасосы мощностью
до 300 л. с. изготавливаются для подачи — WOO л?1час и больше
при напоре — 100 м вод. ст. в системах с давлением до 250 кГ/см1
и температурой воды 370° G
22
Б. М. Пеаэи»р
337
74. Бессальниковые насосы с электродвигателями
мокрого типа
Вертикальный насос для горячей воды
с рабочим колесом, расположенным внизу
(рис. 188). Корпус 6 электродвигателя соединен посредством флан-
цевых соединений без прокладок (металл по металлу) с корпусом
насоса в и крышкой 4. Ротор насоса вращается в двух самоустанав-
Рис. 188. Вертикальный насос
для горячей воды с рабочим
колесом, расположенным внизу.
Рис. 189. Вертикальный насос для
горячей воды с верхним расположе-
нием рабочего колеса.
ливающихся опорных подшипниках скольжения 5 сегментного типа,
расположенных внутри корпуса электродвигателя. Колодки вкла-
дыша выполнены из закаленной нержавеющей стали; в качестве
шейки используется рубашка из кованой нержавеющей стали, по-
крытой специальным пластиком, который искусственно подвер-
гается умеренной радиации. Упорный подшипник 2 самоустанаь-
ливающийся, сегментного типа. Вода для смазки подшипников и
охлаждения двигателя подается специальным колесом 3, располо-
женным вверху электродвигателя и выполняющим одновременно
функции упорного гребня.
336
Циркулирующая через двигатель жидкость охлаждается в вы-
носном водоохладителе (на рисунке не показан); чтобы обеспечить
надежность изоляции обмотки, температура воды в двигателе не
должна превышать 55—60° С. Нормально система охлаждения рас-
считана на поддержание температуры 50° С.
Рис. 190. Вертикальный судовой погружной насос.
Вода из корпуса охлаждения низкого давления проходит также
через камеру в проставке 7 между насосом и электродвигателем.
Для уменьшения передачи тепла от насоса к двигателю в проставке,
имеклцей небольшое поперечное сечение, установлены перегородки
1 с воздушными промежутками между ними.
Вертикальный насос для горячей воды
с верхним расположением рабочего колеса
(рис. 189). Эти насосы рассчитаны на такие яре параметры и харак-
теристики, как и насосы с электродвигатели полумокрого типа
(см. рис. 187), и отличаются от последних только отсутствием экрана
22*
339
статора; кроме того, благодаря непосредственному охлаждению
обмотки статора здесь отсутствует наружное охлаждение корпуса
двигателя водой из контура низкого давления. Плоскости фланце-
вых соединений не имеют прокладок и представляют собой шлифо-
ванные металлические поверхности.
Вертикальный судовой погружной насос.
На рис. 190 показан погружной электронасос мокрого типа, пред-
назначенный для откачки морской воды из затопленных помещений;
производительность насоса 150 глъ!час, напор 10 м вод. ст. Рабочее
колесо 1 полуосевого типа насажено консольно на вал, опирающийся
на два подшипника скольжения 2, выполненных из лигнофоля —
древесно-слоистого пластика ДСП-6; рубашка вала из нержавею-
щей стали. Осевую нагрузку воспринимает самоустанавливающийся
сегментный подшипник 3, вкладыш и упорный гребень которого
выполнены из тех же материалов, что и у опорного.
Обмотка статора покрыта полихлорвиниловой изоляцией, обла-
дающей большой электрической прочностью и водостойкостью.
Чтобы изоляций не вышла из строя во время бездействия насоса,
корпус электродвигателя всегда должен быть заполнен водой. Сталь-
ные детали электродвигателя покрывают защитными слоями олова,
цинка, никеля или хрома; однако эти покрытия все же не обеспе-
чивают надежной защиты железа от коррозии в морской воде.
Вода для смазки подшипника и охлаждения двигателя поступает
из напорного патрубка через фильтр в нижнюю часть корпуса дви-
гателя; пройдя вдоль обмотки в пазах статора и в междужелезном
пространстве, она попадает в верхнюю часть двигателя и уже от-
туда через подшипники и отверстия в корпусе подшипника через
трубку 4 на всасывание насоса.
Достоинства насосов с электродвигателями мокрого типа:
—	более простая конструкция', поскольку нет необходимости
устанавливать экран, разделяющий ротор и статор;
—	более высокий к. п.д., в особенности у насосов средней и боль-
шой мощности, так как отсутствуют потери в экране;
—	более благоприятные условия для отвода тепла (непосредст-
венный контакт обмотки с охлаждающей перекачиваемой средой).
Недостатки:
—	необходимость применять устойчивые покрытия для защиты
железа статора от коррозии при перекачивании агрессивных сред,
в частности морской воды;
—	необходимость уплотнять коробку выводов в электродвига-
теле, которая постоянно находится под давлением системы;
—	при непосредственном контакте перекачиваемой среды с об-
моткой и железом статора возможно их загрязнение или же зара-
жение следами агрессивной жидкости; очистка и промывка двига-
теля, в особенности лобовых частей обмотки, затруднена;
—	допускаемая температура жидкости в двигателе из-за мень-
шей теплостойкости водоупорной изоляции ниже обычной, поэтому
340
система охлаждения должна быть рассчитана на более низкую тем-
пературу перекачиваемой жидкости, циркулирующей через двига-
тель, чем в электронасосах полумокрого типа;
— при осмотре и выеме деталей статора насос должен быть ра-
зобран полностью, тогда как для насосов полумокрого типа это не
всегда обязательно.
75.	Условия работы и особенности конструкции узлов
Автономный контур. Чтобы обеспечить надежную работу под-
шипников, смазываемых перекачиваемой насосом жидкостью, жид-
кость должна быть очищена от посторонних примесей. При пуске
новой установки в жидкость могут попасть окалина, частицы сва-
риваемых металлов и т. п.; даже при длительной работе системы в
ней могут оказаться посторонние взвешенные частицы. Поэтому
в некоторых конструкциях (см. рис. 182) в напорном патрубке пре-
дусмотрен самоочищающийся фильтр. Жидкость для смазки под-
шипников и охлаждения двигателя проходит через сетку с ячей-
ками небольших размеров; основной поток ее, идущий в сеть, не-
прерывно смывает скопившиеся на внутренней поверхности сетки
частицы грязи.
Для обеспечения чистоты циркулирующей жидкости большие
преимущества представляет система циркуляции с автономным ра-
бочим колесом. Так как в этом случае по замкнутому контуру цир-
кулирует та же самая жидкость, а не непрерывно вновь поступаю-
щая из напорного патрубка, как в насосе на рис. 181 и 182, то ко-
личество посторонних частиц в ней будет минимальным; следова-
тельно, будут минимальными осадки в трубках охладителей и
корпусе электродвигателя и исключается выход из строя подшип-
ников.
При температуре перекачиваемой жидкости ~ 60° С (для элек-
тронасосов мокрого типа) и — 70° С (для электронасосов полумок-
рого типа), если установлены графитовые подшипники, а жидкость
отбирается из напорного патрубка, специальное охлаждение цирку-
лируемой жидкости не предусматривается.
Если температура жидкости будет выше, то применяется охлаж-
дение циркулируемой жидкости холодной водой в специальных
охладителях. Таким образом в этих конструкциях имеются два
циркуляционных контура — высокого и низкого давления (см.
рис. 187).
В контуре высокого давления циркуляция жидкости осущест-
вляется, как правило, уже не за счет разности давлений иа нагне-
тании и всасывании, а вспомогательным рабочим колесом, встроен-
ным в корпус электродвигателя (см. рис. 185 и 187). Такой автоном-
ный циркуляционный поток не только обеспечивает большую сте-
пень чистоты смазывающей и охлаждающей Леды, но и позволяет
резко уменьшить размеры водоохладителя благодаря значительно
34 1
меньшему перепаду температуры воды на входе и выходе из охла-
дителя. Расход жидкости в контуре высокого давления — 0,5—2%
от производительности основного насоса, в зависимости от его раз-
мера.
В зависимости от условий эксплуатации в контуре может быть
установлена термостатически действующая система, сигнализирую-
щая о превышении допустимой температуры жидкости. Термостат
располагается в кармане корпуса двигателя; при повышении тем-
пературы контакт замыкается и включается сигнал — световой или
звуковой, или тот и другой одновременно.
Из охлаждающего контура низкого давления — в том случае,
если охладитель вынесен (см. рис. 187), а не расположен на корпусе
статора, как на рис. 185,— жидкость направляется в специальную
полость, охватывающую корпус двигателя, для его охлаждения.
Кроме того, целесообразно охлаждающую воду из контура низ-
кого давления направить через полость промежуточной части, ко-
торая соединяет насос и электродвигатель (см. рис. 188). Это осо-
бенно важно в случае выхода из строя электронасоса или при его
остановке, когда жидкость в контуре высокого давления уже не
циркулирует, а тепло от корпуса насоса к корпусу электродвига-
теля еще передается.
Удаление воздуха. Надежная работа подшипников может быть
обеспечена только при условии полного удаления воздуха из кор-
пуса электродвигателя.
У вертикальных электронасосов при заполнении корпуса дви-
гателя жидкостью воздух скапливается в его верхней части; чтобы
избежать работы подшипников всухую, в частности при пуске, в
самой верхней части корпуса должно быть предусмотрено устрой-
ство для удаления воздуха.
В горизонтальных электронасосах возможность удаления воз-
духа цз корпуса двигателя зависит от конструкции. Например, в
насосе да рис. 181 оно происходит неполностью; при заливке обра-
зуется воздушная подушка с давлением, равным давлению жид-
кости. Во время работы насоса жидкость, как имеющая больший
удельный вес, отбрасыазется за счет центробежной силы к перифе-
рии и образует цилиндрическое кольцо, а воздух, как среда более
легкая, вытесняется к центру; поэтому создается опасность работы
подшипников всухую, в особенности в момент пуска. Так будет про-
должаться до тех пор, пока весь воздух не будет продут или погло-
щен протекающим циркуляционным потоке»! жидкости; даже при
последующем полном удалении воздуха подшипники все же могут
быть повреждены из-за работы всухую в момент пуска. Присутст-
вие воздуха может также нарушить нормальную работу разгрузоч-
ного устройства для уравновешивания осевого усилия (см. рис. 182).
Вполне надежное удаление воздука из корпуса электродвига-
теля обеспечивается в электронасосе на рис. 182; здесь воздух мо-
жет выйти в напорный патрубок через отверстие, по которому под-
342
водится жидкость для смазки подшипников и охлаждения двига-
теля.
В электронасосе с наружным циркуляционным охлаждающим
контуром и вспомогательным рабочим колесом (см. рис. 183) пред-
усмотрен уравнительный сосуд 4, в котором скапливается воздух
при заливке насоса, а также воздух, выделяющийся во время ра-
боты; через определенные промежутки времени он удаляется
с помощью воздушной пробки, установленной в верхней части
сосуда.
Для наиболее полного удаления воздуха наполнение корпуса
электродвигателя перекачиваемой жидкостью следует производить
очень медленно.
Тепловая защита. В бессальниковых насосах жидкость в кор-
пусе электродвигателя получает тепло за счет электрических по-
терь в проводах, в железе статора и ротора и в экране.
Вторым источником является выделение тепла в результате
гидравлических потерь, которые связаныс трением жидкости в зазоре
между экраном статора и ротором, а также трением жидкости о
торцовые поверхности сердечника ротора, в подшипниках и цирку-
ляционном контуре.
Если перекачиваемая насосом среда имеет высокую температуру,
то жидкости может быть переданотепло непосредственно через стенки
корпуса, благодаря прямому контакту корпусов насоса и электро-
двигателя, или посредством конвекции (перемешивания жидкости
в насосе и электродвигателе) и теплоизлучения.
У некоторых насосов количество выделяемого при этом тепла
больше, чем при электрических потерях.
Очевидно, что обычные средства для отвода тепла, применяемые
в электродвигателях с воздушным охлаждением, здесь непригодны,
так как необходимо искусственно охлаждать жидкость, циркули-
рующую через электродвигатель. Тепло, выделяемое в результате
электрических потерь в экране статора и трения воды, непосред-
ственно воспринимается циркулирующей жидкостью, которая
охлаждает соприкасающиеся с ней детали и узлы.
Чтобы свести к минимуму передачу тепла от корпуса насоса к
корпусу электродвигателя и поддерживать в последнем темпера-
туру воды значительно более низкую, чем в насосе, предусматри-
вают так называемую тепловую защиту: между корпусами насоса
н электродвигателя устанавлиазют проставку с небольшим попе-
речным сечением. Иногда эта проставка выполняется с внутренней
камерой, к которой может быть подведена охлаждающая вода из
постороннего источника; это особенно важно для стояночного ре-
жима, когда нет циркуляции перекачиваемой жидкости через
электродвигатель и, следовательно, тепло от него не отводится.
Другая разновидность тепловой защиты — это проставка (см.
рис. 185) — сварная деталь из двух половин с воздушным проме-
жутком между ними.
343
Тепловая защита у насоса на рис. 188 конструктивно выпол-
нена как совокупность обоих упомянутых выше разновидностей —
узкая переходная проставка и набор перегородок, образующих
воздушные промежутки; кроме того, в конструкции насоса преду-
сматривается охлаждение узла тепловой защиты водой из контура
низкого давления.
Передача тепла путем конвекции происходит по единственной
коммуникации, соединяющей горячую жидкость в корпусе насоса
и охлажденную в корпусе электродвигателя,— по небольшому ще-
левому зазору в месте проходе вала через узел тепловой защиты.
Нормально любой обмен жидкостью через этот уплотнительный за-
зор может происходить лишь как результат диффузии или могущих
встретиться в эксплуатации небольших колебаний давления в кор-
пусах насоса и электродвигателя.
Подшипники. Большое значение для работы бессальниковых
насосов имеет правильный выбор материала и конструкции подшип-
ников, которые работают на водяной смазке с заметно высокой
температурой. Вода, как известно, имеет небольшую вязкость,
поэтому нагрузочная способность подшипника с водяной смазкой
примерно в 10 раз меньше нагрузочной способности подшипника
тех же размеров, но с масляной смазкой. С повышением темпера-
туры воды нагрузочная способность подшипника падает.
Кроме того, вода способствует коррозии поверхности подшип-
ников, особенно при бездействии насоса. Для вкладыша подшип-
ников очень широко используется графит, входящий в различных
количествах в материалы, из которых изготавливается вкладыш.
Графит хорошо смачивается водой, хорошо притирвется со многими
металлами, легко обрабатывается и позволяет получить поверхность
трения очень высокого качества. Он обладает хорошей износостой-
костью и низким коэффициентом трения даже в момент пуска. К тому
же графит обладает свойством самосмазываемости, благодаря чему
насос может какое-то время работать всухую, без смазки.
Недостатком является небольшая нагрузочная способность гра-
фита: нормально допустимое удельное давление ие превышает обыч-
но — 1,5—3 кГ/см*.
Графит — хрупкий материал, поэтому графитовый вкладыш дол-
жен иметь особую конструкцию крепления и монтажа. Шейку под-
шипника следует выполнять из материала с твердой поверхностью,
например из азотированной нержавеющей стали, или нержавеющей
стали, наплавленной стеллитом.
В некоторых типах погружеых насосов применяют вкладыши
из искусственных материалов (текстолит, древопластик), а шейку —
из закаленной стали.
В связи с увеличением размеров насосов и, следовательно, удель-
ных давлений на подшипники применение графита не всегда может
быть желательно. Поэтому для бессальниковых насосов все шире
используются подшипники, у которых и вкладыш и шейка изготов-
344
лены из азотированной нержавеющей стали или стеллита. Азоти-
рование повышает твердость поверхности и одновременно улучшает
антифрикционные свойства стали.
Лучше всего работают те подшипники, у которых поверхности вкладыша
и шейки наиболее твердые; это справедливо и для графитового вкладыша.
Поверхности шейки и вкладыша с небольшой и средней твердостью показы-
вают худшие результаты.
Хромированные шейки оказывают хорошее сопротивление из-
носу в паре со многими материалами, из которых изготовлен вкла-
дыш. но широкого применения они ие нашли, так как хромирован-
ная поверхность подвержена разрушению (расслаиванию и рас-
трескиванию).
Зазор в опорных подшипниках в холодном состоянии обычно
принимается в пределах от 0,06 до 0,075 мм на диаметр.
Особое внимание следует обратить на качество обработки по-
верхностей трущейся пары: при тонкой смазочной пленке шерохо-
ватость поверхности не должна превышать 2—5 мк.
В бессальниковых насосах с экранированным электродвигате-
лем, в особенности у горизонтальных, где подшипники восприни-
мают вес ротора, разгрузке опорных подшипников способствует
зазор достаточно большой длины между экраном и ротором; при
работе насоса и вращении жидкости в зазоре возникает усилие, про-
тиводействующее проседанию ротора, и последний как бы всплы-
вает.
Электродвигатель. В качестве электропривода в бессальниковых
насосах могут быть применены только асинхронные электродвига-
тели переменного тока с короткозамкнутым ротором, для которых
не требуется непосредственного контакта ротора с внешними не-
подвижными частями (возможность такого контакта в условиях омы-
вания двигателя жидкостью исключается).
Электродвигатель охлаждается жидкостью. Статор представ-
ляет собой наружный корпус, в который запрессован пакет актив-
ного железа. В пазы пакета уложена обмотка. У насосов мокрого
типа она выполняется из водоупорной изоляции, не требующей за-
щиты от воды или другой жидкости. Такая изоляция изготовляется
из полихлорвинилового пластиката (см. рис. 190) или толстого слоя
полиэтилена (см. рис. 188), подвергающегося предварительно уме-
ренной радиации для повышения теплостойкости. Полиэтиленовая
изоляция показала вполне удовлетворительные результаты при дли-
тельней работе в воде с большим давлением (до 200 кПсм*).
Экран, устанавливаемый между ротором и статором в электро-
насосах полумокрого типа, должен иметь минимальную толщину:
не более 0,5 мм. Он выполняется из аустенитной нержавеющей стали
в виде рубашки, которая плотно насажена по внутренней поверхно-
сти статора. Материал экрана должен обладать высоким электри-
ческим сопротивлением, хорошими антикоррозионными свойст-
вами, высокой прочностью и пластичностью4-*
345-
Экран проходит вдоль всей длины статора и тщательно уплот-
няется на обоих концах. У насосов, рассчитанных на систему высо-
кого давления, примерно от 100 кПсяР- и выше, концевые части тон-
костенного экрана, вне пакета активного железа, такого давления
выдержать не могут, поэтому в этих местах предусматривается под-
крепление экрана в виде дополнительной рубашки (см. рис. 185),
планок (см. рис. 183) или самой конструкцией корпуса статора
(рис. 187).
На случай прорыва тонкостенного экрана корпус статора и ко-
робка выводов рассчитываются на полное давление системы.
Серьезной проблемой является надежное уплотнение мест со-
единения экрана с корпусом; абсолютная плотность может быть до-
стигнута только приваркой экрана к корпусу насоса или электро-
двигателя. При этом возможен демонтаж деталей статора без раз-
борки всего насоса и удаления из него воды.
Ротор выполняется в ваде так называемой беличьей клетки, т. е.
системы стержней из меди, алюминия или других металлов, уло-
женных в пазы ротора и присоединенных по торцам к короткозз-
мыкающим кольцам. Сердечник ротора составляется из штампован-
ных дисков электротехнической стали, насаживаемых на вал дви-
гателя и спрессованных в осевом направлении упорными шайбами.
В насосах большой мощности сердечник изготавливается из одной
поковки, иногда заодно с валом; в выфрезерованные на его поверх-
ности пазы закладываются стержни, скрепляемые по торцам коль-
цами. Если насос предназначен для перекачивания агрессивных
сред, которые могут вызвать коррозию сердечника ротора, сердеч-
ник защищают рубашкой-экраном, подобно экрану статора, изго-
товляемой также из немагнитной нержавеющей стали; экран плотно
насаживается на ротор и приваривается к нему. С торцов ротор
также закрывается защитными листами, привариваемыми к ротору
и валу. Вал — из нержавеющей стали.
Большое значение для надежной работы электродвигателя имеет
эффективный отвод тепла. У электродвигателей мокрого типа об-
мотка, особенно ее лобовые части, железо статора и ротора непо-
средственно омываются жидкостью, поэтому условия отвода тепла
весьма благоприятны. Двигатели работают вполне надежно, если
температура жидкости в корпусе ие превышает 50—60° С. Изо-
ляция выбирается с учетом давления жидкости в двигателе.
Экранированные электродвигатели могут работать при более
высоких температурах жидкости, до 130° С (см. рис. 184). Для луч<
шего отвода тепла предусматривают ряд специальных мер, напри-
мер устанавливают медные пластины между витками обмотки в ло-
бовых частях, которые непосредственно соединены с корпусом
мотора, охлаждаемым водой, или увеличивают сечение провода
в лобовых частях для уменьшения электрических потерь.
К. п. д. экранированных электродвигателей ниже, чем у обыч-
ных; это объясняется дополнительными потерями в экране из-за
346
большого зазора между железными пакетами ротора и статора —
— 0,8 мм на сторону, включая толщину экрана. Кроме того, воз-
никают дополнительные потери из-за трения цилиндрической и
торцовых поверхностей ротора о жидкость.
На рис. 191 показаны кривые потерь в экранкрованном электро-
двигателе. К- п. д. электродвигателя равен 75%, примерно на 10%
меньше, чем к. п. д. нормального электродвигателя с небольшим воз-
душным зазором. В действитель-
ности эта разность меньше, так
как у бессальниковых насосов
отсутствуют потери в сальнике
и подшипниках самого насоса.
Рис. 192. Характеристики электро-
двигателя мокрого типа.
Рис. 191. Характеристики электро-
двигателя полумокрого типа.
Потери в экранированном электродвигателе составляют (в про-
центах): электрические — 4—5; трения — 3—5; в экране— 10—15.
Как видно, наиболее значительными являются потери в экране,
Поэтому экран должен быть как можно более тонким и полностью
немагнитным. К. п. д. электродвигателей мокрого типа будет выше
на величину потерь в экране статора экранированного двигателя;
в особенности это проявляется в двигателях большой мощности.
На рис. 192 показаны характеристики электродвигателя мок-
рого типа (см. насос на рис. 190), у которого воздушный зазор на
сторону между ротором и статором равен 0,6 мм.
76.	Осевое усилие
Величина допустимого напора у бессальниковых насосов за-
висит в основном от способа восприятия гидравлического осевого
усилия, которое пропорционально напору. обычных центробеж-
ных насосов неуравновешенное осевое усили£*воспринимается рас-
347
положенным вне насоса упорным подшипником качения, или под-
шипником скольжения с масляной смазкой, допускающим большие
удельные давления. Так как бессальниковые насосы наружного
подшипника ие имеют, осевое усилие должно быть воспринято либо
внутренним подшипником с водяной смазкой, либо гидравлическим
уравновешивающим устройством.
Осевое усилие, если оно не уравновешено, воспринимается са-
моустанавливающимся упорным подшипником или подшипником
фланцевого типа (в горизонтальных насосах); поскольку для вкла-
дыша чаще всего применяется
пока графит или какой-либо
.	искусственный материал (тек-
|	I	столит, древопластик и т. п.),
г	|	больших нагрузок допустить
к	I	нельзя. Отсюда следует, что
Тр	В	насосы, у которых осевое
J	|	усилие должно быть полно-
— J ~ j	J;	стью воспринято упорным
ГЩ111РИ~<1ЛШП]1' Ч?"' подшипником, могут	быть
g	рассчитаны только на неболь-
L	шие и средние напоры,	при-
|	мерно до 100 м вод. ст.	На-
сосы, в конструкции которых
Рис. 193. Действие осевого усилия в го
ризонтальном насосе с внешним подводом
жидкости.
предусмотрено уравновеши-
вающее устройство (см. рис.
182), могут быть рассчитаны
на любое встречающееся
в практике значение напора.
Большим достоинством бессальниковых насосов является от-
сутствие у них осевого усилия на торец вала, которое достигает боль-
шого значения у обычных консольных насосов при большом дав-
лении воды в системе/
Ниже определяется величина осевого усилия на ротор для не-
которых конструкций бессальниковых насосов.
В горизонтальном насосе (см. рис. 181) на рабочее колесо
насоса действуют две силы (рис. 193):
F, — на кольцевую поверхность, образованную различными диа-
метрами уплотнения на переднем и заднем дисках рабочего колеса,
слева направо (знак плюс);
— на кольцевую поверхность, образованную диаметром
уплотнения на заднем диске рабочего колеса и диаметром втулки,
справа налево (знак минус).
Для практических расчетов сила Fa принимается равной
0,1—0,25 от осевого усилия, рассчитанного для случая, когда
уплотнение на заднем диске колеса отсутствует; сила F8 тем меньше,
чем больше число разгрузочных отверстий в колесе, чем длиннее
щель и чем меньше зазор в уплотнении.
348
В соответствии с формулой (129)
«4
(2S,)
Fa - (0.1 = 0.25) J 2™1г | и, -£ (1 -	]1 =
= (0.1 -0.25)-^«-<) р_(1-?1±±)К|. (282)
Вода для смазки подшипников и охлаждения двигателя подво-
дится из напорного патрубка к заднему подшипнику с давлением
4Hl = ai-fH.	(283)
Это давление меньше, чем давление \Н в патрубке, на величину
потерь трения в обводной линии, которые учитываются коэффициен-
том av Тогда сила на торец вала со стороны заднего подшипника
при давлении на всасывании, близком к нулю, направленная справа
налево, будет	’
F, = d^H1 = — d^H.	(284)
При большом давлении на всасывании необходимо в формулу (284)
подставить значение напора насоса.
Сила Ft, действующая на заднюю торцовую поверхность сердеч-
ника ротора, также направлена справа налево. Давление в задней
камере корпуса электродвигателя меньше давления на торец вала
на величину потерь в зазоре подшипника и радиальных сверлениях
(285)
При вращении ротора образуется параболоид вращения, соз-
дающий противодавление. Таким образом сила Ft может быть вы-
ражена как
349
На переднюю поверхность сердечника ротора электродвигателя
действует сила
F6 = aaF«,	(287)
где коэффициент аа учитывает потери hr циркуляционного потока
в зазоре между экраном статора и ротором
33	(288)
Сила, возникающая из-за изменения количества движения на
входе в колесо, может быть определена по формуле (130)
Таким образом, результирующее уси-
лие
+ f, + F„. (289)
Как видно, при одинаковом диаметре
уплотнительных колец и внешнем под-
воде циркуляционного потока жидкости
к заднему подшипнику, т. е. когда от-
сутствует составляющая Fx, осевая сила
всегда направлена в сторону всасывания
и больше, чем осевая сила в обычном
центробежном одноступенчатом насосе
с рабочим колесом тех же размеров и
с такой же системой разгрузки.
Применяя уплотнения различных Диа-
метров, можно уменьшить эту силу до
желаемого значения.
В вертикальном насосе (см. рис. 186
и 194) осевые силы Fx и f2, действую-
щие на диски рабочего колеса, полно-
стью определяются по формулам (281) и (282) для соответствующих
усилий насоса (см. рис. 193).
Давление воды в пространстве над упорным гребнем подшип-
ника — также по аналогии с насосом на рис. 193 — может быть вы-
ражено как
чНх = ах1Н.	(290)
При вращении упорного гребня над ним создается параболоид вра-
щения, влиянием которого на величину давления нельзя пренебречь
из-за заметной окружной скорости; таким образом сила иа гребень,
направленная вниз, будет
F.= [ l^rdrk;-
А-о	r-o '	' r '
350
<29i>
Силы Fa и F6, направленные на верхнюю и нижнюю торцовые поверх-
ности сердечника ротора электродвигателя, а также сила Г2В опреде-
ляются аналогично соответствующим силам в насосе на рис. 193
При вертикальном ис-
полнении насоса возникает
дополнительное усилие от
веса ротора О.
Поэтому результирую-
щая сила
F=Ft—F2—Fs—
-F< + F6 + F„-G.(2Q2)
В горизонтальном на-
сосе (см. рис. 182 и 195)
составляющая Fx осевой
силы равна нулю, так как
диаметры уплотнений на
переднем и заднем дисках Рис. 195. Действие осевого усилия в го
колеса равны между собой, риэонталыюм насосе с внутренним подво
Сила Fe может быть опре-	№М
делена по формуле (292).
Давление воды в передней камере корпуса электродвигателя,
которая подводится из напорного патрубка насоса, практически
равно давлению вода в самом патрубке, так как поверхность филь-
тра в несколько раз больше сечения подводящего канала, и длина
последнего незначительна:	Н.
На переднюю торцовую поверхность сердечника ротора слева
направо действует сила
(293)
Сила Ft, действующая на заднюю торцовую поверхность сердеч-
ника ротора и направленная в сторону всасывания, меньше силы
Fs иа величину Потерь давления hr в зазоре между экраном и ро-
тором
Л = aiFs,	(294)
где
351
Так как вода, прошедшая через зазор в заднем подшипнике,
попадает во всасывающую полость колеса через осевое сверление
вала насоса, то на торец вала сила не действует. Силой же, дейст-
вующей на торцовые поверхности втулок подшипников, можно пре-
небречь, ввиду относительно небольшой площади поверхности и
небольшой разности давлений, действующих на иих.
Силу F^, напрааленную на колесо в результате изменения ко-
личества движения, определяем по формуле (130).
Результирующая сила
F = F*-Fa + Ft-Fze,	(295)
следовательно, при прочих равных условиях при внутреннем под-
воде воды для смазки подшипников и охлаждения электродвига-
теля сила должна быть меньшей, чем при внешнем подводе. Объяс-
няется это тем, что разность сил, действующих на торцовые поверх-
ности сердечника ротора электродвигателя, действует в направле-
нии, противоположном действию силы Fa, а сила на торец вала прак-
тически отсутствует.
В насосе на рис. 182, в связи с предусмотренной возможностью
осевого перемещения ротора и связанного с этим повышением или
понижением давления в соответствующих камерах электродвига-
теля, силы F3 и Ft при установившемся режиме принимают значе-
ния, обусловливающие получение равнодействующей осевой силы,
равной нулю:
Fi = Fa -}- Ft - (Fs I- FZB) = 0.	(295)
Пользуясь вышеприведенным способом определения осевой силы,
можно легко рассчитать осевую силу для бессальникового насоса
любой конструкции, в частности и для насоса со вспомогательным
рабочим колесом, установленным в циркуляционном ковтуре.
77.	Пуск и работа
При пуске и работе бессальниковых насосов необходимо соблю-
дать следующие условия;
—	перед пуском н насос и корпус электродвигателя должны
быть обязательно заполнены холодной перекачиваемой жидкостью.
Пуск электронасоса при незаполненном корпусе двигателя ни в
коем случае не допускается;
—	электронасос следует заполнять жидкостью постепенно, чтобы
обеспечить полное удаление воздуха, которое обычно происходит
медленно; для горизонтальных насосов рекомендуемое время на-
полнения — 15—20 мнн.;
—	если вода для охлаждения двигателя и смазки подшипников
подводится нз напорного патрубка, в ием необходимо установить
фильтр; фильтр ни в коем случае ие рекомендуется устанавливать
352
на всасывании, так как при загрязнении фильтра корпус двигателя
может остаться без воды и подшипники сгорят;
—	у насоса со встроенным фильтром при перекачивании очень
загрязненной жидкости нельзя полностью закрывать напорный клин-
кет, так как может засориться поверхность фильтра;
—	поскольку у бессальниковых насосов нет выступающего вала,
то правильное направление вращения электронасоса может быть
определено только по показаниям приборов и характеристике на-
соса;
—	проверить надежность работы подшипников можно при по-
мощи замера вибрации во время работы; при разработанных под-
шипниках вибрация сказывается значительно сильнее. Об износе
подшипников можно судить и по возникающему шуму при пуске
и остановке электронасоса;
—	бессальниковый насос не должен долго работать при закры-
том напорном илинкете;
—	при разборке насоса его следует осушить; в случае агрессив-
ной жидкости корпус электронасоса должен быть полностью обез-
врежен.
23
Б М
Часть четвертой
ПРИВОДЫ НАСОСОВ
Глава 19 ’
ТУРБОПРИВОД
На судах, где главными дангателями являются паровые тур-
бины, в качестве привода для насосов и других вспомогательных
механизмов используются также паровые турбины.
Преимущества:
—	для привода вспомогательных механизмов используется тот
же вид энергии, что и для главного двигателя; это повышает
эксплуатационную надежность всей установки;
—	относительно легко и просто осуществляется плавное регу-
лирование числа оборотов в большом диапазоне его изменения;
—	габариты и вес турбопривода меньше, чем у электропривода, '
в особенности при больших значениях мощности;
—	выбор расчетного числа оборотов практически не ограничен,
поэтому можно непосредственно соединить насос с приводом там,
где это целесообразно.
Недостатки:
—	меньшая экономичность', вспомогательные судовые меха- ,
низмы должны быть легкими, конструктивно простыми и малогаба-
ритными, поэтому паровая турбина вспомогательных механизмов
выполняется с небольшим количеством ступеней (в большинстве
случаев с одной ступенью), на которых не может быть рационально :
сработан большой теплоперепад. При повышенных параметрах •'
пара — начальном давлении и температуре свежего пара — тепло- J
перепад увеличивается, и создание малогабаритных механизмов I
особенно затруднительно. Из этих соображений предусматривают
работу вспомогательных механизмов на насыщенном илн слабо пе-
регретом паре, объединяют несколько механизмов в один агрегат,
применяют повышенное противодавление и т. д. Выполнение всех ’
этих мероприятий зависит от тепловой схемы, расположения ме- а
ханизмов и других факторов. В связи с увеличением мощности си- ,
ловых установок и одновременным увеличением мощности обслу- 1
живающих их вспомогательных механизмов, турбопривод таких
механизмов, как питательные насосы и котельные вентиляторы,
играющих существенную роль в повышении экономичности всей
установки, выполняется иногда с большим числом ступеней;
354
—	усложнения при эксплуатации, так как турбопривод требует
большего внимания со стороны обслуживающего персонала;
—	необходимость принимать меры, предотвращающие попада-
ние на горячие паропроводы легковоспламеняющихся материалов
и сред;
— значительная протяженность коммуникаций и большое тепло-
излучение.
78. Характеристики
Чтобы рационально использовать унифицированный' паровой
турбинный привод, необходимо иметь его характеристические кри-
вые. Эти кривые получаются в результате испытаний и показывают
зависимость между различными переменными величинами, опреде-
ляющими эксплуатационные возможности привода; давление све-
жего пара перед соплами, число оборотов, мощность и расход пара.
Температура свежего пара и противодавление в условиях эксплуа-
тации, как правило, остаются неизменными.
На рис. 196 показана зависимость мощности и удельного расхода
пара от числа оборотов для различных значений постоянного дав-
ления перед соплами; по аналогии с характеристиками насосов они
могут быть названы универсальными характеристиками. Характе-
ристики строятся при постоянном противодавлении и для каждой
комбинации полностью включенных групп сопел. Для построения
универсальной характеристики предварительно должны быть сняты
зависимости между мощностью и давлением пара перед соплами при
постоянном числе оборотов и между расходом пара и давлением пе-
ред соплами. Участки кривых, отмеченные, сплошной линией, по-
23*
355
Основные данные некоторых турбоприводов
Раамер. I______________________Турбоприаоды
строены по опытным данным; участки, отмеченные пунктиром, по-
строены путем экстраполирования. Поскольку известны удельный
расход пара и мощность, можно легко определить общий расход
пара.
Располагая такой характеристикой, можно при заданной про-
изводительности, напоре и числе оборотов насоса и известней мощ-
ности получить полное суждение об экономичности работы привода
на данном режиме и о параметрах, требующихся для его обеспе-
чения.
На рис. 197 изображены совмещенные характеристики турбо-
привода и насоса, показывающие экономичность агрегата в целом.
На одну и ту же сетку координат нанесены кривые напор — про-
изводительность насоса для различных чисел оборотов и кривые
постоянного расхода пара при различных постоянных давлениях
пара перед группами сопел. Кривые постоянного расхода пара по-
лучены путем соединения точек, отвечающих режимам с определен-
ными значениями Q, Н и п и одинаковым расходом пара. Совмеще-
ние кривых насоса и турбопривода дает известные эксплуатацион-
ные удобства.
Часто ограничиваются тем, что указывают зависимость расхода
пара от производительности при работе насоса с постоянным чис-
лом оборотов или же с постоянным давлением, в зависимости от
назначения насоса и способа его регулирования (см. рис. 61). Кроме
того, определяется еще зависимость расхода пара от дааления пе-
ред соплами и зависимость расхода пара от противодавления для
данного режима нагрузки. Такие характеристики представляют,
конечно, меньшую ценность, чем полные.
При составлении предварительного теплового баланса проек-
тант должен располагать данными о примерной экономичности при-
вода вспомогательных механизмов, полученными по результатам
испытаний; на практике проектант редко располагает такими дан-
ными. В табл. 12 приведены значения эффективного к. п. д. отдель-
ных турбоприводов.
79- Конструкция
В большинстве случаев, в соответствии с заданными характе-
ристиками, число оборотов насоса должно быть относительно не-
большим, при котором, однако, турбина получается неэкономичной
и конструктиаво трудно выполнимой.
В зависимости от расчетного числа оборотов и мощности насоса
паровая турбина соединяется с насосом или непосредственно, или
через зубчатую передачу, которая позволяет и иасосу и турбине
работать со своим оптимальным числом оборотов.
Зубчатая передача встраивается в турбину; такой привод на-
зывается турборедуктором.
Непосредственно соединять привод с насосом рекомендуется
в тех случаях, когда имеется высокое рабочее число оборотов И
357
применение редуктора, усложняющего конструкцию, не дает су-
щественного выигрыша в экономичности; либо когда решающим яв-
ляется не экономичность, а простота конструкции и низкий уровень
шума и вибраций.
Целесообразность применения того или иного типа привода
определяется в каждом конкретном случае путем сравнения резуль-
татов проектной проработки.
Турбоприводы имеют разнообразное конструктивное исполне-
ние и различаются, в частности, по способу соединения вала насоса,
с валом турбины кли редуктора.
Насос и привод могут иметь одни общий вал; при раздельных
валах оии могут быть соединены жесткой или гибкой муфтой. При-
менение общего вала, а также жесткой муфты, упрощает конструк-
цию, так как уменьшается количество подшипников, отпадает на-
добность в двух упорных подшипниках, уменьшаются габариты и
вес механизма; но общий вал усложняет сборку и разборку меха-
низма, делает более вероятным выход из строя привода в случае
повреждения насоса, а также нарушает автономность обеих частей
механизма.
Гибкая муфта облегчает центровку механизма и уменьшает воз-
можность повреждения подшипников привода и редуктора при из-
носе подшипников насоса, при вибрации и т. д. Кроме того, гибкая
муфта позволяет просто произвести раздельные испытания привода,
соединенного с тормозом, и насоса, спаренного с электродвигателем,
для определения их экономических показателей. Если определить
экономичность механизма в целом—в виде расхода пара на гидрав-
лическую лошадиную силу в час, то нельзя установить к. п. д.
насоса и привода в отдельности, а это не позволяет принять эффек-
тивные меры для повышения экономичности.
На рис. 198 показан вертикальный турборедуктор. В общем кор-
пусе смонтированы активная турбина с одним трехвенечным коле-
сом 1, одноступенчатая зубчатая передача 8, привод к регулятору
скорости 11 и зубчатому масляному насосу 10. Расположение ча-
стей турборедуктора удобно для осмотра и обслуживания. Все три
вала — турбины, колеса редуктора и привода к регулятору и мас-
ляному насосу — расположены в одной плоскости так, что при
снятии крышек открывается доступ ко всем основным унлам тур-
боредуктора.
Корпус 15турборедуктора представляет собой стальную отливку
и имеет горизонтальный фланец для крепления к корпусу насоса
и вертикальный фланец для крепления крышек турбины и редуктора.
На корпусе имеется также фланец для крепления сегмента со-
пел; к корпусу присоединен и патрубок отработанного пара. Ниж-
няя часть корпуса редуктора служит маслосборником, в котором
установлен маслоохладитель 5.
Ротор турбины состоит из вала 4, откованного заодно с шестер-
ней зубчатой передачи и консольно насаженного на вал диска 1
358
Рис. 198. Вертикальный турборедуктор.
359
турбины. В нижней утолщенной части вала расположен регулятор
7 предельного числа оборотов бойкового типа.
Зубчатое колесо на шпонках насажено на вал, который соеди-
няется с валом насоса жесткой муфтой. Над колесом установлена
шестерня 12 для привода регулятора скорости. Вал турбины вра-
щается в двух опорных подшипниках скольжения 3, залитых бабби-
том; осевое усилие воспринимается упорным подшипником 6 ко-
лодочного типа. Вал 9 колеса редуктора вращается в двух радиаль-
ных шарикоподшипниках 14, третий — радиально-упорный ша-.
рикоподшипник 13 служит только для восприятия осевого усилия.
Смазка подшипников производится маслом, подаваемым собствен-
ным зубчатым насосом. На выходе вала из корпуса турбины уста-
новлено угольное уплотнение 2.
80. Система смазки
Большинство вспомогательных механизмов с турбоприводом
снабжено автономной системой смазки, которая обеспечивает не-
прерывную подачу масла под давлением к подшипникам турбопри-
вода и подачу его в систему регулирования, когда последняя ра-
ботает на принципе использования давления масла.
В систему смазки входят: маслосборник, насос, маслоохлади-
тель, фильтр, предохранительный клапан, масломерный прибор,
манометры для замера давлений, термометры и различная арматура.
На рис. 199 показана принципиальная схема смазки: масло из
резервуара, совмещенного с фундаментной рамой 1, забирается мас-
ляным насосом 10, затем проходит последовательно через фильтр 8,
маслоохладитель 6, поступает в напорный маслопровод и оттуда
к подшипникам 2. В этой системе предусмотрен ряд предохранитель-
ных устройств: байпас фильтра (не показан на рисунке), байпас мас-
лоохладителя 7, предохранительный клапан 4.
Если по какой-либо причине фильтр выйдет из строя, то предо-
хранительный клапан, установленный в корпусе фильтра на раз-
ность давлений —0,75' кГ/см*. автоматически перепускает масло
помимо фильтра.
Байпасом маслоохладителя яаляется четырехходовый кран, рас-
положенный перед маслоохладителем; в случае необходимости вы-
ключить маслоохладитель для осмотра или ремонта масло поворо-
том крана перепускается в маслопровод, минуя маслоохладитель.
Останавливать при этом турбину не надо.
На напорном маслопроводе за маслоохладителем установлен
предохранительный клапан, которым регулируется давление у под-
шипника в пределах от 0,5 до 1,0 кГ.!см\ в среднем —0,7 кГ/см*.
Этого давления достаточно, чтобы обеспечить подачу масла к под-
шипнику и преодолеть потери в маслопроводе. Из каждого подшип-
ника масло сливается в резервуар через свой самостоятельный мас-
лопровод. Падение давления ниже заданного минимального предела
недопустимо, так как из-за недостатка смазки может произойти ава-
360
рия; слишком большое давление тоже недопустимо: оно может при-
вести к тому, что будет разорвана масляная пленка между шейкой
вала и вкладышем подшипника.
Помимо манометра, установленного на напорной линии, реко-
мендуется также установить манометры 9 после и, в особенности,
до фильтра. Если манометр показывает перед фильтром давление
ниже обычного при нормальном числе оборотов, это свидетельст-
вует о падении подачи насосом смазки вследствие неплотности вса-
сывающей линии, загрязнения ее или износа насоса. Если манометр
Рис. 199. Схема смазки:
за фильтром показывает сильное падение давления, в то время как
перед фильтром оно несколько повысилось, это означает, что фильтр
загрязнен.
На сливных линиях или на корпусе подшипников устанавли-
ваются термометры 3. Предусмотрены также масломерный прибор
12, спускной клапан 11 и указатель тока масла 5.
Температура масла на входе и выходе может изменяться в за-
висимости от вязкости масла и конструкции подшипника.
В качестве смазочной среды рекомендуется применять хорошо
очищенное нейтральное масло, предпочтительно турбинное. Масло
должно быть свободным от кислот, грязи и не должно смешиваться
с водой. Содержание воды в масле не должно превышать I %, в про-
тивном случае его необходимо отсепармровать. Если в масле обра-
зовались мыла, оно должно быть заменено новым.
Верхний допустимый предел температуры йасла тем больше, чем
выше вязкость масла, обычно 60—65° С. Однако многие поставщики
- .	361
допускают повышение температуры до 80° С При вязкости масла
5—6,5° ВУ, соответствующей 50° С.
В период пуска и остановки насоса масляный насос не подает
масла или же подает его недостаточно. Поэтому для смазки подшип-
ников, в особенности упорного, применяется ручной насос или преду-
сматриваются другие устройства, например скребковое устройство
для подшипников горизонтальных насосов (см. рис. 72), масляные
ванны для подшипников горизонтальных (см. рис. 76) и вертикаль-
ных (см. рис. 198) механизмов, пусковые электронасосы и др.
Для опорных подшипников наличие смазки в период пуска и
остановки ве имеет такого значения, как для упорных. Особенно
важно, чтобы при остановке были обеспечены смазкой упорные под-
шипники у вертикальных турбоприводов, так как при этом бабби-
товая заливка в результате нагрева ее ротором и под действием силы
веса может расплавиться и заполнить смазочные канавки. При по-
следующем пуске масло уже не поступит к подшипникам. При пуске
турбины следует накачивать масло ручным масляным насосом до
тех пор, пока число оборотов не обеспечит давления масла в системе
~ 0,3 кГ/crf.
81. Регулирование
Типы регуляторов. Все судовые вспомогательные турбомеха-
низмы, обслуживающие машинно-котельную установку, и часть
турбомеханизмов, обслуживающих системы, работают с переменной
нагрузкой.
Чтобы при автоматическом изменении нагрузки (производи-
тельности) остальные параметры изменялись в определенных пре-
делах, большинство турбомеханизмов снабжается регулирующим
устройством. Это устраняет необходимость ручного вмешательства,
которое для современных силовых установок практически неосу-
ществимо.
Назначение регулятора — автоматически поддерживать посто-
янным заданный регулируемый параметр при изменении нагрузки;
это достигается изменением количества подводимой к приводу ме-
ханизма энергии.
Регулируемыми параметрами у вспомогательных турбомеханиз-
мов являются число оборотов и давление нагнетания или разность
давлений нагнетания насоса и свежего пара.
Регулятор, поддерживающий постоянное число оборотов при
изменении нагрузки, называется регулятором скорости, а регу-
лятор, поддерживающий постоянное давленне или разность давле-
ний,— регулятором давления или регулятором разности давлений.
Регулятор, установленный на вспомогательных механизмах, обла-
дает некоторой неравномерностью, зависящей от конструкции регу-
лятора. Неравномерность регулятора выражается степенью неравно-
мерности — отношением разности максимального и номинального
значений регулируемого параметра к его номинальному значению:
362
для регулятора скорости
8Й = "ам«—”«о" 100%;	(297)
для регулятора давления
8р =	100 %.	(298)
Регулятор давления обеспечивает большую экономичность, чем
регулятор скорости, так как для данной производительности ве-
личина дросселируемого в сети напора (разность между напором
насоса по его характеристике Q—Н и сопротивлением сети) будет
меньше.
Работа механизма без регулятора. Рассмотрим режим работы
турбонасоса без регулятора.
Допустим, что количество воды, подаваемой насосом в сеть,
должно быть по условиям эксплуатации уменьшено с 700 м3/час
(см. рис. 197; точка 4) до 350 яМчас (точка В); достигается это при-
крытием клинкета на напорной линии насоса и соответствующим
перемещением характеристики сети влево. Окончательное положе-
ние характеристики сети должно быть таким, чтобы, наряду с обес-
печением подачи 350 мя/час, мощность насоса на новом режиме ра-
боты, с учетом изменившегося к. п. д. насоса, соответствоввла не-
изменному расходу пара через турбину G = 1123 кПчас, поскольку
положение парорегулирующего органа остается неизменным. Сле-
довательно, рабочая точка для нового спецификационного режима
работы насоса должна обязательно находиться на кривой постоян-
ного расхода пара, проходящей через точку А. Очевидно, что такой
точкой может быть только рабочая точка В — пересечение новой
характеристики сети с характеристикой насоса Q— Н. Такая ра-
бота механизма имеет серьезные недостатки:
— работа будет неэковомичной, так как с уменьшением нагрузки
расход пара не уменьшается;
— с уменьшением нагрузки повышается число оборотов, что
может привести не только к ухудшению условий работы подшипни-
ков, сальников, условий всасывания, недопустимому повышению
давления, но и к выключению механизма вследствие срабатывания
регулятора предельного числа оборотов;
— увеличение нагрузки сопровождается падением давления
в сети и нарушением подачи воды к другим потребителям.
Выбор типа регулятора. При проектировании вспомогательных
механизмов важно принципиально решить вопрос о необходимости
установки регулятора. Всякий регулятор приводит к усложнению
конструкции, поэтому если установка его необходима, то следует
выбрать такой тип регулятора, чтобы механизм наилучшим образом
отвечал условиям эксплуатации в отношении характеристик, эко-
номичности и надежности.	/
363
В циркуляционных насосах регуляторы, как правило, не преду-
сматриваются; однако в некоторых случаях и здесь устанавли-
вают регуляторы скорости. Система, обслуживаемая циркуляцион-
ными насосами, является автономной, с постоянным сопротивле-
нием, которое изменяется только при регулировании вручную или
за длительный период времени (засорение трубок и т. п.); поэтому
здесь нет надобности в автоматическом регулировании. Если ясе
регулятор скорости и устанавливается, то необходимо предусмо-
треть возможность ручной настройки его в большом диапазоне из-
менения числа оборотов, учитывая, что из-за изменения температуры
воды и нагрузки подача насоса не остается постоянной.
В конденсатных и бустерных насосах всегда устанааливаются
регуляторы скорости, а не регуляторы давления, так как мощность
их относительно невелика и экономичность здесь большого значе-
ния не имеет. Главным же является то, что вследствие тяжелых
условий всасывания возможен срыв насоса; при этом в результате
падения нагрузки и давления нагнетания насоса регулятор давле-
ния стремился бы открыть паровой дроссельный клапан, вместо
того, чтобы его закрыть, что привело бы к разгону турбонасоса и
последующей его остановке из-за воздействия регулятора предель-
ного числа оборотов.
Для питательных и пожарных насосов целесообразно устино-
вить регуляторы давления, так как вопросы экономичности, в осо-
бенности для питательных насосов, имеют существенное значение
в связи с большой потребляемой ими мощностью.
Кроме того, установка регулятора давления или постоянной раз-
ности давлений обеспечивает меньший перепад давлений у автомата
питания на малых нагрузках по сравнению с перепадом давлений
при постоянном числе оборотов. Этим обеспечивается большая экс-
плуатационная надежность работы автомата питания.
Для пожарных турбонасосов по условиям эксплуатации также
желательна установка регулятора давления, поскольку при по-
стоянном давлении в магистрали уменьшение подачи воды к одним
потребителям не влияет на подачу ее к другим.
Регулятор скорости. Регулятор скорости состоит из двух основ-
ных частей — импульсной и исполнительной.
Назначение импульсной части — воспринять изменение числа
оборотов и обеспечить усилие, необходимое для воздействия на ис-
полнительную часть — паровой дроссельный клапан.
Различают два принципиально отличных типа импульсной ча-
сти:
— центробежный, основанный на принципе исполь-
зования центробежной силы вращающихся грузов, расположенных
на валу привода (см. рис. 200). В зависимости от числа оборотов
грузы 3 занимают различное положение под действием центробеж-
ной силы. Изменение положения грузов вызывает перемещение
шпинделя 6, который непосредственно (или посредством процежу-
364
Рис. 200. Центробежный регулятор скорости прямого действия с дроссельным клапаном.
точного устройства) воздействует на паровой регулирующий клапан
15. Таким образом каждому положению грузов и числу оборотов
соответствует определенное открытке регулирующего клапана;
— гидравлический, основанный на принципе изменения
давления масла, подаваемого масляным насосом турбопривода. Чем
выше число оборотов привода, тем больше давление масла, и на-
оборот; изменение давления масла вызывает изменение усилия, дей-
ствующего на шток парового регулирующего клапана, непосредст-
венно, как и в первом случае или через промежуточное устройство
(см. рис. 202).
В зависимости от способа воздействия на паровой регулирующий
клапан различают регуляторы прямого и непрямого действия.
В регуляторе прямого действия усилие, развиваемое импульс-
ной частью, непосредственно действует на паровой регулирующий
клапан и устанавливает его в требуемое положение.
Одной из особенностей регулятора прямого действия является
относительно большая неравномерность, достигающая 10 % и больше»
в зависимости от конструктивного исполнения регулятора, клапана
и системы. Это объясняется тем, что усилие, необходимое для за-
крытия парового клапана, обеспечивается самой импульсной ча-
стью (центробежной силой грузов или давлением масла) н находится
в прямой зависимости от числа оборотов.
Регуляторы прямого действия могут быть применены лишь для
механизмов небольшой мощности, так как усилие, необходимое для
закрытия парового регулирующего клапана и развиваемое импульс-
ной частью, мало по своей абсолютной величине и недостаточно для
преодоления трения, веса частей, давления пара при перемещении
парового клапана. На рис. 200 показан регулятор скорости прямого
действия, установленный на многих отечественных механизмах.
Регулятор скорости расположен в верхней части корпуса турбо-
редуктора и установлен в гильзе /, навинченкой на валик 2 при-
вода к регулятору. Регулятор скорости через шпиндель 6 и шарико-
подшипник 7 посредством системы рычагов передает усилие от воз-
никающей в них центробежной силы грузов 3- При нормвльном или
низком числе оборотов центробежная сила грузов будет недоста-
точна для преодоления силы натяжения пружины 4; в этом случае
шпиндель вверх не перемещается и паровой дроссельный клапан
15 остается в верхнем установочном положении.
При снижении нагрузки число оборотов будет повышаться до
тех пор, пока грузы под действием центробежной силы, сжимая пру-
жину, поднимая шпиндель и поворачивая рычаг вокруг пальца 8,
не переместит шток 11 клапана, который прикроет паровпускные
окна настолько, что количество поступающего в турбину пара не
восстановит нормального числа оборотов при новой нагрузке в пре-
делах неравномерности регулирования.
Если требуется обеспечить на каком-либо промежуточном ре-
жиме работу насоса с меньшим числом оборотов (против того, ко-
366
торое получается при заданной неравномерности), то устанавли-
вают устройство для подрегулировки числа оборотов.
При повороте маховичка 9 палец, укрепленный в цапфе 10, пе-
ремещается вместе с ней вверх или вниз. Смещение оси качения вы-
зывает смещение дроссельного клапана в том же направлении, а
следовательно, изменяет установочное открытие окон в гнезде кла-
пана. Некоторое изменение значения номинального числа оборо-
Рис. 201. Центробежный регулятор скорости непрямого действия.
• маслоохладитель; Б — байпас маслоохладителя; Ф — фильтр; К — редукционный
ганна 1,1 кГ/см2; К> — предохранительный клапан на 2,5 кг/См*; а— к подшипникам;
Ь — к маслосборнику; с — its маслосборника.
тов турбины может быть достигнуто увеличением или уменьшением
натяга пружины регулятора при помощи гайки 14.
Регуляторы непрямого действия применяются тогда, когда пе-
рестановочное усилие, требуемое для перемещения парового регу-
лирующего клапана, больше того, которое может быть обеспечено
импульсной частью, или когда степень неравномерности должна быть
небольшой.
На рис. 201 показана схема регулятора непрямого действия с
импульсной частью центробежного типа и с масляной системой,
обслуживающей регулятор.
При пуске турбины, после открытия стопорного клапана, пар
через байпасное отверстие / поступает в турбину и начинает ее вра-
щать. При этом масляный насос подает масло в систему регулиро-
вания с давлением, достаточным для подъема поршня 5, уравкове-
367
шейного пружиной 6. При нормальной нагрузке положение паро-
вого регулирующего клапана 3, определяемое величиной подъема
поршня, таково, что число оборотов равно нормальному. При умень-
шении нагрузки число оборотов превысит рабочее, и центробежная
сила грузов 8, преодолев сопротивление пружины 7, перемещает
регулирующий клапан 9, который открывает сливное отверстие.
Давление масла на поршень снизится, поршень переместится влево,
перемещая одновременно шток 4 парового регулирующего клапана.
При этом прикроется байпас-
ный канал для пара 2, давле-
ние на тыльной стороне пор-
шня парового клапана повы-
сится и клапан начнет при-
крываться, уменьшая коли-
чество поступающего в тур-
бину пара. Одновременно
уменьшится число оборотов,
пока не наступит равновесное
состояние между центробеж-
ной силой грузов и натяже-
нием пружины регулятора
скорости.
•i
о
7
Рис. 202. Регулятор скорости гидрав-
лического типа непрямого действия.
Благодаря тому что им-
пульсная часть развивает
лишь усилие для открытия
регулирующего клапана, а
паровой дроссельный кла-
пан закрывается давлением
пара, степень неравномерно-
сти этого регулятора состав-
ляет ~ 2,5%.
На рис. 202 показ.ана схема регулятора скорости гидравличе-
ского типа. Одна из секций зубчатого масляного насоса, приводи-
мого во вращение от вала привода, подает масло к подшипвикам
и в полость А (по трубке а) над поршнем 1 сервомотора. Вторая сек-
ция подает масло с большим давлением в камеру Б под золотник 2
регулятора скорости (по трубке б).
Регулятор скорости показан в рабочем положении. При умень-
шении нагрузки число оборотов насоса, а следовательно, и давле-
ние масла в камере Б возрастают. Золотник, преодолевая сопротив-
ление пружины 3, поднимается вверх, бурт К откроет окно поршня,
и камера А соединится со сливом. Давление над поршнем упадет,
и под действием пружины 4 он совместно с паровым клапаном будет
подниматься вверх, уменьшая расход пара через турбину и ее число
оборотов до тех пор, пока не наступит равенство отдаваемой и пот-
ребляемой мощности- В этом случае установится равновесие между
давлением импульсного масла в камере Б и натяжением пружины 3,
368
24
Б. М. Певзнер
369
а следовательно и между давлением силового масла и усилием пру-
жины 4. При увеличении нагрузки процесс происходит в обратном
направлении.
Регулятор давления. Этот регулятор при изменении произво-
дительности автоматически приводит
Рве, 204. Регулятор постоянного давления
непрямого действия.
в соответствие количество
поступающего в турбину
пара, т. е. мощность тур-
бины, с измененной мощ-
ностью насоса при сохра-
нении постоянного давле-
ния на нагнетании. Оче-
видно, число оборотов при
этом должно быть перемен-
ным (см. рис. 61). Такой
регулятор называется регу-
лятором постоянного дав-
ления.
Если назначением регу-
лятора является поддержа-
ние постоянной разности
между давлением на нагне-
тании насоса и давлением
в сосуде, в который вода
нагнетается, например в
барабане парового котла,
то такой регулятор назы-
вается дифференциальным,
или регулятором постоии-
ной разности давлений.
Регулятор постоянного
давления обладает извест-
ной степенью неравномер-
ности, которая обычно на-
ходится в пределах от 5
до 10% и выражается фор-
мулой (298).
На рис. 203 показана
конструкция регулятора
постоянного давления пря-
мого действия. Как видно из
рисунка, подводимая вода
действует на торец шайбы 7, к которой крепится сильфон б. Раз-
ность давлений, перемещающая шток 2 парового клапана 1, воспри-
нимается установленной пружиной 4. В регуляторе предусмотрено
устройство, сотоящее из регулирующего винта 5 и гайки 3 для из-
менения установочного усилия пружины и определяемой им раз-
ности давлений.
370
На рис. 204 показан регулятор постоянного давления непря-
мого действия. Он имеет золотниковый клапан 5, регулирующий
количество пара, подводимого к главному регулирующему клапану,,
Клапан открывается и закрывается посредством диафрагмы 8, ко-
торая подвергается давле-
нию воды, подводимой из
напорной линии к патруб-
ку?; диафрагма нагружена
пружиной 10.
Главный клапан 2 от-
крыт, когда давление пара
над поршнем 4 достаточно
для преодоления сопротив-
ления пружины 1. Пар со
стороны повышенного дав-
ления проходит через ка-
нал 3, золотниковый кла-
пан 5 в ‘пространство над
поршнем.
Когда давление на на-
гнетании с уменьшением
нагрузки начинает возрас-
тать, усилие на диафрагму
возрастает и преодолевает
сопротивление пружины
Любое перемещение ди-
афрагмы вызывает переме-
щение поперечины 9 и
жестко связанных с - ней
тяг б; одновременно с этим
перемещаются нижние диа-
фрагмы 11 и клапан 5 при-
крывает отверстие. При
этом уменьшается давле-
ние пара на поршень, кла-
пан 2 прикрывается и
уменьшается расход пара
через турбину. Уменьше-
ние расхода пара вызывает
снижение числа оборотов.
Рис. 205. Диффереиниальный регулятор
давления непрямого действия.
при котором обеспечивается требуемая производительность при
постоянном давлении.
Промежуточная и нижняя диафрагмы делают ненужным при-
менение сальника для штока золотникового клапана.
Соединение пара в пространстве над диафрагмами-и под ними по-
средством канала т с паром, прошедшим	главный клапан, исклю-
чает возможность появления так называемого «качания» регулятора.
371
Дифференциальный регулятор давления (рис. 205) применяется
для поддержания постоянной разности давлений, например между
давлением нагнетания питательного насоса и давлением в барабане
котла. Этот регулятор автоматически поднимает давление нагнета-
ния насоса при увеличении дааления в котле и, наоборот, умень-
шает его с уменьшением давления в котле.
Конструктивно он подобен регулятору, рассмотренному выше,
и отличается от него лишь установкой дополнительной диафрагмы 2.
Вода подводится в пространство под диафрагмой /; усилие направ-
лено кверху. Пар подводится к пространству над диафрагмой 2,
и усилие действует вниз. Разность усилий уравновешивается пру-
жиной 3. Если давление в котле возрастает, то добавочное усилие
на диафрагму 2 переместит трвверсу 4 вниз и золотниковый клапан
5 увеличит открытие; давление над поршнем 6 возрастет, количе-
ство поступающего пара увеличится и число оборотов насоса воз-
растет настолько, что давление нагнетания станет достаточным для
восстановления заданной разности давлений. Процесс регулирова-
ния при изменении производительности остается таким же.
Регуляторы безопасности. Вспомогательные турбомеханизмы
в процессе работы могут оказаться без нагрузки или по условиям
эксплуатации (срыв насоса из-за кавитации, мгновенный сброс на-
грузки) или вследствие поломки вала или других деталей. Поскольку
потребляемая мощность при этом падает, а пар к турбине все еще
подводится, наступает разгон машины. Наличие первичного регу-
лирующего устройства не всегда может предотвратить разгон, на-
пример если регулятор скорости обладает большой инерцией. Ре-
гулятор давления при сбросе нагрузки не только не будет препятст-
вовать разгону турбаны, но, наоборот, будет ему способствовать.
Чтобы предупредить повышение числа оборотов сверх допустимого
по условиям прочности, все вспомогательные турбомеханизмы снаб-
жаются регуляторами безопасности.
По способу воздействия на паровой дроссельный клапан регу-
ляторы безопасности разделяются на регуляторы ограничительного
и предельного числа оборотов; кроме того, они отличаются по кон-
структивному исполнению импульсной части.
Регулятор предельного числа оборотов
полностью прекращает доступ пара в турбину при достижении за-
данного числа оборотов и останавливает турбану. Для пуска тур-
бины вновь требуется вручную открыть паровой клапан.
Регулятор ограничительного числа обо-
ротов при достижении заданного числа оборотов начинает при-
крывать паровой дроссельный клапан, обеспечивая минимальный
расход пара в соответствии с нагрузкой, но не прикрывает его пол-
ностью и не останавливает турбину.
К недостаткам регулятора предельного числа оборотов нужно
отнести то, что при достижении предельного числа оборотов по ка-
кой-либо случайной причине происходит внезапная остановка агре-
372
гата, которая может привести к аварии оослуживаемой насосом
установки, например пожог трубок конденсатора при остановке
циркуляционного насоса или выплавление подшипников главной
турбины при остановке масляного насоса. Кроме того, так как в
этих регуляторах быстрозапорный клапан закрывается в резуль-
тате расчленения в рычажной передаче, случайные сотрясения,
толчки, в особенности при недостаточно продуманной конструкции,
также приводят к полней остановке агрегата.
Однако в вопросах о целесообразности применения того или
иного типа регулятора нет единого мнения, и механизмы выпол-
няются с обоими типами регуляторов. Там, где имеется регулятор
давления и где числа оборотов не очень велики, может быть уста-
новлен регулятор ограничительного числа оборотов.
Если механизм снабжен регулятором скорости, в особенности
хорошо воспринимающим изменения нагрузки регулятором ско-
рости непрямого действия, этот регулятор будет одновременно вы-
полнять и функции регулятора ограничительного числа оборотов.
Такой же регулятор может быть установлен и в насосах циркуля-
ционных, где нет регулирующего устройства.
Может быть оправдана установка регулятора предельного числа
оборотов на высокооборотных питательных насосах, чтобы избе-
жать повреждения уплотнений из-за заедания ротора во время ра-
боты насоса без воды, при высокой температуре.
Регулятор ограничительного числа оборотов устанавливается
и на питательных насосах (при п = 7500 об/мии).
Регуляторы безопасности настраиваются обычно на число обо-
ротов, превышающее рабочее на 10—15%.
Импульсная часть регуляторов предельного числа оборотов мо-
жет быть или центробежного или бойкового типа.
Конструкция первого принципиально не отличается от анало-
гичной -конструкции регуляторов скорости центробежного типа.
Импульсная часть бойкового типа показана на рис. 206. Прин-
цип действия: при достиженки предельного числа оборотов тур-
бины центробежная сила бойка 4 регулятора преодолевает сопро-
тивление пружины <3; боек воздействует на конец рычага 5, другой
конец которого при своем отклонении освобождает защелку 1. За-
щелка посредством рычажной системы связана с установочным ва-
ликом 2, удерживающим автоматический затвор во «взведенном»
состоянии.
Автоматическим затвором быстрозапорного клапана служит по-
движной стакан, расположенный в поперечине 12 и находящийся
под действием пружины 13 (см. рис. 200). При освобождении за-
щелки пружина разжимается, давит па стакан и быстрозапорный
клапан 14 закрывается и прекращает доступ пара в турбину. Чтобы
клапан снова открылся, необходимо автоматический затвор при-
вести в состояние «взвода», вращая маховик и сжимая пружину
до положения, при котором валик (рис. 3106) под действием силы
'	373
тяжести рычажной системы повернется и вновь создаст упор авто-
матическому затвору. Недостатки: подверженность вместе с рычаж-
ной системой всяким случайным сотрясениям, которые в результате
приводят к остановке турбины.
При конструировании регулятора бойкового типа необходимо
учесть, что возможность перекоса или заедания бойка в направ-
Рис 206. Регулятор предельного числа оборотов
бойкового типа.
ляющих втулках, По которым он перемещается, должна быть пол-
ностью исключена.
Рассмотрим действие парового дроссельного клапана в регуля-
торе ограничительного числа оборотов непрямого действия с им-
пульсной частью центробежного типа (рис. 207). Он перемещается
под действием сервомотора и представляет собой уравновешенный
односедельный паровой клапан 2, установленный перед паровой
коробкой и связанный посредством рычага 6 с центробежным ре-
374
гулятором. Этот клапан может отсекать весь пар, поступающий в
паровую коробку, за исключением небольшого количества, прохо-
дящего через установочный игольчатый клапан 3 и специальный
Рис. 207. Регулятор ограничительного числа оборотов.
Паровой клапан.
канал в полость над поршнем 4. Из полости пар выходит в паровую
камеру через канал / отвода пара в клапане.
Количество пара, поступающего в турбину, зависит от уста-
новки игольчатого клапана и зазора между штоком 5 клапана и
каналом отвода пара. Если игольчатый клапан не отрегулировать
должным образом, клапан ие будет удовлетворительно работать.
(	375
Когда турбина работает с числом оборотов ниже максимально
допустимого, шток 5 клапана находится в крайнем верхнем поло-
жении и через канал отвода пара пройдет максимальное количество
пара. В этом случае давление пара на верхнюю часть поршня кла-
пана будет наименьшим, и клапан будет «плавать» в пару.
Когда ротор турбины развивает максимально допустимое число
оборотов, шток 5 клапана прикрывает канал отвода пара в поршне
парового клапана, благодаря чему уменьшаются протечки пара че-
рез канал отвода и увеличивается давление на верхнюю часть
поршня. При этом клапан перемещается в корпусе, прикрывает
гнездо и уменьшает количество поступающего в турбину пара и
тем самым уменьшает число оборотов вала. Правильность уста-
новки игольчатого клапана можно проверить, опустан шток регу-
лирующего клапана нажатием на шток рукой.
Если для опускания штока требуется небольшое, но вполне ощу-
тимое усилие, игольчатый клапан отрегулирован правильно. Если
же никакого усилия не требуется, или, наоборот, сопротивление
движению будет слишком большое, то игольчатый клапан установ-
лен неправильно.
Глава 20
ЭЛЕКТРОПРИВОД
Самый распространенный тип привода насосов — электродви-
гатель, Он обладает высокой экономичностью, проще в обслужива-
нии, обеспечивает возможность дистанционного управления и т. п.
На судах применяются в основном электроприводы переменного
тока и реже — постоянного тока.
82. Конструкция
В зависимости от места расположения электродвигателя преду-
сматривают тот или иной способ защиты его от воздействия внешней
среды и способ охлаждения. Электродвигатели, применяемые для
насосов, могут быть классифицированы следующим образом:
—	брызгозащищенные с самовентиляцией, применяемые для
механизмов, расположенных в подпалуЕвых помещениях, где вслед-
ствие протечек или конденсации пара собираются капли влаги. Дви-
гатель имеет встроенный вентилятор, и засасываемый воздух по-
стоянно омывает его внутренние активные части. Номинальная
мощность электродвигателя остается неизменней, независимо от
длительности работы;
—	водозащищенные с самовентиляцией, устанавливаемые в тех
местах, где по условйим работы не исключена возможность попа-
дания на двигатель или внутрь его струн воды вместе с воздухом.
Во избежание попадания брызг подвод воздуха должен быть пре-
дусмотрен как можно дальше от насоса;
—	герметические, предназначенные для работы под водой.
Электродвигатели различаются и по конструктивному исполне-
нию отдельных элементов. Стандартные электродвигатели выпол-
няются с нормальным концом вала, предназначенным для соеди-
нения посредством муфты или ременным приводом. Некоторые
электродвигатели имеют специальный удлиненный конец вала,
например для моноблочных насосов. Иногда двигатели имеют два
конца вала. В двигателях для моноблочных насосов валы часто
выполняются из коррозионностойких материалов.
Как правило, все электродвигатели снабжены подшипниками
качения; это позволяет расположить вал в двигателе вертикально.
Подшипники должны быть рассчитаны на восприятие не только
веса ротора двигателя, но и нагрузки от консольно расположенного
колеса.
(Г	377
°)	610
"Рис.208. Сравнительные данные электро
двигателей переменного тока с раз-
личной частотой: а — п = 3600 об/мин;
N = 30 л. с.; вес 213 кг; периодов — 60;
б — п = 8000 об/мин; Л' — 30 л. с.; вес
38 кг; периодов — 400.
При горизонтальном расположении вала электродвигатель уста-
новлен на общей с насосом фундаментной раме. У фланцевых дви-
гателей к фланцу корпуса двигателя крепится корпус насоса. Вер-
тикальные двигатели чаще применяются в судовой практике, так
как при этом насос может быть расположен внизу, ниже настила,
а двигатель над ним, что более удобно для расположения трубопро-
водов и менее опасно с точки зрения затопления двигателя.
Следует отметить, что в настоящее время имеется тенденция к
применению электродвигателей с высоким напряжением и частотой.
На рис. 208 показаны электродвигатели для напряжения 950 в'
и частоты 400 гц. Такие дви-
гатели установлены на аме-
риканском эсминце «Тиммер-
ман». Их вес и габариты суще-
ственно меньше обычных.
Благодаря меньшему диаме-
тру кабеля при напряжении
950 в получается добавочный
выигрыш в весе. Двигатели
имеют меньшую тепловую
емкость и работают при более
высоких оборотах и темпера-
туре, чем нормальные, по-
этому создание и освоение их
представляет значительные
трудности и требует примене-
ния подшипников, спосо(жых работать при температуре до 150° С,
а такжё особого внимания к посадке деталей, балансировке ротора
и центровке двигателя и насоса и т. д.
Так как рабочее число оборотов насосов значительно меньше
синхронного числа оборотов двигателей при частоте 400 гц, все
двигатели снабжены встроенными небольшими легковесными пла-
нетарными редукторами" для получения сниженных оборотов. Хотя
установка редукторов несколько увеличивает вес и габариты, но
в целом, как видно из рис. 208, выигрыш в весе и габаритах очень
большой.
При выборе электродвигателя исходят из потребляемой насосом
мощности. В нормальной практике принимают коэффициент запаса
для электродиигателен от 10 до 20% — на неточность расчета, из-
менение потерь в сети, снижение к. п. д. насоса в процессе работы
из-за износа деталей и увеличения зазора и т. д.
В случае перекачивания высоковязких жидкостей коэффициент
запаса должен быть больше. Чем меньше мощность, тем больше
должен быть запас, в особенности для очень малых мощностей —~
до 2—3 л. с., так как даже неправильная чрезмерная затяжка саль-
ника может сильно сказаться на увеличении потребляемой мощ-
ности.
Следует также отметить, что при применении электродвигате-
лей постоянного тока для конденсатных, бустерных или питатель-
ных насосов, где возможен срыв насоса вследствие кавитации, ха-
рактеристика двигателя должна быть пологой, чтобы избежать не-
допустимо высоких скоростей при отсутствии нагрузки.
83, Регулирование
Электропривод постоянного тока. Для привода центробежных
насосов применяются электродвигатели постоянного тока с парал-
лельным возбуждением, так как требуемый пусковой вращающий
момент ниже нормального; эти электродвигатели имеют механиче-
юо гоо
кончит м б проа
Рис. 209. Характеристики электро-
двигателя постоянного тока.
Момент МI проц
Рис. 210. Характери-
стики электродвигателя
переменного тока.
скую характеристику, выражающую зависимость числа оборотов
от вращающего момента в виде прямой линии (рис. 209). Измене-
ние числа оборотов при изменении нагрузки от нуля до полной со-
ставляет обычно меньше 10%. Введением в цепь якоря добавочного
сопротивления можно вместо естественной 1 получить искусственные
характеристики 2.
Основное достоинство электродвигателей постоянного тока —
это возможность плавно регулировать число оборотов измене-
нием тока возбуждения или напряжения на якоре. Пределы
регулирования изменением тока возбуждения зависят от но-
минальной скорости вращения и мощности электродвигателя. Чем
выше номинальная скорость, тем меньше пределы регулирования,
так как верхний предел ограничен соображениями прочности. На-
пример, у двигателей мощностью 2,6 -10 кет при 2400—2500 об/мин
верхний предел регулирования равен 1,0 и 2,0 при 500—800 об/мин,
а у двигателей мощностью 35—65 кет при 2400—2500 об/мин —
1.0 н 1,75 при 550—800 об/мин.
Г
379
Электродвигатели постоянного тока с регулированием скорости
изменением тока возбуждения обладают свойством постоянства мощ-
ности. Поэтому двигатель, работающий с регулируемым числом обо-
ротов, должен быть рассчитан на максимальную мощность при ми-
нимальном числе оборотов.
Электропривод переменного тока. Электродвигатели перемен-
ного тока имеют существенные преимущества перед двигателями
постоянного тока: простота и надежность в эксплуатации, отсутст-
вие коллектора и открытых токоподводящих частей, меньшая стои-
мость, простота запуска, а также меньшие габариты и вес. Наи-
большее распространение для центробежных насосов получили ко-
роткозамкнутые асинхронные электродвигатели с нормальным пу-
сковым моментом, обладающие наибольшим к. п. д. по сравнению
с другими типами асинхронных двигателей. Характеристики такого
двигателя показаны на рис. 210.
Очень широко применяется способ регулирования переключе-
нием числа пар полюсов. Число пар полюсов можно изменить, пе-
реключая одну обмотку статора на разное число полюсов или при-
меняя независимые обмотки, расположенные на статоре. Два зна-
чения числа оборотов с отношением 2 : 1 можно получить посред-
ством переключения одной обмотки.
Многоскоростные двигатели могут быть выполнены с различными
соотношениями моментов при одних и тех же ступенях скорости,
например с постоянным моментом для всех оборотов, для насосов
объемного типа, работающих с постоянным напором, или с перемен-
ным моментом — для насосов центробежного типа, где нагрузка
меняется более резко, чем число оборотов.
Кроме короткозамкнутых электродвигателей иногда применяют
двигатели с фазным ротором. При этом для регулирования числа
оборотов требуется ввести в цепь якоря наружное сопротивление
и более сложную аппаратуру. Такие двигатели более громоздки и
стоят дороже. Пределы регулирования — 50% от номинального
числа оборотов; регулирование сопровождается потерями энергии.
Можно регулировать скорость, изменяя частоты тока питающей
сети. Основной недостаток такого способа — необходимость уста-
навливать специальный генератор, частота которого должна ме-
няться в зависимости от необходимых пределов регулирования.
ЛИТЕРАТУРА
АйзенштейнМ. Д., Центробежные насосы для нефтяной промыш-
ленности, ГОНТИ. М-. 1957.
Купряшин Н. Н. и Коваленко В. Г., Современное состояние
теории и методов расчета вихревых насосов. «Вестник машиностроения»,
№ 4. 1957.
Ломакин А. А., Регулирование насосов при параллельной работе,
«Тепло и сила», № 3, 1936.
Ломакин А. А., Центробежные и пропеллерные насосы, Машгиз,
М.—Л., 1950.
Ломакин А. А., Питательные насосы типа СВП-220-280 турбоуста-
новни сверхвысоких параметров, «Энергомашиностроение», № 2, 1955.
Певзнер Б. М., Бустерные насосы, «Судовые механизмы и оборудо-
вание», № 1—Ч, 1946.
Певзнер Б. М., Циркуляционные насосы в системе самопроточной
циркуляции главных конденсаторов, «Судостроение», № 2, 1951.
Пфлейдерер К., Центробежные и пропеллерные насосы, перев.
с нем., ОНТИ НКТП, М.—Л., 1937.
Пфлейдерер К-, Лопаточные машины для жидкостей н газов,
изд. 4-е, ГОНТИ, Машгиз, М., 1960.
С т е п а и о в А. И-, Центробежные и осевые насосы, ГОНТИ. М., 1960.
Ф р е й д в о н И. Р., Электропривод судовых механизмов, Машгиз,
М.—Л., 1954.
Archiw Warmewirtschaft, Bd. 22, 1941.
Hansa, No 16/17, April, 1957.
Marine Engineering (written by a group of authorities), v. 2, 1944.
Marine Engineer, v. 70, No 837, 1947.
Marine Engineer and Naval Architect, v. 79, No 961, 1956.
Maschinenbautechnik, No 4, 1958.
Mechanical Engineering, June, 1955.
Sonderdruck aus der Zeitschrift der Maschinenmarkt, No5,6;8.Januar, I960.
Sulzer Technical Review. No 3, 1949.
Transactions of the ASME, v. 75. No 5, 1953.
Transactions of the ASME, v. 77, No 1, 1955.
Transactions of the Institute of Marine Engineers, v. LX IV, Noll and 12,
1952.
Transactions of the Institute of Marine Engineers, v. 72, No6, June, 1960.
ОГЛАВЛЕНИЕ
От автора	. .	.................. 3
Введение.......................................................... 5
S SIЙ 84 8BS
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ И ОСЕВЫХ НАСОСОВ
Центробежные насосы
Глава 1- Основы теории
I.	Треугольник скоростей и основное уравнение насоса .
2.	Уравнения подобия...........~.................
3.	Коэффициент быстроходности
Глава 2, Расчет проточной части
4.	Определение основных параметров колеса
5.	Расчет проточной части корпуса........	. .
Глава 3. Потери в насосах
6.	Гидравлические потери .	. .	. .
7.	Объемные потери............ .	.	?	....
8.	Механические потери..................................
9.	Зависимость потерь и коэффициента полезного действия насоса
от коэффициента быстроходности'ns .......................
Глава 4. Высота всасывания и кавитация
10.	Высота всасывания и избыточный напор всасывания . .	.52
11.	Кавитация........................................... 54
12.	Кавитационный коэффициент быстроходности ...	.56
Глава 5. Усилия, действующие ва ротор насоса
13.	Осевое усилие .............. .61
14.	Уравновешивание осевого усилия	. 67'^
15.	Радиальное усилие........... . 7S"
Осевые насосы	• ~
Глава 6. Основы теории и расчет
16.	Характеристика потока...............................
17.	Теорема Н. Е. Жуковского о подъемной силе профиля решетки
18.	Элементарный расчет лопастного колеса........
19.	Поверочный расчет кавитационного коэффициента С .
20.	Расчет направляющего аппарата ......................
2]	. Осевое усилие......................................
22.	Конструктивные особенности судовых осевых насосов . . .
382
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ И ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
Глава 7. Характеристики
23.	Характеристики при постоянном числе оборотов...........94
24.	Универсальные характеристики....................... .	. 95-
Глава'В- Регулирование и совместная работа насосов
25.	Изменение характеристики сети ....	. . 98-
26.	Изменение характеристики насоса . ,	... 102.
27	Совместная работа насосов........................ ...	104
28.	Работа насосов на вязкой жидкости ...	... 112
Глава 9. Необычные условия работы насосов
29.	Работа насоса в разных зонах . .
Глава 10. Элементы конструкции
30.	Корпус ...
31.	Ротор........................ -	-	• -	...
32.	Внутренние уплотнения	. .	..............131
33.	Подшипники . .	..............132
34.	Сальники .	1*>
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
НАСОСЫ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК И СИСТЕМ
Глава 11. Конденсатные насосы
35.	Основные параметры.............. . -	- 152
36.	Условия всасывания и характеристики .	.... 15&
37.	Регулирование........................................158
38.	Конструкция .................................. ....	170
39.	Осевое и радиальное усилия........................-	*'3-
40.	Параллельная работа коэденсатных насосов.............174-
Глава 72. Бустерные насосы
41.	Основные параметры	........17&
42.	Условия всасывания .	.	........—
43.	Конструкция........	........183
Глава 13. Питательные насосы
44.	Основные параметры	.	............J88"
45.	Условия всасывания ...................'..............*91
46.	Регулирование.....................................-	-
47.	Работа насоса с малой производительностью..........
48.	Конструкция........................................
Глава 14- Циркуляционные насосы
Насосы в обычной системе циркуляции
49.	Основные параметры ...	.	...................‘ ’oil
50.	Условия всасывания ..................................
51.	Регулирование....................................•
52.	Конструкция . .......................................
38а
Насосы в системе самопроточной циркуляции
53,	Принцип работы патрубков и их типы................. .226
54.	Эффективность самопроточной циркуляции................22
55.	Способы включения насосов ...	..................229
Глава 18 Насосы общесудовых систем
56	Насосы пожарной системы ....	.................236
57.	Насосы системы охлаждения...........................240
58.	Насосы осушительной и балластной систем.............242
59.	Насосы водоотливной системы . ......................258
60.	Насосы санитарной системы		-	- - 266
Глава 16. Грузовые и масляные центробежные насосы
Грузовые насосы
61.	Параметры и условия работы........
62.	Тип насоса и привода..............
63.	Конструкция........	-	...
Масляные насосы
64.	Достоинства и перспективы применения
65.	Конструкция.......................
Глава 17. Вихревые насосы
66.	Назначение и классификация .........................
67.	Принцип действия и характеристики .............• 
68.	Основы теории и расчет............................. • -
69.	Факторы, влияющие на характеристики вихревого насоса (насос
с открытым каналом) .....................................
70.	Конструкция ...	........... .....................
71.	Радиальное усилие . .	..................
Глава 18. бессальниковые насосы
72.	Назначение и классификация ..............-............
73.	Бессальниковые насосы с электродвигателями полумокрого
типа-(экранированнымн) . ..................................."30
74.	Бессальниковые насосы с электродвигателями мокрого типа . oja
75.	Условия работы и особенности конструкции узлов,.......341
76.	Осевое усилие.............................. ..........“*7
77.	Пуск и работа...................................... -	-
328
ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ
ПРИВОДЫ НАСОСОВ
Глава 19. Турбопривод
78.	Характеристики
79.	Конструкция . .
80.	Система смазки .
81.	Регулирование .
Глава 20. Электропривод
82.	Конструкция - .
63.	Регулирование .
. 355
. 357
. 360
. 362
377
379
384
Рис. 69. Полная характеристика центробежного насоса для всего интервала значений напора и момента
-	кривые при постоянном напоре;
— — — — кривые при постоянном моменте.
R. M Пмчт