/
Автор: Гуревич К.С.
Теги: машиностроение насосы нефтяная промышленность нефтехимия нефтепереработка
Год: 1951
Текст
I
нж. к. С. ГУРЕВИЧ
Ы И КОМПРЕССОРЫ
ПЕРЕРАБАТЫВАЮЩЕЙ
УМЫШЛЕННОСТИ
1ено Управлением учебных заведений
шстеретва нефтяной промышленности
• стве учебника для нефтяных техникумов
I ’ ЙННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
| ЧОЙ И ГОРНО-ТОПЛИВНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
I Москва 1951 Ленинград
14—4—2 *1
АННОТАЦИЯ
В книге изложена теория работы, описаны пр
ципы действия, устройство, конструкция , вадаейз
деталей и эксплуатация центробежных и поргснса
насосов, насосов специальных типов, квмпр^ссор
турбокомпрессоров, воздуходувок и вентиляторов, п[
меняющихся в нефтеперерабатывающей рромыш;н
иости.
Книга является учебником для учащихся дй<ртян>
техникумов и может быть использована i
практического пособия инженерно-техническим п®с
налом нефтяной промышленности других отраЬ'.
промышленности, связанных с перекачкой разлифы
жидкостей и газов. I
I
Рецензент — инж. Н. Г. Кравцев
Редактор — инж. К- Н. Солдатов
Пров
ВВЕДЕНИЕ
Насосами называются машины, осуществляющие перемеще-
ние жидкостей. В отличие от черпальных машин, перемещаю-
щих жидкость при атмосферном давлении, насосы перемещают
жидкость, сообщая ей избыточное давление.
Сообщая жидкости необходимое для ее перемещения избы-
точное давление (напор), насос совершает работу за счет энер-
гии, получаемой от какого-либо двигателя. Следовательно,
насос является машиной, потребляющей энергию, при этом
в разных конструкциях большая или меньшая часть этой энер-
гии передается перекачиваемой жидкости.
КРАТКИЙ ИСТОРИЧЕСКИЙ ОБЗОР
Машины для перемещения воды были известны в глубокой
древности. Они создавались постепенно, начиная с такого при-
митивного устройства, как кожаный мешок, вытаскиваемый из
колодца при помощи ворота, приводимого в движение мускуль-
ной энергией. Позднее появились черпаковые машины,
явившиеся дальнейшим развитием водоподъемной машины, со-
стоявшей из одного черпака или кожаного мешка. К таким
машинам относится водоподъемное колесо.
Водоподъемное колесо при вращении захватывало из бас-
сейна воду при помощи подвешенных к нему ведер или черпа-
ков и, подняв ее, выливало в деревянный жолоб, по которому
вода самотеком подавалась к месту назначения (фиг. 1а).
В древности применялся и другой вид водоподъемных ма-
шин, представлявший ряд связанных между собой глиняных
кувшинов, накинутых на обод медленно вращающегося колеса,
расположенного над водоемом так, чтобы находящиеся внизу
кувшины были, погружены в воду. Такая установка давала
возможность поднимать воду с большей глубины, нежели водо-
подъемное колесо.
Впоследствии из этого примитивного устройства оформилась
нория (фиг. 16), применяемая не только в качестве водо-
подъемной машины, но главным образом в качестве транспор-
тера для сыпучих тел, например для подъема зерна в элевато-
6
Введение
очень давно. Так,
ручным приводом для
рах или для катализатора на современных установках катали-
тического крекинга.
К водоподъемным устройствам относится и архимедов винт,
изображенный на фиг. 2.
Поршневые насосы известны также
имеются данные, что поршневой насос с
противопожарных целей был построен
в древней Греции за 120 лет до нашей
эры.
Примитивные поршневые насосы
(фиг. 3) просуществовали столетия
без
Фиг. 1а. Черпаковое колесо
(схема).
Фиг. 16. Схематическое
изображение норин.
каких-либо существенных изменений в конструкции. Резкий
скачок в развитии поршневых насосов, произошел после изобре-
тения нашим соотечественником И. И. Ползуновым паровой
Фиг. 2. Схема архимедова винта.
машины, которая стала применяться в качестве двигателя для
насоса.
Соединение насоса с механическим двигателем потребовало
прежде всего улучшения конструкции и прочности насоса. Де-
ревянная конструкция насоса, в которой металл применялся
главным образом в виде креплений, заменяется более прочной
и надежной — чугунной. Паровая машина с поступательно-воз-
Введение
7
Фиг. 3. Воляной насос (со
старинного рисунка).
вратным движением поршня наиболее удобно соединялась
с поршневым насосом.
Такие «огнедействующие» паровые насосы в конце
XVIII века начали применяться у нас для откачки воды.
В XIX веке существовали вполне сложившиеся конструкции
паровых поршневых насосов. Появляется прямодействующий
паровой насос, в котором цилиндры насоса и паровой машины
имеют общий шток и движение поршня насоса происходит
непосредственно от поршня паровой машины без какого-либо
промежуточного механизма.
В конце XIX века созданные тру-
дами русских инженеров паровые
поршневые насосы получили широкое
распространение не только для пере-
качки воды, но и в нефтяной про-
мышленности.
Знаменитый русский ученый и ин-
женер В. Г. Шухов разработал спе-
циальные поршневые насосы для от-
качки нефти из скважин.
Разработка теории поршневых на-
сосов связана с именами русских уче-
ных: В. Г. Шухова, П. К. Худякова,
И. И. Куколевского, Л. С. Лейбензона,
В. А. Гетье (В. Г. Шухов в 1897 г.
впервые дал теорию поршневых паро-
вых насосов прямого действия).
Центробежные насосы были известны в средних веках, но
практического применения не получили вследствие несовершен-
ства конструкции и очень низкого коэфициента полезного дей-
ствия (к. п. д.).
В XVIII столетии профессор Петербургской Академии наук
Л. Эйлер разработал струйную теорию центробежных гидрав-
лических машин (турбин и насосов).
Струйной теорией Эйлера пользуются с соответствующими
поправками и в настоящее время. Эта теория дала возмож-
ность конструирования центробежных насосов с высоким коэфи-
циентом полезного действия.
Однако, несмотря на наличие теории, развитие центробеж-
ных насосов вследствие отсталой техники того времени проис-
ходило медленно, главным образом потому, что для центробеж-
ного насоса требовался двигатель с большим числом оборотов.
С начала XX века находят широкое применение электромо-
тор и паровая турбина, представляющие собой двигатели с ва-
лом, вращающимся при большом числе оборотов. Соединение
поршневого насоса с таким двигателем получалось громоздким.
На смену поршневому насосу приходит центробежный насос,
8
Введение
представляющий собой компактную, весьма надежную машину
с большим числом оборотов и допускающую непосредственное
соединение с электромотором или паровой турбиной без ка-
кого-либо промежуточного механизма.
Особенно большие успехи в усовершенствовании центро-
бежных насосов (и гидравлических турбин), а также вентиля-
торов, турбовоздуходувок достигнуты за последние 30 лет
в связи с разработкой советскими учеными теории лопаток
рабочих колес и направляющих аппаратов, основы которой
были заложены знаменитыми русскими учеными Н. Е. Жуков-
ским и С. А. Чаплыгиным.
Работы советских ученых И. И. Куколевского, И. Г. Есь-
мана, Г. Ф. Проскуры, А. А. Бурдакова и других коллективов
наших научно-исследовательских и машиностроительных инсти-
тутов дали возможность значительно увеличить к. п. д. центро-
бежных насосов и расширить пределы использования произво-
дительностей и напора.
В настоящее время центробежные насосы — весьма совер-
шенные машины с высоким к. п. д.; они компактны, и на их
изготовление требуется небольшое количество металла.
Если раньше насосы применялись только для перемещения
холодной воды, то в современной технике они применяются для
перемещения всевозможных жидкостей при любой температуре;
в частности, они являются основными машинами для перемеще-
ния различных нефтепродуктов и развитие нефтяной промыш-
ленности в настоящее время немыслимо без наличия большого
количества насосов разнообразного назначения, обеспечиваю-
щих транспортировку нефти и продуктов ее переработки.
Старейшим заводом по производству насосов у нас является
завод «Борец», начавший выпускать центробежные насосы
с 1880 г.
В Советском Союзе выпуском поршневых и центробежных
насосов занято большое число машиностроительных заводов,
например, заводы «Борец», им. Фрунзе, им. П. Монтина и дру-
гие, оснащенные первоклассной техникой, дающие стране
машины, отвечающие всем требованиям быстро развивающейся
техники.
ЗНАЧЕНИЕ НАСОСОВ В ПЕРЕРАБОТКЕ НЕФТИ, ГАЗА
И В ПОЛУЧЕНИИ ИСКУССТВЕННОГО ЖИДКОГО ТОПЛИВА
Особенно велико значение насосов для тех отраслей про-
мышленности, где в технологическом процессе в качестве исход-
ного сырья, промежуточных и товарных продуктов, а также
всевозможных реагентов участвуют жидкости.
Нефтяная промышленность, промышленность по переработке
газов и по получению искусственного жидкого топлива связаны
Введение
&
с транспортировкой большого количества естественных и искус-
ственных нефтепродуктов и жидких газов.
На нефтяном промысле насосы, опущенные глубоко под
землю, откачивают нефть из скважин. Добытая нефть соби-
рается в резервуары и перекачивается с промысла на нефтепе-
рерабатывающие заводы также при помощи насосов.
Современный нефтеперерабатывающий завод имеет несколько
сот самых разнообразных насосов, при помощи которых меха-
низирован весь технологический процесс переработки нефти.
Газоперерабатывающая промышленность также оснащена
насосами; они транспортируют жидкие газы, реагенты и боль-
шое количество воды, необходимые для технологических целей.
Наконец, при производстве искусственного жидкого топлива
насосы также являются универсальным средством транспорти-
ровки и механизации; они перекачивают не только разнообраз-
ные жидкости, но и вещества весьма высокой консистенции, так
называемые пасты.
Наиболее изучены и широко распространены в народном
хозяйстве водяные насосы. Они занимают не последнее место и
в нефтяной промышленности, однако основной парк насосов
нефтяной промышленности — это специальные насосы, отличные
от водяных насосов.
КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ
Классификация по эксплуатационному при-
знаку. По производственному или эксплуатационному при-
знаку насосы, применяемые в нефтяной промышленности и
в промышленности искусственного жидкого топлива, могут быть
разделены на пять основных групп.
I. Насосы, применяемые при бурении:
1) для глинистого раствора;
2) цементировочные.
II. Насосы, применяемые при добыче нефти:
1) глубинные;
2) для внутрипромысловых перекачек.
III. Насосы, применяемые при транспортировании нефти,
нефтепродуктов и искусственного жидкого топлива:
1) транспортирующие нефть с промыслов на заводы;
2) транспортирующие дестиллаты и готовые нефте-
продукты;
3) для магистральных нефте-продуктопроводов.
IV. Технологические насосы:
1) «холодные»;
2) «горячие»;
3) для смазок и паст;
4) для реагентов.
10
Введение
V. Насосы общепромыслового и общезаводского хозяйства:
I) для налива железнодорожного и морского транспорта;
2) для компаундирования нефтепродуктов;
3) для воды;
4) ловушечные и канализационные.
Из насосов, приведенных в классификации по производствен-
•ному признаку, нами будут рассматриваться насосы, входящие
в четвертую группу — технологические. Насосы, входя-
щие в III и V группы, будут рассматриваться только в той мере,
® которой они относятся к Нефтезаводской практике.
Классификацию насосов можно произвести не только исходя
из эксплуатационного признака, но исходя также из принципа
их действия. По принципу действия насосы делятся на поршне-
вые, центробежные и роторные.
Наибольшим распространением пользуются первые две
группы насосов — поршневые и центробежные.
Б поршневых насосах подача жидкости происходит за счет
поступательно-возвратного движения поршня; в центробеж-
ных — за счет быстро вращающихся лопаток рабочего колеса
и, наконец, к роторным относятся насосы с вращающимся
ротором.
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
Глава I
ПРИВОДНЫЕ ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ,
Насос простого действия. На фиг. 4 представлена принци-
пиальная схема поршневого насоса простого действия: гори-
зонтальный цилиндр А снабжен
поршнем В, всасывающим кла-
паном К\, нагнетательным клапа-
ном К2, всасывающим трубопро-
водом 1\ и нагнетательным трубо-
проводом 12.
Рассмотрим идеальный слу-
чай, когда цилиндр насоса, вса-
сывающий трубопровод и нагне-
тательный трубопровод запол-
нены несжимаемой и неиспаряю-
щейся жидкостью.
Клапаны Ki и К2 плотно при-
легают к своим седлам, исклю-
чая возможность утечек, а в
приподнятом состоянии не пред-
ставляют сопротивления проте-
кающей через них жидкости.
Поршень своей рабочей по-
верхностью плотно прилегает к
стенкам цилиндра, и утечка
жидкости из рабочей полости
между поршнем и цилиндром не
имеет места.
Давления Pi — нагнетания и
р2 —всасывания не меняют сво-
Фиг. 4. Принципиальная схема
поршневого насоса простого дей-
ствия.
А — рабочий цилиндр; В — дисковый
поршень; Ki — всасывающий клапан;
Кг — нагнетательный клапан; li — вса-
сывающий трубопровод; 1г — нагнета-
тельный трубопровод; S—ход поршня.
его значения.
Для удобства графического изображения процесса, происхо-
дящего в цилиндре насоса, по горизонтальной оси координат
будем откладывать объем жидкости под поршнем, а по верти-
кальной — давление.
12
Поршневые насосы
Пусть поршень, находящийся в левом мертвом положении,
под влиянием усилия, приложенного извне, начнет переме-
щаться вправо, жидкость, следуя за поршнем, откроет всасы-
вающий клапан /G и под влиянием давления pi начнет запол-
нять объем, освобождающийся под поршнем. Этот процесс
начнется в точке а и закончится в точке Ь. В точке Ь, или в пра-
вом мертвом положении, поршень останавливается, а затем под
влиянием внешнего усилия начинает перемещаться влево. Объем
под поршнем начнет уменьшаться. Как только поршень начнет
двигаться влево, давление в цилиндре насоса мгновенно подни-
мется и станет равным давлению рг, т. е. давлению в нагнета-
тельном трубопроводе (точка Ь' на диаграмме), и начнется про-
цесс нагнетания жидкости, находящейся в цилиндре насоса,
который будет продолжаться до тех пор, пока поршень не
достигнет левого мертвого положения. При перемене направле-
ния движения поршня давление мгновенно падает с точки а.' до
точки а (см. диаграмму фиг. 4) и снова начнется процесс вса-
сывания и т. д.
Обозначив диаметр цилиндра насоса через D и ход поршня
через S, определим теоретическую подачу насоса за один двой-
ной ход поршня. Имеем площадь поршня:
р __ лР2
г ~ 4 ’
а объем цилиндра, соответствующий ходу поршня S, или, как
мы будем его называть, объем, описанный поршнем,
или рабочий объем цилиндра
= (1)
если все линейные размеры выражены в метрах.
Так как мы приняли, что жидкость не сжимается и не испа-
ряется и, следовательно, не отрывается от поршня, то теорети-
ческая подача насоса за один двойной ход поршня должна быть
равна рабочему объему цилиндра насоса, т. е.
Qreop = -f- s = FS.
Мы рассматриваем насос, у которого рабочий процесс про-
исходит с одной стороны поршня. Такой насос называется насо-
сом одинарного или простого действия.
Таким образом, теоретическая подача насоса простого дей-
ствия за один рабочий цикл равна объему, описанному поршнем:
Ртеор — ^S = FSM\ (Г)
Если D п S будут измерены в метрах, то подача насоса,
подсчитанная по этой формуле, будет выражена в кубических
Приводные поршневые насосы
П
метрах за один двойной ход. Если же D и S будут измерены
в дециметрах, то подача насоса ^теор будет выражена в лит-
рах за один ход.
Часто размеры D и S даются в сантиметрах, тогда
__ 1 л,£)2 q /1"\
?те°р = -д- О Л (1 )
один двойной ход поршня.
Насос может иметь дисковый поршень, как это изображено
на фиг. 4, или скальчатый поршень, иначе называемый плун-
жером.
Фиг. 5. Принципиальная схема плунжерного
насоса простого действия.
А—клапанная коробка; В — плунжер; С—саль-
ник; Ki—всасывающий клапан; Кг—нагнета-
тельный клапан; Zi—всасывающий трубопровод;
?2 —нагнетательный трубопровод; 5—ход плун-
жера.
Фиг. б. Принципиальная
схема вертикального плун-
жерного насоса.
А—клапанная коробка; В —
плунжер; С — сальник; Ki —вса-
сывающий клапан; Кг —нагне-
тательный клапан; — всасыва-
ющий трубопровод; 12 — нагне-
тательный трубопровод; 5—ход
плунжера.
На фиг. 5 представлена принципиальная схема горизонталь-
ного плунжерного насоса простого действия. Здесь взамен
дискового поршня движется плунжер В. Движение плунжера
происходит не по стенкам цилиндра, а в сальнике С. Таким
образом, при ходе плунжера вправо освобождается объем,
описанный торцом плунжера, который, конечно, не равен
объему цилиндра. Во время процесса нагнетания объем нагне-
таемой жидкости равен объему, описанному торцом плунжера.
Следовательно, все выводы, сделанные для насоса простого
14
Поршневые насосы
Фиг. 7. Схема насоса двойного действия
с дисковым поршнем.
К1 и Я*—всасывающие клапаны; К2 и я2 —наг-
нетательные клапаны; li—всасывающий трубо-
провод; 12—нагнетательный трубопровод; S—ход
поршня.
действия с дисковым поршнем, справедливы для плунжерного
насоса простого действия.
Мы расположили цилиндр насоса горизонтально. Это дало
нам возможность изобразить теоретический процесс (см. фиг. 4
и 5), происходящий в ци-
линдре насоса в коорди-
натах ру.
На практике встре-
чаются как горизон-
тальные, так и вер-
тикальные поршне-
вые насосы. На фиг. 6
представлена схема вер-
тикального плунжерного
насоса простого действия.
Насосы многократного
действия. В целях умень-
шения размеров часто
строят насосы, у которых
работают обе стороны
порщня. Такие насосы на-
зываются насосами двойного действия. На фиг. 7 представлена
схема насоса двойного действия с дисковым поршнем, а на
фиг. 8 схема горизон-
тального плунжерного
насоса двойного дей-
ствия.
Если пренебречь
размерами поршневого
штока, то теоретиче-
ская подача насоса
двойного действия дол-
жна быть в два раза
больше подачи насоса
простого действия.
Часто поршневые
насосы получают энер-
гию движения от дви-
гателей при помощи
кривошипно - шатунно-
го механизма. Такие
Фиг. 8. Схема горизонтального плунжерного
насоса двойного действия.
К1 и Кх—всасывающие клапаны; Kg и К2—нагне-
тательные клапаны; —всасывающий трубопровод;
1g—нагнетательный трубопровод; S—ход плунжера.
насосы носят название приводных насосов.
При каждом полном обороте вала кривошипно-шатунного
механизма в цилиндре поршневого насоса простого действия про-
исходит один рабочий цикл и поршень совершает один двойной
ход. Поэтому удобно число двойных ходов насоса обозначать
числом оборотов в минуту вала насоса (п).
Приводные поршневые насосы
15
Таким образом, если число двойных ходов насоса или число
оборотов вала насоса в минуту обозначим п, то теоретическая
подача насоса простого действия
Ртеор = М3/сек (2)
или
1 FSn .
?те°р — То(Ю “6О~ л!сек- <2 )
Теоретическая подача насоса двойного действия без учета
влияния объема поршневого штока должна быть вдвое больше,
т. е.
Q™v=2^ = ^M3/ceK-, (3)
1 FSn I
?теор — 1000 30 л/сек. (3 }
Если же учесть объем, занимаемый поршневым штоком, то
вывод формулы несколько осложняется (см. фиг. 7).
Площадь поршня с правой стороны будет меньше:
Р - / = -~4~ = -г Ф2 - d3).
Таким образом, за один двойной ход поршня будет подано
насосом жидкости
FS + (F-/)S = S(2F —/)
и теоретическая секундная подача насоса двойного действия
с учетом объема поршневого штока
9теоР = 1—эд22— м3/сек (4)
или
9™? = тооо л!сек- <4'>
На практике уменьшение объема перекачиваемой жидкости
вследствие наличия поршневого штока учитывают в виде не-
которого множителя V, который равен:
и формулы (4) и (4') могут быть переписаны так:
Qreop = V М3/сек (5>
или
1 ,FSn I „
?теор — ТОО(Г 30 Л1сек' (5 )'
16
Поршневые насосы
Если насос имеет несколько параллельно работающих
цилиндров простого или двойного действия, то производитель-
ность такого насоса соответственно увеличивается.
Так, например, для насоса двойного действия
Qtsop = i? М3/сек, (б)
если F и S выражены в квадратных и линейных метрах;
^теор— 1000 30 W Л)сек,
(б')
Фиг. 9. Схема диференциального плунжерного
насоса.
Ki — всасывающий клапан; Ка —нагнетательный кла-
пан; А — диференциальный плунжер; В— клапанная
коробка; С—вспомогательная камера; h—всасываю-
щая труба; 1г — нагнетательная труба; 13 —сбводяой
трубопровод или байпас»
жер; /1 — всасывающий трубопровод; /2
если F и S взяты соот-
ветственно в квадрат-
ных и линейных санти-
метрах, где i — число
цилиндров насоса.
Сравнительно редко
На практике встреча-
ются диференц и-
альные плунжер-
ные насосы.
Схема работы ди-
ференциального плун-
жерного насоса пред-
ставлена на фиг. 9.
Здесь К\ и Кг — вса-
сывающий и нагнета-
тельный клапаны; А —
диференциальный плун-
— напорный трубопро-
вод и /3 — обводной трубопровод или байпас. Плунжер насоса А
выполнен двухступенчатым, при этом его диаметры Dud на-
ходятся в таком соотношении, что площадь сечения правой сто-
роны плунжера, имеющей диаметр d, вдвое меньше площади
сечения левой стороны диаметром D.
Благодаря такой конструкции процесс подачи жидкости
диференциальным насосом осуществляется следующим образом:
при ходе поршня влево жидкость, находящаяся в клапанной
коробке В, нагнетается через нагнетательный клапан Кг, при
этом половина объема жидкости, поступающей через нагнета-
тельный клапан, подается непосредственно в напорный трубо-
провод 12, а другая половина объема заполняет правую вспомо-
гательную камеру С, освобождаемую плунжером А вследствие
замены его части диаметром D частью диаметром d (см. фиг. 9).
При обратном ходе поршня часть жидкости, поступившая
в камеру С, нагнетается правой стороной плунжера А в тече-
ние всего хода плунжера.
Приводные поршневые насосы
17
Таким образом, диференциальный насос работает на всасы-
вающей стороне как насос простого действия, а на нагнетатель-
ной как насос двойного действия. По сравнению с насосом про-
стого действия преимуществом насоса с диференциальным плун-
жером является равномерность подачи., а по сравнению с насо-
сом двойного действия вдвое меньшее число клапанов.
ЗАКОНЫ ДВИЖЕНИЯ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
Под приводным поршневым насосом будем понимать насос,
приводимый от какого-либо двигателя при помощи кривошипно-
шатунного механизма, вал которого вращается с постоянной
^оростью.
Фиг. 10. Схема приводного поршневого насоса простого действия.
F — площадь поршня; f — площадь поршневого штока; L — длина шатуна; г —радиус
кривошипа; S —ход поршня; со —постоянная угловая скорость вращения вала; К —ва-
лик (палец) крейцкопфа.
На фиг. 10 представлена схема приводного поршневого
насоса простого действия, на которой приняты следующие
обозначения: F — площадь поршня; f — площадь поршневого
- штока; L — длина шатуна; г—радиус кривошипа; <у —постоян-
Вная угловая скорость вращения вала; S — ход поршня.
11ри равномерном вращении вала насоса поршень послед-
уете за один оборот вала пройдет путь, равный 2S. За п оборо-
> s минуту поршень пройдет путь 2S п. Следовательно, сред-
' '°н^я скорость движения поршня
_ 2Sn_ _ Sn_
Ccn~“6fF _ 30 •
____При передаче движения поршню посредством кривошипно-
шатунного механизма скорость его движения будет непрерывно
(7)
меняться от нуля в мертвых точках до максимума в средних
положениях.
Это обстоятельство в значительной мере отражается на
работе насоса, будучи причиной ряда явлений, осложняющих
работу насосных установок. ..._
2 К. С. Гуревич - . t
18
Поршневые насосы
Для анализа работы насоса проследим за движением его
поршня. Для удобства построений будем наблюдать за движе-
нием пальца крейцкопфа. Палец крейцкопфа перемещается по
Фиг. 11. Кинематическая схема кривошипно-шатун-
ной передачи.
горизонтальной прямой, и его движение в точности соответствует
движению поршня.
Начертим на горизонтальной прямой окружность радиусом г,
равным длине кривошипа (фиг. 11). Измерим циркулем длину
Фиг. 12. Взаимное расположение шатуна и кри-
вошипа в правом и левом мертвых положениях.
7—правое мертвое положение; 2—левое мертвое положение.
шатуна L и, отложив ее на прямой уу от точки а, получим
точку а', от точки b — точку Ь'. Очевидно, это будет соответство-
вать случаю, когда шатун и кривошип расположатся на одной
прямой уу, т. е. соответствовать правому и левому мертвым
Приводные поршневые насосы
19
положениям, при которых угол поворота кривошипа а равен
нулю или 180°.
Точки а' и Ь' (фиг. 12) будут соответствовать правому край-
нему и левому крайнему положениям пальца крейцкопфа или,
что то же, правому крайнему и левому крайнему положениям
поршня. Очевидно, расстояние между точками а' и Ь' будет
равно ходу поршня S или удвоенному радиусу кривошипа
5 = 2 г.
Чтобы найти любое положение поршня, находящегося на
расстоянии х от левого положения при повороте кривошипа на
угол а, поступаем следующим образом: откладываем отрезок
х = Ь'с (фиг. 11), из точки с радиусом, равным длине криво-
шипа L, производим засечку на окружности движения пальца
кривошипа и получаем точку d. Соединяя точку d с точкой О—
центром окружности кривошипа, получаем искомое положение
шатуна под углом а.
Эту задачу можно решать и в обратном направлении. Про-
изведя те же построения в обратном порядке, мы по данному
углу поворота кривошипа а можем найти величину перемеще-
ния поршня х, соответствующую углу а.
Если при перемещении поршня от левого мертвого положе-
ния пройденное расстояние равно х и угол поворота криво-
шипа равен а, то для того, чтобы отложить длину шатуна L
на оси уу, необходимо из точки с произвести на этой прямой
засечку радиусом, равным L. Таким образом будет получена
точка е.
Если же мы спроектируем прямую cd на ось уу, то получим
точку g, которая будет очень близка к точке е. Чем длиннее
будет шатун, тем расстояние ge = AL будет меньше и в пре-
деле, когда длина шатуна L станет бесконечно большой, вели-
чина AL станет равной нулю.
Для удобства исследований пренебрегаем величиной AL
и считаем ее равной нулю. Тогда формулы получаются значи-
тельно проще, а ошибка при этом будет незначительной.
Определим путь, пройденный поршнем х при AL =0. Из
геометрических построений (см. фиг. 11) имеем
х = b'c = bg = Ob -- Og = г — г cos а,
x = r(l — cos а). (8)
Скорость поршня С на расстоянии х от левого мертвого по-
ложения находится как первая производная . от пути по вре-
мени:
2*
20
Поршневые насосы
Если угол а выражен в радианах, то первая производная
от него есть угловая скорость со:
откуда
С = cor sin а, (9)
т. е. скорость поршня равна угловой скорости, умноженной на
радиус кривошипа и на синус угла поворота кривошипа.
Ускорение, как известно, есть производная от скорости по
времени. Взяв эту производную, получим
dC da
J = = °>rcosa-dt>
откуда
j—oPr cos а, (10)
т. е. ускорение поршня равно произведению квадрата угловой
скорости на радиус кривошипа и на косинус угла поворота
кривошипа.
Из выражения (9) для скорости поршня С видно, что
в мертвых положениях поршня, т. е. при а = 0 и при а — 180°,
скорость поршня равна нулю:
Cmin = 0.
При среднем положении поршня при а = -3 получается
максимальное значение скорости, так как sin^-=l:
Стах = •
Выразим Стах через Сср. Для этого уравнение (7) перепи-
шем в виде:
„ _ Sn _ 2гп _ гп
Сср “ ЗУ _ ~3(Г ~ 13 •
Выражение для максимальной скорости также можно
решить относительно радиуса кривошипа г и числа оборотов
в минуту п:
п 2пгп лги
Стах - «Г - -ад- = -ад- .
Сравнивая оба эти выражения, увидим, что максимальная
скорость поршня превосходит среднюю в 1,57 раза, а именно:
с
max тт/'Л * ГП 71 1 сгг»
= “Дб" : 15 = ~2~ = *,Э ’
Стах= 1,57 Сср.
Приводные поршневые насосы
21
Графическое изображение скорости поршня
Из уравнения (9) С — cor sin а следует, что скорость поршня
С на протяжении хода поршня изменяется в зависимости от
синуса угла а. Следовательно, ее графически можно изобра-
зить в виде синусоиды (фиг. 13), если по оси хх откладывать
угол поворота кривошипа а или время Т, пропорциональное
этому углу вследствие равномерного вращения вала, а по
оси уу скорость С поршня, соответствующую этому углу.
Полная длина синусоиды соответствует углу полного обо-
рота кривошипа 2л или времени одного оборота вала, равному
Т секунд.
Фиг. 13. Графическое изображение скорости поршня.
В точке О, соответствующей левому мертвому положению,
угол а будет равен нулю и sina = 0; следовательно, точка О
будет лежать на прямой хх. В точке С, соответствующей углу
поворота кривошипа на угол sin а будет равен единице,
высота синусоиды достигает максимума, равного г, в точке I
она пересечет ось хх и высота ее опять будет равна нулю,
так как sin л = 0, в точке I она будет иметь высоту, равную г,
и, наконец, в точке II опять пересечет ось хх.
Построение синусоиды
Построение синусоиды производят следующим образом
(фиг. 14). Берут окружность радиусом, соответствующим в не-
котором масштабе радиусу кривошипа г, и делят ее на произ-
вольно равное число частей, например на 24 части. Через точки
деления проводят радиусы и нумеруют их справа налево, начи-
ная с нуля до 23. Затем проводят прямую — ось синусоиды хх
на продолжении диаметра 12—0 — и на любом расстоянии от
окружности г восстанавливают перпендикуляр уу.
Фиг. 15. Графическое изображение ускорения поршня.
Поршневые насосы
Приводные поршневые насосы
23
От точки О — пересечения оси уу с осью хх — по оси хх
откладывают отрезок, равный длине окружности 2лг, также
делят его на 24 части и нумеруют.
Из точек деления окружности проводят горизонтальные
прямые, а из точек деления прямой хх проводят вертикальные
прямые. Отмечая точки пересечения линий, имеющие одина-
ковую нумерацию, и соединяя их плавной кривой, получим
синусоиду.
Сравнивая кривую на фиг. 10, полученную на основании
анализа формулы С = cor sin а, убедимся, что графически по-
строенная синусоида с ней одинакова.
Графическое изображение ускорения поршня
Из уравнения для ускорения поршня / = — er г cos а видно,
что ускорение зависит от косинуса а, а величина «2г является
достоянной. Таким образом, графически ускорение поршня
•может быть изображено косинусоидой.
При угле поворота кривошипа а=0 и а = л, т. е. в мерт-
вых положениях поршня, ускорение имеет максимальное зна-
чение, так как в этих случаях cosa=l.
При среднем положении поршня, когда a = -^-, cosa = 0,
следовательно, и ускорение равно нулю.
На фиг. 15 изображена косинусоида, графически представ-
ляющая изменение ускорения поршня на протяжении его хода.
Проследив за изменением ускорения поршня в зависимости
от угла кривошипа, мы видим, что при вращении кривошипа
вправо от левого мертвого положения положительное ускоре-
ние уменьшается до нуля. Во второй четверти оно отрицательно,
так как скорость уменьшается, но абсолютное значение ускоре-
ния растет. В третьей четверти ускорение отрицательное, так
как скорость направлена в обратную сторону, и, наконец, в чет-
вертой четверти положительна, так как скорость имеет обрат-
ное направление и убывает.
Построение косинусоиды аналогично построению синусоиды.
Графики подачи приводных поршневых насосов
В правильно работающем насосе жидкость следует непре-
рывно за поршнем, не отрываясь от него. Секундный объем
жидкости, подаваемый в данный момент, равен скорости поршня
в этот момент, умноженной на его площадь.
Так как площадь поршня является величиной постоянной,
то подаваемый насосом объем жидкости в некоторый заданный
24
Поршневые насосы
момент времени будет зависеть только от скорости и поэтому
будет меняться так же, как и скорость, т. е. по закону синуса:
Qmfh = CF = <orF sin а м3/сек;
это уравнение отличается от уравнения (9) множителем F, т. е.
на постоянное число. Следовательно, подача насоса в данный
момент времени, или мгновенная подача QKrH, бу-
дет графически изображаться синусоидой, с той только разни-
цей, что ординаты синусоиды будут изображать мгновенный
расход QMrH, соответствующий углу поворота а.
Очевидно, что для изображения скорости С поршня и мгно-
венной подачи можно пользоваться одной и той же синусоидой,
читая ее ординаты в разных, соответствующих им масштабах.
Скорости движения жидкости во всасывающем и нагнета-
тельном трубопроводах могут быть также изображены графи-
чески.
Очевидно, что при неразрывности потока скорости во вса-
сывающем и нагнетательном трубопроводах будут связаны со
скоростью поршня С; ввиду этого должны быть справедливыми
следующие соотношения:
Qmth = Г'вс.тр ^вс ==FC\
Qmth ~ Fнаг.тр ^наг ~ FQ.
Таким образом, для приводного насоса с бесконечно длин-
ным шатуном построенная синусоида в соответственном мас-
штабе изображает в зависимости от угла поворота криво-
шипа а или от времени одного оборота вала:
1) скорость поршня С;
2) мгновенную подачу QМГН J
3) скорости с>вс и пНаг во всасывающем и нагнетательном
трубопроводах.
График подачи приводного насоса простого действия
Площадь синусоиды oab (см. фиг. 13), ограниченная какой-
либо ординатой ab, представляет собой некоторый объем Va,
описанный поршнем, или объем жидкости, поданный поршнем
в нагнетательный трубопровод за время, изображенное на
диаграмме отрезком оа секунд, соответствующее углу поворота
кривошипа а, так как ординаты синусоиды изображают в мас-
штабе мгновенные расходы QMrH-
Площадь odlco, ограниченная верхней половиной синусоиды
и осью хх, изображает объем V, описанный поршнем, соответ-
ствующий ходу поршня S, или подачу насоса за один оборот
вала, так как в насосе простого (одинарного) действия при
обратном ходе поршня подачи нет.
Желая представить графически изменение по времени по-
дачи приводного насоса простого действия ио
Приводные поршневые насосы
25
всасывающему или по нагнетательному трубопроводам или изме-
нение скорости Пнаг или пВс, мы придем к диаграмме, изобра-
женной на фиг. 16, отчетливо показывающей неравномерность.
движения жидкости в трубопроводе и полную его зависимость
от движения поршня.
В самом деле, за один оборот вала поршень насоса совер-
шает два полных хода: один ход влево, соответствующий про-
цессу всасывания, и другой вправо, соответствующий процессу
нагнетания. Таким образом, рассматривая подачу насоса в на-
гнетательный трубопровод, мы должны пользоваться только
Фиг. 16. График подачи приводного насоса простого действия.
одной ветвью синусоиды, например верхней, соответствующей
ходу поршня насоса вправо.
Если бы подача насоса осуществлялась равномерно, то
вместо синусоиды, графически изображающей закон изменения
мгновенной скорости пМГн в нагнетательном трубопроводе, мы
получили бы горизонтальную прямую, параллельную оси ххъ
ординаты которой соответствовали бы онаг. пост — постоянной
скорости в нагнетательном трубопроводе.
Площади, ограниченные верхней ветвью синусоиды и пря-
мой, параллельной хх}, равновелики. Таким образом, для того
чтобы графически определить пНаг. пост, необходимо опреде-
лить площадь, ограниченную верхней ветвью синусоиды, и раз-
делить ее на длину основания синусоиды, равную Т или 2я.
Степенью неравномерности подачи на-
соса m называется отношение максимальной подачи Qmax к
средней подаче Qcp за один полный оборот насоса:
«=опах-; (п>
п —р — pc — F лгп
Чтах — ‘'max — ‘ ’-max — ‘ 30 ’
п _ _ _ р Sn _ „ 2гп _ р гп
Vcp — — ср — Пнаг. пост — ' “gg" — Г gg — Г -gg- ,
откуда
m=FJ^:FS=- = 3’14-
26
Поршневые насосы
Таким образом, степень неравномерности подачи поршневого
насоса простого действия равна 3,14.
График подачи приводного насоса двойного действия
Для построения графика подачи насоса двойного действия,
имеющего два одинаковых поршня, приводимых в движение
двумя кривошипами, расположенными под углом 180°, необхо-
димо график, построенный для одного поршня (фиг. 17), для
Фиг. 17. График подачи приводного иасоса двойного действия
с кривошипами, расположенными под углом 180°.
другого поршня сдвинуть по оси хх на отрезок ab, соответ-
ствующий углу поворота 180° или
Если построить прямую, соответствующую У наг. пост, то мы
увидим, что подача такого насоса будет равномернее, нежели
насоса одинарного действия.
та*
Фиг. 18. График подачи одноцилиндрового иасоса двойного
действия с учетом влияния поршневого штока.
Если рассмотреть одноцилиндровый насос двойного дей-
ствия, т. е. насос, у которого рабочими являются обе стороны
поршня (фиг. 18), то вследствие наличия поршневого штока
подача правой полости насоса будет несколько меньше левой
и ветвь синусоиды, соответствующая правой полости цилиндра,
будет немного ниже.
Насос двойного действия за один полный оборот вала по-
дает жидкости в два раза больше, чем насос простого действия,
следовательно,
Qcp — ^ср — ^наг. пост —
и степень неравномерности подачи насоса двойного действия
Приводные поршневые насосы
27
будет в два раза меньше, чем насоса простого действия:
_ ^тах _ р ЛГП Frn
тяв. дейст - Qcp ~ ^ ЗО^ Чэ
Л
т
1,57.
Графики подачи насосов многократного действия
Для получения возможно равномерной подачи применяются
насосы тройного действия. В таком насосе криво-
шипы трех отдельных насосов простого действия, из которых он
состоит, располагаются под углом 120° друг относительно друга.
График подачи такого насоса, очевидно, будет изображаться
t.O.
Фиг. 19. График подачи насоса тройного действия с распо-
ложением кривошипов под углом 120’.
тремя одинаковыми синусоидами, смещенными относительно
2
друг друга на 120° или -у я (фиг. 19).
Построив прямую, соответствующую постоянной подаче
с ординатами онаг. пост, видим, что суммарная кривая подачи
Фиг. 20. График подачи приводного насоса четырельрат-
ного действия с расположением кривошипов под углом 90°.
трехцилиндрового насоса простого действия близко к ней
подходит.
Насос тройного действия за один полный оборот вала по-
дает втрое больше жидкости, нежели насос одинарного дей-
ствия, следовательно,
г> „ те- ^гп ргп
'/ср — Чр — ^наг. пост — OP —pj— ,
откуда степень неравномерности подачи насоса тройного дей-
ствия будет:
__________ ^тах р . Frn _ Tt. _
ШТр. дейст— q__________________________30 ’ 10 ~ 3_‘
28
Поршневые насосы
т. е. степень неравномерности подачи насоса тройного действия
близка к единице и подача такого насоса по сравнению с при-
водными насосами других типов будет наиболее плавной.
Насос четырехкратного действия, имеющий
четыре одинаковых поршня, кривошипы которых расположены
под углом 90° друг к другу, будет иметь график подачи, изо-
браженный на фиг. 20.
Степень неравномерности подачи такого насоса может быть
найдена следующим образом. Ордината Qmax представляет
собой сумму двух ординат ab и Ьс, соответствующих углу
поворота кривошипа насоса на 45°, или ; этому углу пово-
рота соответствует мгновенная скорость поршня С:
. .-0 V2 1,41 1,41 лгп
С = шг sin 45 = саг =• —тт— сог = ---^7-,
2 2 JU
а сумма двух ординат будет равна
ab + bc = l,4l~ и(?тах = 1,41 F-^.
Фиг. 21. График подачи приводного двухцилиндрового насоса двойного дей-
ствия с \ четом объема поршневого штока при расположении кривошипов
под углом в 90°.
Однако аналогично предыдущему Qcp должна быть равна
средней подаче четырех одноцилиндровых насосов простого
действия:
QcP = 4F^,
откуда
Шчет. Дейст — ~q — 1,41 F : 4F Л — 1,11,
т. е. степень неравномерности подачи насоса четырехкратного
действия также близка к единице (фиг. 20) и такой насос имеет
плавную подачу.
Если вычертить диаграмму подачи насоса четырехкратного
действия, состоящего из двух цилиндров двойного действия,
имеющих поршневые штоки, уменьшающие рабочий объем
одной из двух рабочих полостей каждого цилиндра, то при
условии расположения кривошипов через каждые 90° диа-
грамма будет иметь вид, изображенный на фиг. 21.
Приводные поршневые насосы
29
Все рассмотренные выше диаграммы подачи насосов одина-
ково' справедливы как для нагнетательного, так и для всасы-
вающего трубопроводов, так как закон изменения скорости во
всасывающем и нагнетательном трубопроводах одинаков. Слож-
нее дело обстоит с диференциальным насосом. Для всасываю-
щего трубопровода этого насоса справедлив график насоса
простого действия (см. фиг. 16). Для нагнетательного же тру-
бопровода будет справедлив график насоса двойного действия
с той же секундной подачей.
На фиг. 22 представлен график подачи диференциального
насоса. Ветви синусоиды akb и cld, аналогичные графику на-
ооса простого действия, относятся к процессу всасывания.
Ординаты этой синусоиды будут равны QMrH, а площадь
akba будет равна подаче насоса за один оборот QBC = vBc.
В диференциальном насосе в нагнетательный трубопровод
за один ход поршня подается только часть жидкости и подача
такого насоса будет изображена синусоидой, площадь которой
Фиг. 22. График подачи насоса диференциального действия.
ai:;ba равна QHar = пкаг = (F—f)S; остальной объем жидкости,
равный fS (заштрихованная площадь akbma) в течение хода
поршня ab подается не в нагнетательный трубопровод, а в до-
полнительную камеру, откуда он поступает в нагнетательный
трубопровод во время об-
ратного хода поршня Ьс,
что изображено синусои-
дой Ьпс.
Таким образом, если
F = 2 /, подача жидкости
в нагнетательный трубо-
провод во время прямого
и обратного ходов поршня
будет одинакова и полу-
ченный график подачи в
нагнетательный трубопро-
вод будет таким же, как
и у насоса двойного дей-
ствия.
Таблица 1
Степень неравномерности приводных
поршневых насосов
Насосы Степень неравномер- ности подачи
Простого действия Двойного действия Тройного действия Четырехкратного действия Диференциальные . ф .“ф ф а 11 У II II £ СЛ II О СЛ -Р* <1 S К СО
30
Поршневые насосы
Степени неравномерности подачи насосов приведены в
табл. 1.
Табл. 1 наглядно показывает, что наибольшей равномер-
ностью подачи, близкой к единице, обладает насос тройного
действия, выполненный в виде трех насосов простого действия,
кривошипы которых расположены под углом 120°.
ВОЗДУШНЫЕ КОЛПАКИ
Неравномерное движение жидкости, которое происходит во
всасывающем и нагнетательном трубопроводах под влиянием
неравномерного движения поршня, влечет за собой ряд
неудобств, так как при этом насос развивает неравномерное
давление, подача насоса сильно колеблется, а на преодоление
сил инерции в трубопроводах требуется затрата мощности.
При неравномерной подаче насоса необходимо сообщать
периодически ускорение всей массе жидкости, заполняющей
всасывающий и нагнетательный трубопроводы, причем каждый
раз на создание этого ускорения тратится соответствующая
энергия.
Особенно сильно это явление сказывается при работе насо-
са простого действия. В его трубах жидкость движется перио-
дически, т. е. только половину времени одного оборота криво-
шипа насоса, а в течение второй половины времени вся напол-
няющая трубопровод жидкость бывает неподвижна и для
последующего продвижения ожидает нового импульса. В этих
условиях насос работает со стуком, трубопровод вибрирует,
что нередко может послужить причиной аварии; такой насос
в целях ослабления ударов должен работать со сниженным
числом оборотов, а следовательно, и с меньшей производитель-
ностью.
Для выравнивания скорости движения жидкости во всасы-
вающем и нагнетательном трубопроводах применяют воздушные
колпаки. При установке воздушных колпаков на всасывающем
и нагнетательном трубопроводах неравномерное движение
жидкости остается только на коротких участках между колпа-
ком и рабочей полостью цилиндра насоса (фиг. 23).
При наличии воздушных колпаков периодической затраты
энергии на создание ускорения жидкости во всасывающем и
нагнетательном трубопроводах не требуется и лишь затрачи-
вается энергия, необходимая на создание ускорения жидкости
на коротком участке между рабочей полостью насосного ци-
линдра и соответствующим воздушным колпаком.
Чем короче расстояние между колпаком и рабочей полостью
насоса, тем меньшей массе жидкости необходимо сообщить
ускорение и тем меньше будет затрачено энергии на сообщение
ускорения жидкости.
Приводные поршневые насосы
зг
Поэтому для уменьшения непроизводительно затрачиваемой
энергии воздушные колпаки должны располагаться возможно
ближе к рабочей полости цилиндра насоса.
Часто воздушные колпаки конструктивно представляют
собой часть самого насоса, как, например, это изображено на
фиг. 23. В этом случае расстояние между воздушным колпаком
насоса и рабочей полостью получается минимальным.
Сущность действия нагнетательного или всасывающего кол-
пака заключается в том, что воздух, находящийся в колпаке,
при увеличенной подаче насоса сжимается и при уменьшенной
подаче насоса расширяется.
.С
Liiiiiiiiiini
1 а'
Х-а-
I— S
Фиг. 23. Приводной плун-
жерный насос простого
действия, оборудован-
ный воздушными колпа-
ками.
7 —на нагнетательном трубопроводе; 2 —на всасывающем
трубопроводе. М — манометр; В— вакуумметр.
ЧШНПШШНН!
ППИН'Ш.1
Объем жидкости, заключенной в колпаке, изменяется в об-
ратном отношении: при увеличенной подаче объем жидкости
в колпаке возрастает и при уменьшенной подаче уменьшается.
Таким образом, при возрастании подачи насоса часть жидкости
аккумулируется в колпаке и отдается во время снижения
подачи.
Воздушный колпак на всасывающем трубопроводе
Всасывающий воздушный колпак представляет собой замкну-
тый сосуд, помещенный непосредственно под рабочей полостью
насоса, с которой он соединен коротким, опущенным под уро-
вень жидкости патрубком (фиг. 23).
Закон изменения скорости подачи жидкости во всасывающем
патрубке изображается синусоидой amb, которая представляет
•32
Поршневые насосы
собой изменение теоретического количества жидкости, посту-
пающего по всасывающему трубопроводу в рабочую полость
насоса, в зависимости от времени.
Допуская, что при наличии всасывающего колпака будет
обеспечен равномерный приток жидкости по всасывающему
трубопроводу в течение времени, соответствующего одному обо-
роту вала насоса 2л, получим график в виде прямой а'с',
параллельной оси хх.
Во время процесса всасывания рабочая камера насоса будет
забирать больше жидкости, чем ее подается по всасывающему
трубопроводу при равномерном движении. В этом случае недо-
стачу жидкости, поступающей по всасывающему трубопроводу,
будет пополнять воздушный колпак. За счет понижения уровня
жидкости во всасывающем колпаке в рабочий цилиндр насоса
поступит количество жидкости, изображенное частью площади
синусоиды dmed (заштриховано). Во время хода нагнетания,
когда з рабочую полость насоса жидкость не поступает, во вса-
сывающем колпаке это количество жидкости аккумулируется,
при равномерном движении во всасывающем трубопроводе оно
будет изображено площадью aa'do -f- bec'c (заштриховано) и
уровень ее повысится.
Колебание уровня жидкости во всасывающем трубопроводе
происходит в результате изменения давления в воздушном кол-
паке, вызываемого движением поршня. Понятно, что чем
меньше будет колебание давления в колпаке, тем равномернее
будет движение жидкости во всасывающем трубопроводе.
Очевидно, чем больше объем всасывающего колпака, тем
меньше колебание давления; в идеальном случае, когда теорети-
ческое давление во всасывающем колпаке не будет меняться,
объем его должен быть бесконечно большим.
На практике обычно ограничиваются колебанием давления
во всасывающем колпаке в пределах от 1 до 5%.
Задаваясь допустимой величиной колебаний давления dp =
= Ртах - - Рты, можно подсчитать теоретически необходимый
объем воздуха во всасывающем колпаке в зависимости от
объема рабочего цилиндра насоса FS.
На практике для определения объема всасывающего кол-
пака пользуются приближенными подсчетами; например по
формуле
VK = iFS; (12)
коэфициент I в этой формуле выбирается по табл. 2 в зависи-
мости от высоты всасывания Нвс и числа колен на всасываю-
щем трубопроводе.
Приближенно можно считать, что объем жидкости, аккуму-
лируемый во всасывающем колпаке, составляет: для насоса
Приводные поршневые насосы
33
Таблица 2
Вспомогательная таблица к формуле для опреде-
ления размеров воздушного колпака на всасывании
Нвс 5 6 7 8
i 5-8 8-12 12-16 16-20
простого действия ~ 0,5 FS; для насосов двойного действия
~ 0,2 FS.
Ввиду того, что давление во всасывающем колпаке ниже,
чем в приемном резервуаре, в нем накапливаются воздух и пары
перекачиваемой жидкости. При накапливании паров и воздуха
уровень жидкости во всасывающем колпаке понижается до тех
нор, пока не опустится до нижнего уровня всасывающего
патрубка. При очередном ходе всасывания воздух и пары
жидкости засасываются насосом, чем и устраняется излишек
их во всасывающем колпаке.
Форма всасывающего колпака может быть любой, однако
для уменьшения колебаний уровня стараются всасывающий
колпак выполнить так, чтобы в нем была возможно большая
поверхность уровня жидкости. Иногда часть всасывающего
колпака выполняют в виде пустотелой фундаментальной плиты
(фиг. 23).
Воздушный колпак на нагнетательном трубопроводе
Нагнетательный колпак располагается непосредственно над
нагнетательным клапаном насоса. Жидкость к нагнетательному
колпаку из рабочей полости насоса поступает через нагнета-
тельный клапан неравномерно, следуя закону синусоиды
admeb (фиг. 23), которому подчиняется движение поршня.
Вследствие большого сопротивления нагнетательного трубо-
провода не вся нагнетаемая поршнем жидкость входит в трубу,
а часть ее, изображенная на графике площадью dmed, задер-
живается в нагнетательном колпаке и, уменьшая объем нахо-
дящегося в нем воздуха, несколько увеличивает его давление.
После того как подача жидкости в колпак прекратится, времен-
ный избыток давления воздуха, образовавшийся в колпаке,
будет продолжать нагнетать жидкость в нагнетательный трубо-
провод до тех пор, пока этот избыток давления не станет рав-
ным нулю. Этим обеспечивается непрерывная и более равно-
мерная подача жидкости в нагнетательный трубопровод.
Очевидно, что для обеспечения плавной подачи насоса
в нагнетательный трубопровод необходимо иметь в нагнетатель-
ном колпаке постоянно достаточно большой объем воздуха и
паров перекачиваемой жидкости, который изменялся бы незна-
чительно и обеспечил небольшие колебания давления в колпаке.
3 Ц. С. Гуревич
34
Поршневые насосы
Практически довольствуются колебаниями давления р„аг
в нагнетательном колпаке в 1—5%, т. е. в таких же пределах,
как и во всасывающем колпаке.
Для выбора размера нагнетательного колпака можно поль-
зоваться эмпирической формулой
м (13)
и формулой
VK = iFS, (13')
где i определяется из табл. 3.
Таблица 3
Вспомогательная таблица к формуле для определения размеров воз-
душного колпака на нагнетании
М + L, м 20 50 100 500 1000 2000
В зависимости от числа колен i= где L — длина нап ., Рнаг М = ~ д столба жи; 4—6 аетательн авление в хкости в ой трубы нагнетате летрах. 6—9 в метрах льном ко 9—13 и лпаке, вь 12—16 раженное 16—20 высотой
Величина колебаний объема воздуха в нагнетательном кол-
паке может быть принята для насосов простого действия
~0,5 FS и для насосов двойного действия ~ 0,2 FS.
Воздух в нагнетательном колпаке находится под повышен-
ным давлением, поэтому хорошо растворяется перекачиваемой
жидкостью и уносится ею.
Убыль воздуха в нагнетательном колпаке влечет за собой
уменьшение плавности подачи насоса, удары в трубопроводе и
может вызвать вибрацию всей насосной установки.
В целях уменьшения убыли воздуха при перекачке сырой
нефти в нагнетательный колпак помещается деревянный попла-
вок (см. фиг. 63), назначение которого — уменьшить поверх-
ность соприкосновения нефти с воздухом и тем самым значи-
тельно замедлить растворение воздуха.
Пополнение убыли воздуха производят при помощи спе-
циального компрессора, нагнетающего воздух в баллон, соеди-
ненный с воздушным нагнетательным колпаком насоса. Если
в качестве двигателя насоса применяется двигатель-дизель, то
для пополнения недостачи воздуха часто пользуются пусковым
компрессором, подавая воздух в нагнетательный колпак насоса
через промежуточный воздушный баллон.
Для наблюдения за уровнем жидкости на нагнетательном
колпаке устанавливается мерное стекло.
Приводные поршневые насосы
35
Смесь нефтяных паров с воздухом, подаваемая в напорный
воздушный колпак насоса в определенной пропорции (от 2 до
6% нефтяных паров), является взрывчатой и может послужить
причиной аварии.
В мерных стеклах напорных воздушных колпаков насосов,
перекачивавших сырую нефть, неоднократно наблюдались
вспышки. В результате взрыва напорного колпака может воз-
никнуть пожар перекачивающей станции.
В связи с этим при перекачке сырой нефти следует приме-
нять насосы, обладающие возможно большой равномерностью
подачи, например трехплунжерные, и в случае необходимости
установки напорных воздушных колпаков последние должны
быть достаточного объема и повышенной прочности.
При перекачке нефтепродуктов мерные стекла сами по себе
опасны в пожарном отношении. Для уменьшения пожарной
опасности мерные стекла устанавливаются на автоматически
запирающихся краниках.
ТЕОРИЯ КЛАПАНОВ
Назначение клапанов — попеременно соединять и разобщать
рабочую полость насоса со всасывающим и нагнетательным
трубопроводами.
Разбирая идеальную индикаторную диаграмму насоса про-
стого действия (фиг. 4), мы предполагали, что: всасывающий и
нагнетательный клапаны открываются и закрываются мгно-
венно при нахождении поршня насоса в мертвых точках. В дей-
ствительности открывание и закрывание клапанов происходят
с запаздыванием, так как подъем и посадка клапана происхо-
дят с некоторой конечной скоростью.
Наиболее распространены подъемные клапаны, дви-
жущиеся при открывании отверстия для прохода жидкости нор-
мально к опорной поверхности, обычно в вертикальном напра-
влении.
Подъем клапана производится давлением жидкости, проте-
кающей через клапан. Опускание клапана происходит под да-
влением его веса или под действием веса и пружины. В первом
случае клапан называется грузовым или весовым, а во
втором — пружинным. Весовые и пружинные клапаны дей-
ствуют автоматически.
Теория подъема клапана приводного насоса
(с кривошипно-шатунным механизмом)
На фиг. 24 схематически изображен тарельчатый клапан,
нагруженный пружиной. Для удобства дальнейшего изложения
на этой схеме и в дальнейших аналитических выводах приняты
следующие обозначения:
F — площадь поршня в
3*
36
Поршневые насосы
С — скорость поршня в какой-либо момент времени, или
мгновенная скорость, в м/сек-,
d\ — диаметр проходного сечения седла клапана в м;
fi —площадь прохода в седле клапана в м2;
d —диаметр тарелки клапана, равный di + 2 &, в м;
I —длина окружности тарелки клапана в м\
b — ширина опорной поверхности клапана в м;
f — площадь сечения тарелки клапана в м;
и —скорость клапана в м/сек-,
Vi — скорость жидкости в седле клапана в м/сек-,
h —высота подъема клапана в м-,
V — теоретическая скорость жидкости в щели клапана
в м/сек-,
ц — коэфициент истечения.
Пользуясь приведенными выше обозначениями, в силу за-
кона непрерывности течения жидкости можем написать:
FC
flVl — PC или vr = — - ,
т. е. скорость в седле клапана
пропорциональна скорости пор-
шня и, следовательно, движе-
ние клапана зависит от дви-
жения поршня.
Клапан с изменяющейся
скоростью поднимается с седла,
достигает некоторой высоты,
некоторое время остается не-
подвижным и затем снова са-
дится в седло. Рассмотрим
случай, когда клапан, подняв-
шийся на некоторую высоту,
начинает плавать в потоке
жидкости, находясь в равнове-
потока количество жидкости,
протекающее через седло клапана, должно быть равно количе-
ству, протекающему через клапанную щель. Следовательно,
pVlh^f^
с другой стороны,
/А = FC-,
Фиг. 24. Схема тарельчатого клапана,
нагруженного пружиной.
сии. В случае установившегося
приравнивая эти выражения, получим
nVlh = FC,
т. е. расход через клапанную щель равен объему жидкости, вы-
тесняемому поршнем.
Приводные поршневые насосы
37
При бесконечной длине шатуна
С =cursina.
Решая это уравнение относительно h — высоты подъема кла-
пана — и подставляя значение мгновенной скорости поршня С,
получим
Л ==—f^-sina, (14)
pVl ' '
т. е. основное уравне-
ние для подъема кла-
пана.
В правую часть
этогоуравнениявходят:
F — площадь поршня,
г — радиус кривошипа;
со—угловая скорость и
I — окружность тарел-
ки клапана, являю-
щиеся величинами по-
стоянными. Если поло-
жим, что коэфициент
истечения р и скорость
в щели клапана V так-
же не изменяются, то
придем к выводу, что
при этих условиях вы-
сота подъема клапана h
пропорциональна сину-
су угла поворота кри-
вошипа а. Для а = 0°
и а = 180° sina=0;
следовательно, и высо-
та подъема клапана h
равна также нулю, т. е.
в мертвых положениях
шатуна клапан нахо-
дится в седле.
При a=90° sina=max=l и Л= — максимальной высоте
подъема клапана.
Зависимость по уравнению (14) изобразится синусоидой, ее
нетрудно получить (фиг. 25, верхний график), отложив угол
поворота кривошипа по оси абсцисс, а соответствующий ему
подъем клапана по оси ординат.
При равномерном вращении вала приводного насоса углы
поворота кривошипа пропорциональны времени и, следовательно,
38
Поршневые насосы
основание синусоиды, равное по длине 180°, одновременно
представляет собой время Т хода поршня.
Расстояние t, равное Оа, есть время, за которое клапан
поднялся на высоту h.
За бесконечно малый отрезок времени dt высота подъема
клапана изменяется также на бесконечно малую величину dh,
и путь, пройденный клапаном в единицу времени, или скорость
подъема клапана и, будет найдена как производная
dh ,
где rp — угол наклона касательной к кривой.
Из фиг. 25 (см. средний график) видно, что подъем клапана
происходит при непрерывно уменьшающейся скорости до тех
пор, пока не достигнет максимальной высоты подъема, при ко-
торой скорость подъема станет равной нулю. Опускание кла-
пана будет происходить по обратному закону — с непрерывным
нарастанием скорости.
Из уравнения (14) имеем
dh Fra> da
U ~~dF~ ~pVl C0S “ IT ’
Подставляя значение , получим уравнение скорости кла-
пана:
Fra?
U = COS a.
pVl
(14')
Скорость как при отрыве клапана от седла, так и при по-
садке наибольшая. При угле поворота кривошипа а = 90°,
когда клапан достигает своего наивысшего положения, она
равна нулю.
Изменение скорости подъема клапана, т. е. его ускорение,
найдем, продиференцировав уравнение для скорости по вре-
мени:
du Frc»2 . da
—-------лТГ Sin a -г-
dt pVl dt ’
откуда
Frai3
! =----^rsina’
(И")
При постоянных pi и V ускорение клапана / пропорцио-
нально синусу угла поворота кривошипа и графически изобра-
жается синусоидой (см. фиг. 25, нижний график).
При различных значениях угла а будем иметь
а = 0 и а = 180° =.т, sin а = 0, / —0;
а = 90°, sina=l,
Frai3
pCl
Приводные поршневые насосы
39
Уравнение дает для значений а от 0 до 180° отрицатель-
ные величины.
Если, как и раньше, принять у и V постоянными, тогда
скорость подъема клапана будет пропорциональна косинусу
угла поворота кривошипа а и, следовательно, изменения ско-
рости подъема клапана изобразятся косинусоидой.
В самом деле, для
ло 1 Frcj2
а — О cos а = 1 и и — ;
pVl
а = 180° cos а = — 1 и и — — Дг/г- ;
uVl ’
а = 90° cos а — 0 и и = 0.
Для углов 0 и 90° cos а положителен и, следовательно,
скорость и также положительна, т. е. подъем клапана увеличи-
вается— клапан поднимается. Для углов между 90 и 180° cos а
отрицателен, отрицательна скорость и, т. е. подъем клапана
убывает — клапан садится.
Откладывая угол поворота кривошипа по оси абсцисс, а ско-
рости и по ординатам, получим кривую скорости подъема кла-
пана — косинусоиду.
Скорость подъема клапана при значениях угла поворота
кривошипа а от 0 до 90°, как было показано выше, положи-
тельна, но ее ускорение отрицательно и, следовательно, ско-
рость клапана при значениях угла « от 0 до 90° убывает.
Движение клапана при этом ^замедляется.
При значениях угла поворота кривошипа от 90 до 180° ско-
рость клапана отрицательна, но и приращение скорости также
отрицательно, поэтому в этом интервале угла поворота криво-
шипа скорость увеличивается.
Движение клапана при посадке в седло ускорено.
Наибольшее изменение скорости имеет место при перемене
направления клапана, т. е. при наивысшем его положении.
В начале и в конце движения клапана ускорение равно нулю.
Графически это изображено синусоидой на фиг. 25, на ниж-
нем графике.
Ускорение клапана можно выразить через высоту подъема.
Решив для этой цели совместно уравнения (14) и (14"),
получим
/ = — со2й, (14'")
г. е. ускорение клапана пропорционально высоте его подъема.
Движение невесомого клапана
Если клапан находится в движении, то уравнение yVlh=iy\
не будет справедливым. Когда клапан поднимается, то между
тарелкой клапана и опорной поверхностью седла клапана
40
Поршневые насосы
остается свободное пространство, которое должно быть запол-
нено жидкостью, проходящей через седло клапана, и поэтому
количество жидкости, проходящее через щель клапана, будет
меньше, чем количество жидкости, поступившее через седло.
Если же клапан садится, то он вытеснит через щель часть
жидкости, находящейся под клапаном, и поэтому количество
жидкости, проходящее через щель при посадке клапана, уве-
личится на объем вытесненной им жидкости.
Сохраняя прежние обозначения, можем написать
uVlft = f1v1 — /у,
т. е. количество жидкости, протекающее через щель клапана,
равно количеству ее, протекающему через седло клапана,
уменьшенному на объем, вытесненный клапаном.
Так как количество жидкости, протекающее через седло
клапана, = FC, т. е. объему, вытесненному поршнем, то
можем написать
yVlh =FC~fu,
т. е. объем жидкости, протекающей через клапанную щель,
равен объему, вытесненному поршнем, без объема, вытеснен-
ного клапаном. Это можно доказать аналитически.
Решим уравнение относительно h:
<1э>
ИЛИ
Диференцируя это уравнение и приняв постоянными y,v, I,
F и /, будем иметь
_ dh _ 1 / р dC , du \
U ~ di ~ pVl V ht ' ~dt)’
практически
т. е. взять
весьма малой величиной /— можно пренебречь,
_ F dC
и~ pVl dt '
Подставляя эту величину в исходное уравнение, получим
h = -J— (fC___!F-
pVl \ pVl dt ) '
Приводные поршневые насосы
41
У приводного насоса с кривошипно-шатунным механизмом
С = ra> sin а и ^- = г со2 cos а. Подставляя эти величины вза-
мен С и dC, имеем
h = (Fr ш sin а - cos а >
или
Фиг. 26. Графическое представление уравнения (15).
7 — синусоида Frat sin а; 2 —косинусоида
Frat*
iwl
cos а; 3—ре-
зультирующая кривая-
умножая обе части равенства на pVl, окончательно получим
yVlh = Free sin а----------------cos q- (15")
Левая часть уравнения равна объему жидкости, протекаю-
щей через щель при переменной высоте подъема h. Правая
часть уравнения состоит из двух членов — первый представ-
ляет собой объем, вытесняемый поршнем, а второй — объем,
вытесняемый клапаном. Следовательно, объем протекающей
через клапанную щель жидкости равен объему, вытесняемому
поршнем, без объема, вытесняемого клапаном.
Уравнение (15) может быть представлено графически путем
суммирования ординат синусоиды 1 и косинусоиды 2 (фиг. 26).
Из чертежа видно, что когда поршень находится в правом
мертвом положении, клапан еще поднят на высоту h0. Падая
с этой высоты при обратном ходе поршня, клапан стучит. Стук,
очевидно, будет тем сильнее, чем больше высота h0. Во время
падения клапана с высоты h0 через него происходит дополни-
тельная утечка жидкости, что уменьшает коэфициент наполне-
ния. В левой части графика результирующая кривая пересекает
ось абсцисс при угле щ. Это показывает, что клапан под-
нимается не одновременно с выходом поршня из мертвого
42
Поршневые насосы
положения, а после того, как поршень пройдет некоторый
путь So, соответствующий углу а0. Это запаздывание открытия
клапана также сказывается на уменьшении коэфициента на-
полнения насоса.
Определим угол а0, который опишет палец кривошипа, когда
клапан опустится в седло. Для угла поворота кривошипа
а— 180°+ а0 высота подъема h =0, поэтому
0 = [sin < 180°+«о) - WTcos <180° + ao) j;
tg a0 == tg (180°-У a0) == ~ - (16)
Высота наибольшего подъема клапана /zmax так мало отли-
чается от высоты подъема при 90°, что практически может
быть принята одинаковой.
Из уравнения (15') имеем:
Лтах = ~ (sin 90° - -fa- cos 90°) ,
. _ Fra>
«max - yl •
Угол а0 обычно бывает равным 2—5°. Высота Ло, если поло-
жить угол а= 180°:
Ло = sin 180° - cos 180°;
0 р VI pVl ’
Практически установлено, что стук в клапанах перестает
быть слышным, если Ло < i dK.
Для гарантии нормальной работы клапанов без стука при
расчетах принимают /z = dK, h = 0,004 </к, т. е. в четыре
раза меньше, чем величина подъема, лежащая на границе
стука.
Скорость, с которой садится клапан, можно определить,
пользуясь уравнением
pVlh = FC — fu,
принимая, что в этот момент высота подъема клапана Л = 0
и угол поворота кривошипа а равен а = 18О°4-ао; С —
= гыsin(180° + а,,) = —геоsinа0, т. е.
о = — Frn Sin do — /пзак,
где Пзак —скорость закрытия клапана.
Приводные поршневые насосы
43
Определяя изак, получим
uaaK=Fro>™<^. (18)
Движение весомого клапана
Выводы предыдущего параграфа нами были сделаны в пред-
положении, что коэфициент истечения ц и скорость в щели V
постоянны. В действительности коэфициент изменяется в зави-
симости от высоты подъема клапана. То же относится и к ско-
рости в щели, если клапан нагружен пружиной, упругость
которой с высотой подъема клапана меняется; следовательно,
в уравнении
. Frco I. /со
Л=~wr\sma~ ivrcos а/
имеются четыре переменные величины: h, V, р и а.
Найдем зависимость между этими величинами.
Теоретическая скорость истечения V через щель клапана
равна:
V = /2g (йп - ЙД
где йп — давление жидкости под тарелкой клапана;
йн — давление жидкости над тарелкой клапана;
йп — йн — избыточное давление, вытесняющее жидкость через
клапан.
Если обозначить Gw — вес клапана с пружиной в перекачи-
ваемой жидкости и R — давление, создаваемое пружиной на
клапан, то суммарная нагрузка на клапан
Р = Gw + R-
Эта суммарная нагрузка на клапан должна быть уравнове-
шена давлением жидкости на клапан, т. е.
Gw + R = / (йп — йн) у,
где у — вес 1 м3 перекачиваемой жидкости и /—площадь кла-
пана;
и скорость в щели___________________
V = ]/2g Gw^~ . (19)
Из величин, входящих в правую часть этого уравнения,
переменной является величина R — сила нажатия пружины. Сле-
44
Поршневые насосы
довательно, теоретическая скорость в щели грузового клапана*
не имеющего пружины, есть величина постоянная:
v -yjr = const. (1&7
Если же клапан имеет пружину, то нажатие пружины будет
меняться в зависимости от высоты подъема клапана и скорость-
будет также величиной переменной.
Объем, подаваемый в секунду одной стороной рабочего
цилиндра, будет
0 F2rn Frn
60 “ 30 •
Умножим и разделим обе части равенства на л:
Q 1 Frrm Frco
л 30 л ’
tcQ = Frco,
следовательно, для верхнего положения клапана, соответствую-
щего Лтах , имеем:
TlQ — Vp-l/lmax — pUlmax. 2g .
Решая это уравнение относительно нагрузки, получаем
(20>
Эта формула служит для определения нагрузки на клапан
в верхнем положении.
Нагрузка на клапан в нижнем положении определяется из
условия безударной посадки.
Выше было сказано, что для обеспечения безударной
посадки клапана необходимо, чтобы Ло d; таким образом,.
Ло = = 250 d <СМ- УР'Ние 1 7>-
Подставляя значения
Frco — nQ; (о= ~ и V = 2g
30 ' 5 /у
где /?0 — нажатие пружины в нижнем положении при ,и =0,8,
получим
Ов,+/?0=6,55-^. (21)
Приводные поршневые насосы
45
Для случая тарельчатого клапана, когда / = — nd, эта
формула принимает более простой вид:
Gw + R0 = 0,4075 Qndy. (21')
Так как стук в клапанах появляется при больших значениях h0,
то для устранения стука необходимо уменьшить й0, увеличив
нажатие пружины.
Коэфициент истечения жидкости из-под клапана /л зависит
от конструктивных особенностей клапана, клапанной коробки
и свойств .перекачиваемой жидкости.
Фиг. 27. Зависимость коэфициента истечения р от
высоты подъема тарельчатого клапана без напра-
вляющих ребер (для во’ды).
Лучше всего изучен коэфициент истечения [л для тарельча-
того клапана с плоским седлом, работающего на холодной
воде.
Нафиг. 27 приведена графическая зависимость коэфициента^
от высоты подъема тарельчатого клапана без направляющих
ребер для воды. Та же зависимость в цифровых значениях
приведена в табл. 4.
Таблица 4
Зависимость коэфициента истечения р от высоты подъема
тарельчатого клапана без направляющих ребер (для воды)
h в мм 0,5 1,0 1,5 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0
/л 0,911 0,870 0,788 0,732 0,650 0,599 0,560 0,532 0,515 0,500
46 Поршневые насосы
Продолжение таблицы 4
h в мм 9,0 10 11 ! 12 13 14 15 16 17 18
0,485 0,472 0,459 0,445 0,431 0,420 0,407 0,395 0,381 0,370
Сопротивление открытого клапана и сопротивление в момент
его открытия различны.
Сопротивление открытого клапана возникает вследствие
гидравлических потерь от поворотов, сужений и расширений
струи и определяется по обычной формуле гидравлики для
местных сопротивлений:
<22>
где V — скорость в седле клапана.
Коэфициент £ определяется опытным путем; в частности, для
плоского тарельчатого клапана он может быть определен по
формуле
где
0 = 0,15 — 0,17; «=0,55 + 4^1^1; (22")
обозначения в этих формулах приняты по чертежу (фиг. 24).
Сопротивление клапана в начале подъема больше, нежели
сопротивление открытого клапана, так как при подъеме клапана
необходимо преодолевать его инерцию и разность давлений
над клапаном и под клапаном.
В момент подъема клапана должно быть равновесие между
силой, поднимающей клапан вверх, и силами, препятствую-
щими подъему клапана.
На клапан действуют: 1) рв/— давление на клапан сверху;
2) рн/1 — давление на кчапан снизу; 3) Gw — вес клапана;
4) /? — давление пружины; 5) аРг ------сила инерции кла-
пана.
Уравнение равновесия сил, действующих на клапан, оче-
видно, будет
G р
p*i — Рн/1 + 0ш + Ro-г -£- = 0. (а)
Разность напоров должна быть затрачена на преодоление
сопротивления клапана в момент отрыва от седла:
К=Р,'-уРв. • (б)
Приводные поршневые насосы
47
Определив из уравнения (а) рн и подставив в уравне-
ние (б), получим
i] . (23)
Из уравнения (23) видно, что сопротивление клапана тем
больше, чем больше давление над клапаном и чем больше раз-
ность площадей f и т. е. так называемая притирочная по-
верхность.
Поэтому для уменьшения сопротивления клапанам придают
возможно малый вес и уменьшают притирочную поверхность до
допустимых пределов.
Формула (23) выведена в предположении, что жидкость
совершенно вытеснена с притирочной поверхности клапана и
давление жидкости на этой поверхности равно нулю. В действи-
тельности такой идеальной притирки достичь трудно.
Затем при выводах нами было принято максимальное уско-
рение поршня (fiPr), соответствующее мертвому положению,
в то время как клапан открывается с некоторым запаздыва-
нием, при котором ускорение несколько меньше.
Таким образом, уравнение (23), выведенное теоретически,
дает преувеличенные значения сопротивления клапанов по срав-
нению с имеющимся в действительности. Поэтому при практи-
ческих расчетах пользуются следующей упрощенной формулой:
Эта формула отличается от выведенной теоретически тем,,
что у нее опущен первый член в квадратных скобках.
Гидравлический расчет клапана
Гидравлический расчет клапана производится для того,
чтобы обеспечить спокойную его работу без стука при посадке
и иметь малое сопротивление протеканию жидкости, обеспечи-
вающее высокий гидравлический к. п. д.
Крайне необходимо проверять расчетом сопротивление вса-
сывающих клапанов у насосов, перекачивающих нефтепро!-
дукты, находящиеся в состоянии равновесия с парами1. В слу-
чае, если сопротивление всасывающих клапанов будет боль-
шим, необходима для его преодоления заметная разность напо-
1 Состоянием равновесия жидкости с парами называется такое ее
состояние, когда незначительное колебание давления изменяет упругость
паров и часть жидкости испаряется или, наоборот, часть паровой фазы
может переходить в жидкость.
48
Поршневые насосы
Рн~Рв
ров -------, которая вызовет испарение жидкости и может
не только уменьшить коэфициент наполнения, но и перебои
а работе насоса.
Этим, например, объясняется, что у ряда горячих насосов
для обеспечения надежной работы число всасывающих клапа-
нов берется удвоенным по отношению к числу
Фиг. 28. Грузовой
тарельчатый кла-
пан насоса МПН-5
завода им. П. Мон-
тина с ограничите-
лем подъема кла-
пана.
7—тарелка клапана;
2~ клапанное седло;
3—клапанная короб-
ка; 4— направляющее
ребро; 5 — ограничи-
тель подъем клапана;
6 — прижим.
нагнетательных клапанов.
Исследуя работу клапанов поршневого
насоса при различных числах оборотов,
проф. И. И. Куколевский установил, что по-
явление стука клапанов находится в зависи-
мости от скорости клапана в момент посадки
в седло.
Определенная опытным путем скорость
оказалась равной 50 мм/сек при слабом стуке
клапанов и 60 мм/сек при более сильном
стуке клапанов.
Связывая эту скорость с максимальной вы-
сотой подъема клапана и числом оборотов
насоса, проф. Куколевский принимает
Атах-^ = 50 4-60.
Принимая округленно л = 3, имеем связь
в виде следующей эмпирической формулы:
Атах- п = 5004-600 мм. (24)
Для гарантии безударной посадки клапана
некоторые авторы уменьшают скорость кла-
пана в момент посадки до 40—45 мм/сек,
в этом случае формула принимает несколько
иной вид:
Атах • П — 400 4-450 мм;
эта формула дает более надежные результаты.
Для приводных насосов с кривошипно-шатунным механиз-
мом Атах не должна превышать 12—15 мм.
Ограничитель подъема клапана (фиг. 28) у насосов для
перекачки воды и холодных, неиспаряющихся нефтепродуктов
устанавливается на высоте околов 1,5 Ат-,х.
При такой высоте ограничитель действует только в случаях
отклонений от нормального режима перекачки. При нормаль-
ной работе клапан «плавает», не доходя до ограничителя.
В горячих поршневых насосах (см. фиг. 28), перекачиваю-
щих легко испаряющиеся жидкости, клапану приходится не-
редко пропускать образовавшиеся в результате сопротивления
в насосе пары перекачиваемой жидкости, также являющиеся
Приводные поршневые насосы
49
причиной стука. В этих случаях отклонения от нормальной ра-
боты могут быть настолько частымн, что при высоте ограничи-
теля 1,5 hmax не обеспечивается надежная работа клапанов.
Учитывая изложенное для насосов, перекачивающих горячие
Фиг. 29. Схема тарельчатого кла-
пана с конической поверхностью
посадки.
жидкости, находящиеся в состоянии равновесия с парами, огра-
ничитель подъема клапана устанавливают на расстоянии, близ-
ком к расчетной высоте подъема клапана Атах.
Выбрав максимальную высоту подъема клапана Лтах, не-
обходимо задаться теоретической скоростью в щели клапана V.
Скорость V для клапанов
приводных насосов берется в
пределах: 1) для всасывающих
клапанов V = 2 4- 3 м/сек;
2) для нагнетательных клапа-
нов насосов низкого давления
V = 2 4- 3,5 м/сек-, 3) для на-
гнетательных клапанов высо-
кого давления V = 3 4-5 м/сек.
Для всасывающих клапа-
нов насосов, перекачивающих
сжиженные газы и горячие
жидкости, скорость берется ме-
нее 2 м/сек в возможно низ-
ких пределах, допускаемых конструкцией насоса.
Затем, выбрав коэфициент истечения [л по табл. 4 или из
графика фиг. 27, определяем длину периметра клапанной
тарелки:
. _ Frm
Д™тах
(25)
Если клапан имеет нижние направляющие ребра, то при
определении периметра клапанной тарелки необходимо учесть
уменьшение сечения для прохода жидкости и определить длину
периметра клапана по формуле
Fr<o
(25')
где i — число направляющих ребер;
е — толщина ребер у краев.
Если клапан имеет коническую поверхность посадки, то
вместо Атах необходимо в формулы (25) и (25') подставлять
Атах Sin р (фиг. 29).
При шаровых клапанах взамен Ашах следует подставлять
Ашах sin 45° = 0,707 hmax.
Найдя периметр, определяют диаметр клапана dK = — .
4 К. С. Гуревич
50
Поршневые насосы
После определения диаметра клапан проектируется и рас-
считывается на прочность.
После расчета на прочность становился известным вес кла-
пана g и его вес в перекачиваемой жидкости G*>.
Затем, пользуясь формулой (20):
2S \
jtQ У
'“^max J
(20)
определяем полную нагрузку на клапан в верхнем положении
и в нижнем положении — по формуле
Gw + 7?0= (21)
а для тарельчатых клапанов;
Gn> 4- /?0 = 0,4075 Qndy, (21)
что дает возможность найти давление пружины при поднятом
клапане R и опущенном J?o-
Константу пружины определяют по формуле
кг/мм, (26)
“max
где Лтах в мм.
Константа служит основанием для проектирования пружины,
причем для цилиндрической пружины
где G'—модуль сдвига материала пружины;
</п—диаметр проволоки пружины в см;
пв — число витков;
гв — радиус витка в см.
В этой формуле имеются три неизвестные величины: dn, пв
и гв; двумя из них приходится задаваться, находя третью.
Прочность спроектированной пружины необходимо про-
верить на кручение по следующей формуле (для цилиндриче-
ской пружины):
hdnG'
<27>
где й — высота сжатия пружины с учетом предварительного
сжатия;
Kd — допускаемое напряжение на кручение.
При определении диаметра клапана его величина может
оказаться очень большой. В этом случае переходят к группо-
вым или к кольцевым клапанам.
Приводные поршневые насосы
51
Кольцевые клапаны для насосов, изготовляемых заводами
нефтяного машиностроения, не применяются. Групповое же
расположение клапанов имеет распространение для насосов
самых разнообразных назначений.
Пропускная способность клапана прямо пропорциональна
его периметру, поэтому переход от одного большого кланана
к группе клапанов меньшего диаметра дает конструктивные
преимущества.
Например, если вместо одного клапана на той же клапан-
ной доске поставить четыре клапана, то диаметр одного малого
клапана будет равен половине диаметра большого клапана.
Если диаметр большого клапана d, то периметр суммы
малых клапанов будет равен 4л; = 2лт/, в то время как пери-
метр большого клапана будет равен nd, т. е. для замены одно-
го большого клапана требуется только два клапана меньших
размеров диаметром, равным половине диаметра большого
клапана, которые займут почти в два раза меньше места.
Несмотря на серьезное преимущество группового располо-
жения клапанов для насосов, перекачивающих жидкие газы,
горячие нефтепродукты, равно как и вязкие жидкости (где не-
обходимо стремиться к увеличению периметра клапанов, осо-
бенно всасывающих), к нему прибегают редко (например,
в случае кованых клапанных коробок) и предпочитают обхо-
диться наименьшим числом клапанов с небольшой высотой
подъема клапана /гтах, так как это гарантирует наиболее на-
дежную работу насоса (см. описание насоса 4ПТ и 2СЛ).
ПРОЦЕСС ВСАСЫВАНИЯ ПРИВОДНОГО ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Рассмотрим реальный поршневой насос простого действия,
приводимый от какого-либо двигателя через кривошипно-шатун-
ный механизм, соединенный при помощи поршневого штока
с поршнем насоса.
Приемный патрубок насоса соединен со всасывающим тру-
бопроводом, а напорный — с нагнетательным.
На фиг. 30 изображена схема установки приводного порш-
невого насоса.
Рассмотрим работу насоса, вал которого приводится во вра-
щение с постоянной скоростью, а вращение вала посредством
кривошипно-шатунного механизма преобразуется в поступа-
тельно-возвратное движение, в результате чего насос перека-
чивает жидкость из резервуара 1 в резервуар 10.
Процесс перекачки жидкости поршневым насосом можно
разделить на два самостоятельных процесса — процесс вса-
сывания и процесс нагнетания.
Для того чтобы насос мог поднимать жидкость с уровня,
расположенного ниже насоса (фиг. 30), он должен создать
4*
52
Поршневые насосы
такое понижение давления в рабочей полости цилиндра, при
котором давление, имеющееся на свободном уровне жидкости
в приемном резервуаре 1, оказалось бы достаточным, чтобы
произвести работу по подъему жидкости на высоту Нвс (до
тарелки нагнетательного клапана) и
по преодолению всех связанных
с этим подъемом сопротивлений.
Если насос поднимает жидкость
с уровня, на который действует
атмосферное давление, то он
создает в своей рабочей полости
разрежение, т. е. вакуум, и процесс
всасывания происходит за счет раз-
ности между атмосферным давле-
нием р0 и давлением в рабочей по-
лости цилиндра насоса ,рх-
Пусть поршень насоса 7 имеет
в данный момент скорость С и уско-
рение /. При правильной работе на-
соса внутри цилиндра не должно
S=2r
Фиг. 30. Схема установки приводного поршневого насоса.
1—резервуар» из которого насос забирает жидкость; 2—сетка
на конце всасывающего трубопровода; 3—приемный клапан;
4—всасывающий трубопровод; 5—всасывающий клапан; б— ра-
бочий цилиндр насоса; 7 — поршень; 8—нагнетательный клапан;
9 — нагнетательный трубопровод; 70— напорный резервуар;
7/ — Кривошип; 12—коренной вал; 13—шатун; 74—ползун или
крейцкопф; 75—поршневой шток; 76 —валик крейцкопфа.
W.
образовываться пустот и жидкость должна следовать за порш-
нем, не отрываясь от него. При соблюдении этого условия мы
сможем пользоваться уравнением неразрывности потока:
CF = УвсЕвс,
где С — скорость поршня;
F — площадь поперечного сечения поршня;
Уве—скорость жидкости во всасывающей трубе;
FBC—площадь сечения всасывающей трубы.
Приводные поршневые насосы
S3
Давление под поршнем рх меньше атмосферного давления,
и движение жидкости вверх ио всасывающему трубопроводу
происходит под действием разности этих давлений.
Если р0 и рх выразить в метрах столба жидкости, то энер-
гия разности этих давлений Е**-р- Рх израсходуется на:
а) подъем жидкости на высоту Нвс;
б) сообщение жидкости, находящейся в данный момент
в рабочей полости насосного цилиндра, скорости, равной ско-
рости поршня С или соответствующей ей кинетической энер-
с»
гии
в) преодоление сопротивления при входе во всасывающую
трубу через фильтр и приемный клапан; Свх > где С —коэ-
фициент, учитывающий сопротивление при входе жидкости во
У’с
всасывающую трубу, а ——кинетическая энергия жидко-
сти во всасывающем трубопроводе;
г) трение во всасывающей трубе
°вс
2g
Л—коэфи-
, где
циент трения;
д) переход жидкости из всасывающей трубы в рабочую по-
лость цилиндра насоса, например на сопротивление всасываю-
щего клапана ;к. вс • , (где 4К. вс —коэфициент сопротивления
всасывающего клапана и 14 — скорость протекания жидкости
через всасывающий клапан) или при отсутствии всасывающего
Кс-С)’
клапана —на удар —;
е) местные сопротивления всасывающего трубопровода —
отводы, переводники и пр.:
где 2 ?м—сумма коэфициентов местных сопротивлений;
ж) кроме затраты энергии (напора) на работу подъема
жидкости и преодоление сопротивлений, необходима затрата
еще дополнительной энергии для того, чтобы, соблюдая нераз-
рывность следования жидкости за ускоряющим свое движение
поршнем, сообщить жидкости необходимое ускорение.
Определение напора (или энергии), затрачиваемого на уско-
рение жидкости, производим следующим образом.
Следуя за движением поршня, должна получить ускорение
вся жидкость, находящаяся во всасывающей трубе, имеющей
длину /вс и сечение FBc в рабочей полости цилиндра насоса,
имеющей длину х и площадь поршия F.
54
Поршневые насосы
Объем этого количества жидкости
V =FbcIbc+Fx.
Масса этого количества жидкости
_ уУ___ yFadac yFx
g ~ g "Г g
Так как по уравнению непрерывности потока скорости в ци-
линдре насоса и во всасывающей трубе пропорциональны, то,
следовательно, пропорциональны и ускорения. Если ускорение
поршня j будет сообщено всей массе жидкости, находящейся
в цилиндре насоса, то ускорение во всасывающем трубопро-
воде должно быть равным ускорению j', связанному с ускоре-
. F
нием поршня условием непрерывности потока / — / .
'’вс
Силы Руск и Руск, необходимые для ускорения масс жидко-
сти, заполняющих всасывающую трубу и цилиндр, равны произ-
ведению этих масс на соответствующие ускорения:
п ____ У^вс^вс . F ,
*уск — - / -р—,
5 * ВС
Но эти же силы могут быть приложены к столбам жидкости
в виде давлений, распределенных по сечению этих столбов:
развиваемого воображаемым поршнем, имеющим сечение FBC
ускоряемого столба жидкости во всасывающей трубе, и порш-
нем насоса сечением F — для массы жидкости в рабочей поло-
сти цилиндра насоса.
Эти силы будут:
Руск = Рус-kFВС и Руск = РускР,
где Руск и руск—давления, необходимые для осуществления
указанных ускорений масс жидкости.
Соединяя соответственно выражения, полученные для давле-
ний, имеем
У^ас^вс . F __ р
О / р — Руск'вс»
К гвс
откуда
г, _ Руск , /’ _F_
ИН У lac g FBC
И
у ~Xg-
Приводные поршневые насосы
55
Складывая все приведенные выше потери напора и прирав-
Рл Р X
нивая их к напору --, получим
Ра — Рх ц I [Л Увс . J ^вс °вс । °2 i
~~ вс + 2g + X '^Г-2Г + двс'к 2? +
/ Л_£_+ХЛ
2g +/вс g ^Вс е
(28)
Это есть основное уравнение всасывания.
Давление под поршнем
Основное уравнение всасывания можно решить относительно
Рх
~ давления под поршнем:
~ =-y-[HBC + (S потерь)]. (29)
Если правая часть уравнения (29) положительна, то и ле-
вая часть его должна быть положительной, если левая отрица-
тельна, то и правая часть уравнения должна быть отрицатель-
ной. Физический смысл отрицательного -у—это отрыв пере-
качиваемой жидкости от поршня, т. е. прекращение процесса
всасывания. Таким образом, для осуществления возможности
работы насоса -у должно быть всегда положительным.
Очевидно, что правая часть уравнения будет положитель-
ной тогда, когда у-будет больше (Нвс + % потерь), где-у—да-
вление в приемном резервуаре; оно может быть: 1) равным
атмосферному давлению, если приемный трубопровод насоса
всасывает жидкость из открытого сосуда; 2) равным любой
положительной величине, от величин, близких к нулю, до
весьма больших давлений, например при откачке жидкости из
сосуда под избыточным давлением в несколько десятков
атмосфер или при откачке жидкости из вакуумной колонны
с небольшим остаточным давлением.
Атмосферное давление Ро в различных слоях земной поверх-
ности различно и прежде всего зависит от высоты данной точки
над уровнем моря.
За нормальную величину атмосферного давления принимают
давление, соответствующее 760 мм рт. ст. при 0°С на уровне
моря, или равное ему давление водяного столба высотой
10,33 м.
Независимо от высоты местности над уровнем моря атмо-
сферное давление изменяется и может колебаться в пределах
+0,5 м вод. ст.
56
Поршневые насосы
В табл. 5 приведены значения среднего атмосферного да-
вления в зависимости от высоты местности над уровнем моря,
выраженные в миллиметрах ртутного столба и в метрах водя-
ного столба.
Таблица 5
Значения среднего атмосферного давления в зависимости от высоты
местности над уровнем моря
Высота местности
над уровнем моря, м
200 I 400
600
1000 1500'2000 3000 5000
Давление атмосфер-
ное:
в мм рт. ст. . .
в м вод. ст. . .
760
10,3
742 724
10,1 9,8
707
9,6
690 674 635 598
9,4 9,2 8,6 8,1
530 417
7,2 5,7
Приближенно можно считать нормальное атмосферное да-
вление равным 10 м вод. ст., что соответствует 735,5 мм рТ. ст.
или 1 кг/см2, т. е. технической атмосфере.
Вес единицы объема жидкости у кг/см3 имеет непосред-
ственное влияние на высоту столба жидкости, соответствующую
давлению всасывания. Эта высота обратно пропорциональна
весу единицы объема жидкости. В практике жидкости прини-
маются несжимаемыми; следовательно, вес единицы объема
жидкости у при данной температуре принимается постоянным
и не зависящим от давления. С возрастанием температуры
объемный вес жидкости уменьшается. Вес 1 м3 воды в зависи-
мости от температуры приводится в табл. 6.
Таблица 6
Вес 1 ж3 воды в кг (у) в зависимости
от ее температуры от О до 300° С
Т-ра, °C кг/м? Т-ра, °C кг/м*
0 999,87
4 1000,0 ПО 951,0
8 999,88 120 943,5
10 999,73 130 935,1
20 998,23 140 926,3
30 , 995,7 150 917,2
40 992,2 160 907,6
50 988,1 170 897,3
60 983,2 180 887,6
70 977,8 190 875.0
80 971,8 200 862,8
90 965,3 250 794,0
100 958,4 300 700,0
Приводные поршневые насосы
57
Удельный вес воды равен точно единице при температуре
+4° С. Вследствие незначительных изменений удельного веса
воды в интервале температур от 0 до 40° С при расчетах на-
сосных установок, работающих прн указанных температурах,
объемный вес воды принимается равным единице.
Нефтепродукты имеют резко изменяющийся удельный
(объемный) вес в зависимости от температуры.
Для определения удельного веса нефтепродуктов при задан-
ной температуре пользуются эмпирической формулой Мен-
делеева:
у20=.у' + а(/-20) (30)
или
7Н742о-«(/-2О), (31)
где yj® — удельный вес нефтепродукта при 20° С по отношению
к весу воды при температуре -у 4° С;
у«— удельный вес нефтепродукта при температуре /;
а — температурная поправка.
Величина температурной поправки приводится в табл. 7.
Таблица 7
Таблица температурных поправок для нефтепродуктов
Пределы
удельных
весов
Температурная
поправка на
1 °C
Пределы
удельных
весов
Температурная
поправка на
1 °C
0,700- 0,710 0,000897 0,850-0,860 0,000699
0,710-0,720 0,000884 0,860-0,870 0,000686
0,720-0,730 0,000870 0,870—0.880 0,000673
0,730-0,740 0,000857 0,880—0,890 0,000660
0,740 - 0,750 0,000840 0,890—0,900 0,000647
0,750—0,760 0,000831 0,900—0,910 0,000633
0,760 - 0,770 0,000818 0,910-0,920 0,000620
0,770—0,780 0,000805 0,920-0,930 0,000607
0,780-0,790 0,000792 0,930-0,940 0,000594
0,790 -0,800 0,000778 0,940—0,950 0,000581
0,800-0,810 0,000765 0,950—0,960 0,000567
0,810-0,820 0,000752 0,960—0,970 0,000554
0,820- 0,830 0,000738 0,970-0,980 0,000541
0,830—0,840 0,000725 0,980—0,990 0,000528
0,840—0,850 0,000712 0,990—1,000 0,000515
58
Поршневые насосы
Зависимость удельного веса нефтепродуктов может быть
задана также графически. На фиг. 31 приведено графическое
изображение зависимости удельного веса нефтепродуктов от
температуры, составленное по табл. 7.
Фиг. 31. Графическое изображение зависимости
удельного веса нефтепродуктов от температуры.
Влияние температуры жидкости на процесс всасывания
Парообразование жидкости обусловливается ее температу-
рой и даблением. Наименьшее давление, которое может суще-
ствовать в замкнутом сосуде над поверхностью жидкости, на-
ходящейся в нем, есть давление упругости паров этой жидко-
сти, соответствующее ее температуре.
Насос, создав такое разрежение, при котором происходит
парообразование жидкости, при своей дальнейшей работе будет
отсасывать лишь выделяющиеся из жидкости (при этом давле-
нии) пары, а жидкость, поднявшись по всасывающей трубе на
определенную высоту, будет насыщать парами пространство.
Приводные поршневые насосы
S9
Таким образом, для бесперебойного и надежного процесса
всасывания необходимо, чтобы давление, создаваемое порш-
нем рх, всегда было больше давления pt паров жидкости при
температуре перекачки.
Давление водяных паров
или упругость в метрах водя-
ного столба
Фиг. 32. Графическое изображение
упругости водяных паров в зависи-
мости от температуры.
для различных температур при-
ведены в табл. 8.
Пользуясь табл. 8, не-
трудно построить кривую
-Ро у Pt- (фиг, 32), если отло-
жить по верхней горизонтали,
которая соответствует нор-
мальному атмосферному дав-
лению ~ = 10,33 вод. ст., вы-
соты, соответствующие давле-
Pt Pt
ниям — и — .
7 7t
Таблица 8
Упругость водяного пара в метрах водяного столба при
температурах в °C
Г 0 5 10 20 30 40 50 60 70
Pt 7t 0,06 0,09 0,12 0,24 0,43 0,76 1,27 2,07 3,25
Pt 7 0,06 0,09 0,12 0,24 0,43 0,75 1,25 2,02 3,14
t° 80 90 100 ' 120 140 160 180 200
Pt 7t 4,97 7,41 10,78 21,5 39,9 69,7 116,00 184,00
Pt 7 4,82 7,14 10,33 20,27 36,95 63,23 102,58 158,90
60
Поршневые насосы
Ординаты полученной кривой представляют разность между
_ „ Po~₽t
атмосферным давлением и давлением водяного пара - ,
т. е. остаточное давление, которое может быть использовано
о„ o wilwtdniNu:
Ж
Р6
750
125
та
до
80
70
W
50
ОС
SO
20
Ю
О
mil
mi! HI ii'iiiliwiH liriliiiMaiiiiiiiiiiiii j
шы:и1 iii iihihus:: in i mimmi
isiinii mu sa s ж Шт
inmiuuiii!
Hill
Illi
ШМ
И
мини
инн
mil!
mm
hi
inn
iiii
Him
Hill
Illi
inn
min
mm
Hill
HUI
nmi
sum
I
I
I
I
I
I
П1НШ
ilium
llllllllll
llllllllll
llllllll
llllllll
n
«
и
ii
и
nun
HIT
III
iniHiiiiiiiiiiiiiiiiifiiii'ZilLiiiirdiilililiillliiiiiiiliruiililinilllHlill
iiiiiiiifii'iHiii.iiiiiHiniiiimHiHiiiiOTiiHiniiiii
iiiiiiiiiiiiiniiiiiiiiiiiiii’iii^iiiriiiiiiiiiiiiiiiiHiiHiuimffiiffliimi
1111111111111111111
IIIIIIIIIIIIIICZZZ"?......
1Ш1911111111111111'ЛИ)л......
Ж111111111111ЬЖ111№'Л111
llllllllllllir—..............
ilium
iiMiip;
wiii;ii
jIiiuiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiuiii
. ..МИГ.....................................
линии
mill
nr;
IIIIIIIIIIHIIIIlilllllllllllll
in ’.........................
ill
ill
hi
HI
III
iiii
iiii
inmii
HIIIIIL_ ......
HEW
4I7IIIMI
rziim...............
7Я11И1111!||1Н1ШЮТ1Н11
jgiiiiii’ii "
*
'iiiiiii
llllllll
mill
пни
11!111111Ш111111И11ИИ11Я11111Ю11Ш1..-
IHlIllllllltllllilllllllllllllllllllUlHHIIIII
iHimiiiimiur"".............................
Н11111ПИ1Г”"’
IMIIIIlii
им; Him
....jy.ii HUH
l№HI HIIIH
(J'lllll unit
iiii
i ill
hi
ill
ill
hi
llllllllllllllllllllllllllllll
lllllllllltllillll НП1НИ1Н
lllllllllllimilinrilllilllll
iiiiiiiiiiiiiiiitiiHiiiitiiHi
llllllllll H№---------------
llllllllll 111 If
llllllllll IIII
Hllllftll III II
in nun
пиши
ill inni
in min
II1IIH1I
ППП.ПП.П.1ДМГГ|УГ^
HНП 11И№ Zv/l ШЛИ HILT ЬП
т1П111111111111№'Ш№Ш^...........................
........... Ж11111111И} “
Ж И ШШ
3 4 5 6 76010
20 30 40 30
Упругость oapoS 8 ama.
юо
Фиг. 33. Упругость паров углеводородов в ата.
для подъема воды по всасывающей трубе и на преодоле-
ние сопротивлений с учетом давления пара в цилиндре
насоса.
Упругость паров жидких нефтяных газов приводится
в табл. 9 и на фиг. 33.
Приводные поршневые насосы
61
Таблица 9
Упругость паров жидких нефтяных газов в ата
Темпера* тура в °C Этан Эти- лен Пропаи Пропи- лен н-бутан Изобу- таи Бути- лен Изобу- тилен
5,20 9,50 0,80 0,90 0,10 0,17 0,9
6,00 11,20 0,98 1,10 0,13 0,21 0,13 —
—40 7,00 13,20 1,20 1.40 0,18 0,27 0,17 —
—35 8,40 15,50 1,40 1.70 0,22 0,32 0,21 —.
-30 9,80 17,50 1,80 2.00 0,28 0,44 0,27 —
—25 11,30 20,00 2,20 2,50 0,35 0,54 0,33
—20 13,00 23,20 2,70 3,00 0,45 0,69 0,41
-15 15,00 26,50 3,20 3,50 0,54 0,82 0,50 __
-10 17,00 30,00 3,70 4,10 0.68 1,02 0,64 —
-5 19,20 34,50 4,30 4,70 0,80 1,40 0,79 __
0 23,60 40,00 4,80 5,80 0,96 1,60 0,92 2,40
5 26,60 45,00 5,50 6,70 1,30 1.90 1,20 2,80
10 30,00 50,70 6,40 7,60 1,50 2,30 1,40 3,30
15 34,00 57,00 7,50 9,20 1,80 2,70 1,70 3,90
20 38,00 64,00 8,50 10,30 2,10 3,20 2,00 4,60
25 43,00 72,00 9,80 11,80 2,50 3,60 2,40 5,30
30 48,00 68,00 11,00 13,30 2,90 4.20 2,70 6,70
35 54,00 85,00 12,60 15,00 3,40 4,80 3,20 7,00
40 59,00 95,00 14,30 17,00 3,90 5,50 3,60 7,80
45 65,00 104.00 16,00 18,60 4,40 6,20 4,20 9,00
50 71,00 113,00 18,00 21.00 5,10 7,10 4,80 10,00
55 77,00 123.00 20.00 23,00 5,80 7,80 5,40 11.20
60 84,00 134,00 22,00 25,50 6,60 9,00 6,30 12,50
65 91,00 145,00 24,50 28,00 7,40 10,00 7,00 14,00
70 100,00 156,00 27,00 30,50 8,10 11,00 7,70 15,40
Определение упругости паров нефти и значительного коли-
чества нефтепродуктов представляет некоторые трудности, так
как нефть и продукты ее перегонки как, например, бензины,
керосины, лигроины и так далее, представляют собой смесь
очень большого числа различных углеводородов, кипящих прн
различных температурах.
Например, автомобильный бензин имеет следующий фрак-
ционный состав:
начало кипения при 50е С при атмосферном давлении
10% выкипает » 73° . . . „
20% . 91° . .
зо% ., юз° , ,
40% . 115° . .
50% . 125° . .
60% . 137° . .
70% . 148° . .
80% . 163° . .
90% . , 185° . . 98% (конец кипения)
выкипает при 210° „ »
62
Поршневые насосы
Это обстоятельство значительно осложняет определение да-
вления иод поршнем при перекачке нефти и продуктов ее пере-
работки и на практике поэтому стараются не допускать испаре-
ния самых низкокипящих фракций во время процесса всасы-
вания.
Влияние вязкости перекачиваемой жидкости
На величину потерь во всасывающем трубопроводе и рабо-
чей полости насоса (27 потерь) существенное влияние имеет
вязкость нефтепродуктов.
Как известно, в гидравлике различают вязкость: а) абсолют-
ную, б) кинематическую и в) условную. Абсолютной вязкостью
называют то сопротивление, которое оказывает жидкость при
относительном перемещении двух ее слоев площадью в 1 си2,
отстоящих друг от друга на 1 см, под влиянием внешней силы
в 1 дину при скорости перемещения в 1 см/сек.
Абсолютная вязкость у имеет размерность г/см/сек.
Если абсолютную вязкость разделить на удельный вес
нефтепродукта, то мы получим кинематическую вязкость.
Кинематическая вязкость и = — см?!сек входит во все
v '
формулы для расчета насосов и трубопроводов.
Определение абсолютной вязкости в целях вычисления по
ней кинематической вязкости является делом довольно слож-
ным. На практике обычно пользуются так называемой услов-
ной вязкостью.
Условная вязкость легко определяется на различных прибо-
рах, а затем путем несложных вычислений или по заранее
вычисленным таблицам переводится в кинематическую вяз-
кость. Прибор, на котором определяется условная вязкость,
называется вискозиметром.
Для определения условной вязкости в Советском Союзе
принят вискозиметр Энглера. Условная вязкость в градусах
Энглера равна отношению времени истечения 200 см? испы-
туемой жидкости ко времени истечения такого же количества
воды при 20° С.
Для перевода условной вязкости в кинематическую поль-
зуются следующей опытной формулой:
и = 0,0731 Е - -0,°|31 . (32)
Эта формула при вычислении вязкости маловязких нефте-
продуктов, как, например, легких нефтей, керосина, бензина,
может дать неточные результаты, что необходимо учитывать
при гидравлическом расчете трубопроводов большой протяжен-
ности.
Приводные поршневые насосы
63'
При расчете насосов эта неточность решающего значения
не имеет, так. как чаще всего необходимо учитывать вязкость
темных нефтепродуктов.
Если необходимо иметь точные значения кинематической
вязкости какого-либо нефтепродукта, пользуются данными
лабораторных исследований.
На фиг. 34 приведены кривые изменения кинематической
вязкости бакинских нефтей в зависимости от температуры. Кри-
вые показывают, что вязкость
сравнительно небольшом по-
нижении температуры, на-
пример от 10 до 0° С, может
настолько повыситься, что
перекачка их будет возмож-
на только после подогрева
этих нефтей.
Это в равной мере отно-
сится и к остаточным неф-
тепродуктам: различным мас-
лам, мазутам и битумам,
причем последние при обыч-
ных температурах предста-
вляют твердые тела и могут
перекачиваться только при
высокой температуре.
В некоторых случаях,
чтобы избегнуть подогрева,
прибегают к смешиванию
нефтей или нефтепродуктов.
Например, высоковязкие па-
рафинистые нефти перека-
чиваются с разбавителем —
беспарафинистыми нефтями
или маловязкими нефтепро-
некоторых тяжелых нефтей при
Фиг. 34. Кинематические вязкости ба-
кинских нефтей.
7—нефть уд. веса 0,934; 2—нефть уд. веса
0,924; 3—балаханская тяжелая нефть уд. веса
0,921; 4—лок-батанская нефть уд. веса 0,910;
5—путинская нефть уд. веса 0,905; б—калин-
ская нефть уд. веса 0,876.
дуктами.
Последнее особенно удобно применять в тех случаях, когда
перекачка нефти предназначается для нефтеперерабатывающего
завода, где всегда имеется возможность отогнать разбавитель
от вязкого нефтепродукта.
Высота всасывания
Итак, давление под поршнем
у-= [#вс + (5 потерь)]
должно быть положительной величиной и быть больше давле-
ния упругости паров перекачиваемой жидкости при данной тем-
64
Поршневые насосы
пературе. Эти условия определяют максимальную величину
всасывания, имеющую большое практическое значение.
Решая основное уравнение всасывания относительно Нвс,
получим
г г Рх
явс = —-------2 потерь.
Если в этом уравнении 2 потерь будет больше, чем рас-
„ Ра Рх
полагаемый напор —-—, высота всасывания получит отри-
цательное значение. Физический смысл этого отрицательного
значения будет означать, что для обеспечения возможности
работы насос необходимо располагать ниже приемного резер-
вуара.
На фиг. 35, 1 показано расположение насоса относительно
уровня всасывания таким образом, что насос во время процесса
всасывания поднимает жидкость на некоторую высоту Нвс
причем перекачка ведется из открытого резервуара в откры-
тый резервуар, находящийся под атмосферным давлением.
Очевидно, это соответствует случаю перекачки, неиспаряю-
щейся жидкости при атмосферном давлении при положитель-
ном значении Нвс. Такой случай на практике встречается часто,
например при установке всевозможных насосов, предназна-
чаемых для перекачки холодной воды или темных нефтепро-
дуктов.
На фиг. 35, 2 приведен случай, когда Яве получает отрица-
тельное значение; в этом случае устраивают так называемый
«положительный прием» или «прием с подпором». Резервуар
располагается выше насоса и располагаемая высота Нвс обес-
печивает преодоление всех потерь на всасывании.
Этот случай установки насоса также часто встречается на
практике, главным образом в насосных установках, перекачи-
вающих светлые нефтепродукты.
Так устанавливают насос, когда приходится перекачивать из
открытого резервуара горячую воду или другие подогретые
жидкости. В частности, таким образом часто устанавливают
питательные насосы для паровых котлов.
На фиг. 35, 3 приведен случай установки насоса для откачки
легко испаряющихся жидкостей (например, горячих нефтепро-
дуктов или жидких газов), которая ведется из закрытого сосуда
в закрытый сосуд, причем давление в них должно быть таким,
которое обеспечивает нахождение продукта в жидком состоянии.
Принципиально в смысле установки насоса этот случай ана-
логичен случаю 2, т. е. случаю установки с «положительным
приемом». Практически он отличается тем, что необходим насос
с повышенной прочностью корпуса и более надежными сальНи-
Приводные поршневые насосы
65
ками, обеспечивающими работу насоса при давлении нагнета-
ния р тогда, когда создаваемый насосом напор И может быть
сравнительно небольшим.
Рассматриваемый случай установки насосов в нефтегазопе-
рерабатывающей практике встречается весьма часто, например
при откачке остатка из испарителя крекинг-установки, при. пе-
рекачке жидких газов и т. д.
В сумму потерь при всасывании входят величины, которые
зависят от скорости поршня С, скорости жидкости во всасы-
вающем трубопроводе «вс, от коэфициентов сопротивления Л
и С, поэтому во избежание отрыва струи или при необходи-
мости уменьшения потерь при всасывании прибегают к следую-
щим мероприятиям:
1) уменьшают число оборотов насоса, т. е. уменьшают про-
изводительность;
2) уменьшают сопротивление всасывающего трубопровода
за счет спрямления и сокращения горизонтальных участков,
5 К- С. Гуревич
66
Поршневые насосы
т. е. стремятся установить насос возможно ближе к приемному
резервуару;
3) увеличивают диаметр всасывающей трубы;
4) уменьшают вес всасывающих клапанов и увеличивают
проходное сечение между седлом и клапаном;
5) отказываются от применения приемного клапана
(фиг. 30);
6) устанавливают воздушный колпак на всасывании;
7) охлаждают жидкость во всасывающем трубопроводе.
ПРОЦЕСС НАГНЕТАНИЯ ПРИВОДНОГО ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Давление, которое развивает поршень насоса рнаг, должно
быть значительно больше, чем давление, необходимое для
поднятия жидкости на высоту На&г, равную разности напоров
в резервуаре, в который нагнетается жидкость Рна^~рез-^ , и
в приемном резервуаре , так как необходимо еще
затратить дополнительную энергию на преодоление потерь в
нагнетательном трубопроводе. Она должна быть израсходована:
1) на полезную работу по подъему жидкости на высоту
г, ___ Alar, реэ Рве. реэ
'/наг — ---------------- •
2) на преодоление суммы всех гидравлических сопротивле-
ний, начиная от поршня насоса и кончая входным патрубком
приемного резервуара;
3) на создание ускорения всей массы жидкости, находя-
щейся в нагнетательном трубопроводе (считая от поршня),
равного
7 F
где L — -р-------ускорение столба жидкости, находящейся в
» гтр
нагнетательном трубопроводе;
х -----ускорение столба жидкости, находящейся в
цилиндре насоса при удалении поршня на рас-
стояние х от левого мертвого положения.
Суммируя все эти напоры, получим основное уравнение
нагнетания:
^насоса __ Рнаг. реэ- Рве. реэ , Г / э - ^-°наг । V4 Л инаг ।
7 “ 7 rfHar2g '
+ <1’",,2Г0>-) + ^±(ь j- + x_L)l . (33)
Приводные поршневые насосы
67
В этом уравнении Я . -н1г — потеря на трение в нагнета-
“наг^ь
тельном трубопроводе, при большой длине трубопровода до-
стигающая значительной величины. Расчет потерь по этой
формуле дается в курсе гидравлики или трубопроводов;
— сумма местных потерь, обусловливаемая наличием
колен, поворотов и запорных устройств на нагнетательном тру-
бопроводе. Эти потери в справочниках обычно приведены
к эквивалентной длине трубопровода. При расчете всасываю-
щего трубопровода, когда приходится считаться с небольшим
располагаемым напором, сумма местных потерь имеет суще-
ственное значение.
При расчете нагнетательного трубопровода, когда имеем
дело с большими величинами развиваемого поршнем насоса
напора, эти потери существенного значения не имеют и при
небольшом количестве плавных поворотов и арматуры при
практических расчетах могут не приниматься во внимание.
Величина йнаг. кл при приближенных расчетах также часто
не принимается во внимание.
Знаки „ + “ и величины ±(LHar— показы-
” \ g FHar g J
вают, что инерционные колебания жидкости в трубопроводе
могут не только тормозить поступление жидкости в напор-
ный резервуар, но, совпадая по направлению с направлением
подачи жидкости, могут ему способствовать.
Понятно, что при расчетах принимается положительная
величина этих потерь. Решающей роли инерционные потери
в нагнетательном трубопроводе не играют, так как современ-
ные конструкции поршневых насосов обладают достаточной
плавностью подачи и величины инерционных усилий в нагнета-
тельном трубопроводе практически не достигают заметного
увеличения.
Нами рассмотрено основное уравнение нагнетания для слу-
чая перекачки жидкости из резервуара с давлением рвс. рез
в резервуар с давлением рнаг. рез-
На практике не редки случаи, когда перекачка жидкости
производится из открытого резервуара в открытый резервуар,
т. е. оба резервуара находятся под атмосферным давлением.
Основное уравнение нагнетания для этого случая должно
быть переписано в следующем виде:
Рна^ Ро- — //наг + (2 потерь), (33')
где Рнаг—абсолютное давление, которое развивает поршень
насоса во время процесса нагнетания;
5*
68
Поршневые насосы
р0 — атмосферное давление;
Н„аг— геометрическая высота нагнетания;
(потерь) — потери в нагнетательном трубопроводе [в урав-
нении (33) в квадратных скобках].
ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ПОРШНЕВОГО
НАСОСА
В действительности подача насоса бывает меньше теорети-
ческой. Уменьшение действительной подачи по отношению
к теоретической происходит по следующим причинам.
1. В действительном насосе всасывающие и нагнетательные
клапаны поднимаются и опускаются не мгновенно, как это при-
нималось при теоретических выводах, а с некоторой скоростью;
ввиду этого часть жидкости при перемене направления движе-
ния поршня успевает пройти через клапаны обратно.
2. Поршень насоса действительной машины не может быть
абсолютно герметичен и на практике часто бывает просачива-
ние жидкости между поршнем и цилиндром насоса из полости
с более высоким давлением в полость более низкого давления.
3. Воздух проникает в рабочую полость насоса:
а) через все неплотности в соединениях; через слабо затя-
нутые сальники, фланцевые соединения всасывающей трубы,
через плохо притертые краны и т. д.;
б) вместе с перекачиваемой жидкостью, находясь в ней или
в виде мелких пузырьков, или выделяясь из нее вследствие
создания вакуума при всасывании в рабочей полости насоса
и во всасывающей трубе.
4. Все перекачиваемые жидкости при создании даже срав-
нительно небольшого вакуума на всасывающей стороне насоса
испаряются, это особенно относится к нефтям и большому
числу нефтепродуктов, как, например, к газовым бензинам, при
перекачке которых часто приходится принимать меры против
образования чрезмерно большой газовой подушки.
Естественно, что объем под поршнем, занятый выде-
лившимся из перекачиваемой жидкости воздухом или ее па-
рами, не может быть полностью заполнен жидкостью, это и со-
ставляет основную причину снижения действительной подачи
насоса по сравнению с теоретической.
Уменьшение действительной подачи насоса по сравнению
с теоретической учитывается при помощи коэфициента т)а,
который носит название коэфициента наполнения или объем-
ного коэфициента насоса.
Действительная подача поршневого насоса
Q =* VvQ0 м3/сек-, (34)
q =rlvq0 л/сек. (34')
Приводные поршневые насосы
69
Таким образом, действительная подача поршневого насоса
простого действия
Q = у>т]к Ар/сек-, (35)
1 FSn , . „ ,QC,,
Я — 1000 60 л)сек, (35 )
для насоса двойного действия
Q = м^сек-, (36)
Я = 1000 л!сек- (36')
Для многоцилиндровых насосов эти же формулы примут
следующий вид:
для многоцилиндрового насоса простого действия
1 FSn .
q iooo 60“ )
и для многоцилиндрового насоса двойного действия
1 FSn .
q = “iooo зо“ ^38'
Коэфициент наполнения или коэфициент подачи зави-
сит от многих причин: 1) от конструкции насоса; 2) от числа
двойных ходов или оборотов насоса; 3) от физических свойств,
перекачиваемой жидкости; 4) от состояния насоса.
Из конструктивных элементов насоса большое влияние на
уменьшение подачи оказывают сальники. При удачной кон-
струкции сальников утечки практически отсутствуют.
То же относится и к конструкции уплотнения поршня. При
новой цилиндровой втулке и поршне, снабженном несколькими
хорошо пружинящими поршневыми кольцами, утечки имеют
довольно малую величину.
Чем большее число ходов делает поршень насоса, тем
меньше сказывается влияние утечек через неплотности поршня.
Физические свойства перекачиваемой жидкости имеют суще-
ственное влияние на коэфициент наполнения насоса. Так, легко
испаряющиеся жидкости, например бензины или жидкие газы,
находящиеся в состоянии, близком к кипению, при наполнении
цилиндра насоса создают большую паровую подушку, значи-
тельно уменьшая коэфициент наполнения, величина % может
достигать значения 0,6. Наоборот, при перекачке неиспаряю-
щихся жидкостей, как, например, холодной воды, легко достиг-
нуть высокого значения коэфициента наполнения насоса, рав-
ного 0,92 и выше.
70
Поршневые насосы
В лучших конструкциях больших современных насосов
коэфициент наполнения достигает величины 0,98.
И, наконец, состояние насоса имеет большое влияние на по-
дачу насоса. Обычно при эксплуатации значение коэфициента
наполнения со временем падает, особенно для тех насосов,
которые перекачивают жидкости, способствующие быстрому
износу или коррозии деталей; это явление наблюдается, напри-
мер, в насосах, перекачивающих сырую нефть с большим со-
держанием песка, сернистые нефтепродукты, реагенты и т. д.
Следовательно, уменьшение подачи насоса в этом случае опре-
деляется увеличением зазоров, т. е. износом основных деталей:
клапанов, рубашек цилиндров, поршневых колец и сальников.
Приводим приближенные величины коэфициента наполнения
для поршневых насосов в зависимости от перекачиваемой
жидкости:
Насосы для перекачки холодной воды................0,9—0,92
Насосы для перекачки нефти и холодных тяжелых
дестиллатов....................................... 0,8
Насосы для перекачки светлых нефтепродуктов . . . 0,7—0,8
Насосы для перекачки сжиженных газов..............0,7—0,6
Питательные насосы (для горячей воды)............. 0,6
БАЛАНС ЭНЕРГИИ ПРИВОДНОГО ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Гидравлический к. п. д.
В главе I при рассмотрении принципа действия поршневого
насоса мы изобразили графически процесс, происходящий
в цилиндре насоса простого действия в координатах pV в виде
прямоугольника (см. фиг. 4 и 5).
Графическое изображение реального процесса насоса, при-
веденное на фиг. 36, отличается от идеального вследствие нали-
чия потерь.
Повышение давления в цилиндре реального насоса при пе-
ремене направления хода поршня в правом мертвом положе-
нии происходит не по вертикальной прямой ЬЬ', а по наклонной
Ьс'. Повышение давления в реальном насосе будет замедленно
по двум причинам.
1. Необходимо сжать воздух и пары перекачиваемой
жидкости, попавшие в рабочую полость цилиндра, прежде чем
давление в рабочем цилиндре насоса достигнет величины,
необходимой для нагнетания.
2. Часть жидкости из рабочего цилиндра насоса утечет
в коробку всасывающего клапана, так как всасывающий кла-
пан в правом мертвом положении будет открыт на вели-
чину h0.
Наивысшая на графике точка с7 соответствует наибольшему
давлению, развиваемому в цилиндре насоса в момент отрыва
Приводные поршневые насосы
71
клапана от седла, и разность ординат с'—Ь' будет представлять
собой напор pd, затраченный на подъем нагнетательного
клапана.
После отрыва нагнетательного клапана происходит не-
сколько инерционных колебаний, после чего устанавливается
постоянное давление, при котором жидкость будет поступать
в напорный трубопровод. Давление это несколько больше тео-
ретического pi на величину напора Л р2, потерянного на про-
текание жидкости через нагнетательный клапан. Потерянный
в нагнетательном клапане
напор Др2 на графике изо-
бразится разностью ординат
кривой d'c' и прямой а'Ь'.
Падение давления по
окончании нагнетания после
перемены направления хода
поршня в левом мертвом
положении произойдет тоже
не мгновенно, а с запазды-
ванием вследствие запазды-
вания в посадке нагнета-
тельного клапана; при этом
для срыва всасывающего
клапана потребуется допол-
нительное разрежение и
процесс пройдет не по пря-
мой а'а, а по наклонной d'e\
После нескольких инерцион-
ных колебаний давление
всасывания остается до кон-
Фиг. 36. Графическое изображение
реального ^процесса насоса.
ца хода поршня постоянным
и линия процесса всасывания пойдет ниже теоретической
линии всасывания ab на величину потери напора во всасываю-
щем клапане по кривой е'е.
Таким образом, площадь действительной индикаторной
диаграммы насоса e'ec'd' будет больше теоретической пло-
щади abb'a'.
Так как площадь индикаторной диаграммы изображает ра-
боту, затраченную при одном обороте насоса на приведение его
в действие, то, очевидно, что отношение площадей, соответ-
ствующих теоретической работе насоса, к работе, требующейся
в реальных условиях для совершения того же цикла, будет
не что иное, как гидравлический к. п. д. поршневого насоса:
_______ пл. abb'a
»?гид — е,ес^
р
1~’теор
~Р
*"дейст
72
Поршневые насосы
Индикаторная мощность насоса н индикаторный к. п. д.
рои. Пространство II над
Фиг. 37. Индикатор с наружной
пружиной.
1 — пространство под поршнем индика-
тора; Ц — пространство над поршнем
индикатора; 7 —поршень; 2—наружная
индикаторная пружинае; 3—шток;
4—система рычагов; 5—карандаш; 6~
барабан; 7—зажимы для закрепления
индикаторной бумаги на барабане;
8—шнур.
Индикаторную диаграмму, изображенную на фиг. 4, можно
получить, сняв ее с действующего насоса при помощи индика-
тора.
На фиг. 37 схематически представлен индикатор современ-
ной конструкции. Пространство под поршнем индикатора I при
помощи трехходового крана может сообщаться либо с испыты-
ваемой полостью рабочего цилиндра насоса, либо с атмосфе-
лнем индикатора постоянно сооб-
щено с атмосферой.
В тех случаях, когда в сооб-
щенной с индикатором полости
рабочего цилиндра давление бу-
дет избыточное по отношению
к атмосферному давлению, пор-
шень 1 индикатора будет стре-
миться подняться вверх, растяги-
вая пружину 2.
Если же в рабочей полости
насоса будет вакуум, то поршень
индикатора начнет опускаться,
сжимая пружину.
Движение поршневого штока
индикатора 3 через систему ры-
чагов 4 сообщает прямолинейное
движение карандашу 5.
Сила, действующая на порше-
нек индикатора, пропорциональ-
на манометрическому давлению.
В любой момент движения пор-
шенька существует равновесие между этой силой и упругостью
пружины; таким образом, если изменение длины пружины про-
порционально нагрузке, продвижение карандаша будет про-
порционально манометрическому давлению в цилиндре насоса.
Бумага, на которой вычерчивается индикаторная диаграмма,
обвертывается вокруг барабана 6. Барабан при помощи
шнура 8 приводится во вращение. При вращении барабан инди-
катора закручивает пружину, которая вращает его в обратную
сторону.
Шнур, приводящий во вращение барабан индикатора при
помощи ходоуменьшителя, соединяется крейцкопфом испыты-
ваемого насоса. При отсутствии растяжения шнура углы пово-
рота барабана пропорциональны пути, проходимому поршнем.
Таким образом, при неподвижном барабане и сообщенном
с цилиндром насоса индикаторе карандаш прочертит вертикаль-
Приводные поршневые насосы
73-
ную линию. Если же разобщить рабочую полость от индика-
тора и начать вращать барабан через ходоуменыпитель от
крейцкопфа, то карандаш будет наносить горизонтальную
линию.
Сообщив карандашу индикатора одновременно оба движе-
ния, мы за один оборот насоса получим на бумаге замкнутый
контур — индикаторную диаграмму.
Индикатор устанавливается на рабочем цилиндре насоса,
на специально имеющемся для этой цели отверстии, обычно
заглушаемом пробкой.
Для удобства сообщения и разобщения индикатора с рабо-
чей полостью индикатор соединяется с отверстием полости
цилиндра через трехходовой индикаторный кран, который поз-
воляет соединять пространство под поршнем индикатора с по-
лостью рабочего цилиндра и с атмосферным воздухом.
Если пространство под поршнем индикатора соединить
с атмосферой, то при вращении барабана индикатора каран-
даш будет чертить атмосферную линию.
Начертив атмосферную линию, производят съемку индика-
торной диаграммы.
Если насос всасывает жидкость с некоторого уровня, то
атмосферная линия пересечет индикаторную диаграмму выше
линии всасывания и будет ей параллельна. Если же насос ра-
ботает с подпором, то индикаторная диаграмма расположится
выше атмосферной линии.
На фиг. 37 изображен индикатор с наружной пружиной.
Имеются индикаторы с внутренней пружиной, которая поме-
щена внутри цилиндра.
При испытании холодных насосов расположение пружины
на индикаторе не играет роли. При снятии индикаторных диа-
грамм с горячих насосов, особенно крекинговых, индикаторам
с наружной пружиной следует отдавать предпочтение, так как
пружина, находящаяся вне цилиндра индикатора, хорошо охла-»
ждается и, следовательно, нет искажения диаграммы, вызы-
ваемого нагревом пружины.
Имея диаграмму, снятую при помощи индикатора с рабо-
чего цилиндра насоса, можно определить индикаторную мощ-
ность, т. е. ту работу, которую поршень передал жидкости
в одну секунду.
Для этой цели диаграмму планиметрируют, т. е. определяют
при помощи планиметра или каким-либо другим способом пло-
щадь индикаторной диаграммы и выражают ее через площадь
равновеликого прямоугольника hl, где I — длина диаграммы
в мм, ah — высота равновеликого прямоугольника.
Мы знаем, что ординаты индикаторной диаграммы пропор-
циональны манометрическому давлению и если известен мас-
штаб давлений т в мм (он всегда нанесен на индикаторной
74
Поршневые насосы
пружине), равный 1 ат, то по средней высоте диаграммы h
можно определить р, — среднее индикаторное давление:
Длина индикаторной диаграммы также пропорциональна
ходу поршня S. Обычно ходоуменыпитель уменьшает ход
поршня в 10 раз.
За один оборот вала насоса будет произведена работа
Е = pjFS кгм, а работа, отнесенная к единице времени, т. е.
к одной секунде, называется мощностью, в данном случае инди-
каторной мощностью.
Очевидно, что индикаторная мощность поршневого привод-
ного насоса
PiFSn
Ni = —gQ— KZMfceK. (39)
Выражая эту же мощность в лошадиных силах, имеем
_ 'PiFSn _ Piv сек
Nt 60 х 75 Л- С-~ 75 ’ (39 )
где Усек — секундный объем цилиндра насоса.
Однако полезная мощность, развиваемая насосом, должна
быть равна:
Ne = ^- = -^ л. с. (40)
N
Отношение называется индикаторным к. п. д. и обоз-
начается
PmQ . А'^сек
— 75 • 75 '
Выражение для индикаторного
так:
к. п. д: можно переписать
Vi =
Q
у
г сек
Рм .
Pi ’
первый множитель этого уравнения представляет собой отноше-
ние секундной подачи насоса в нагнетательный трубопровод
к секундному объему рабочего цилиндра, т. е. не что иное, как
коэфициент наполнения rjv, а второй — отношение манометри-
ческого давления, развиваемого насосом, к среднему индика-
торному давлению, т. е. гидравлический к. п. д.; таким обра-
зом, мы можем написать, что
Vi = Vv • ’/гид- (41 )
Индикаторный к. п. д. насоса равен произведению коэфн-
циента наполнения и гидравлического к. п. д.
Поршневые насосы
75
Коэфициент полезного действия насосного агрегата
Мощность, затрачиваемая на приведение в действие насоса,
больше, чем индикаторная М, на величину потерь в механизме
насоса, т. е. на трение поршня о стенки цилиндра, на трение
в сальнике, в подшипниках и в передаточном механизме.
Обозначив No — мощность, затрачиваемую на приведение
насоса в действие; • Ni — индикаторную мощность насоса;
JVMex— мощность, затрачиваемую на преодоление механических
потерь, можем написать следующее соотношение:
Ао = TV Мех,
и механический к. п. д. насоса
.V,-
^ех=^. (42)
Соединение насоса может быть осуществлено или непосред-
ственно с двигателем, или при помощи редуктора; отношение
мощности No, передаваемой редуктором насосу, к мощности
двигателя, переданной редуктору, будет к. п. д. редуктора:
»?ред = -^-. (43)
Да
И, наконец, двигатель, служащий для привода насоса,
не является совершенной машиной и также имеет свой к. п. д.
т]ав, который является отношением мощности, затраченной
на приведение в действие двигателя, к мощности, отдаваемой
им на валу.
Коэфициент полезного действия агрегата равен произведе-
нию частных к. п. д. Коэфициент полезного действия насосного
агрегата будет равен произведению частных к. п. д. машин,
составляющих этот агрегат:
’Jarp = ^нас ’ ^ред’ ^дв — rlv' ^Тид ’ ^мех ‘ *?ред ‘ 7]дв- (44)
Для случая непосредственного соединения насоса с двига-
телем, т. е. без редуктора:
^larp ~ ’ ^гид ' ^мэх ’ »7дв- (44 )
Глава II
КОНСТРУКЦИИ ВАЖНЕЙШИХ ДЕТАЛЕЙ ПОРШНЕВЫХ
НАСОСОВ
КЛАПАННАЯ КОРОБКА И ЦИЛИНДРОВАЯ ВТУЛКА
Клапанная коробка поршневого насоса чаще всего изгото-
вляется из чугуна (фиг. 38). Чугун, обладающий хорошими ли-
тейными качествами, представляет собой прекрасный материал
для весьма сложных отливок, какими являются клапанные
коробки поршневых насосов.
76
Поршневые насосы
В настоящее время имеются насосы для перекачки холод-
ных нефтей и нефтепродуктов при давлении в 50 ат-, отлитые
из модифицированного чугуна и хорошо зарекомендовавшие
себя в работе в течение продолжительного времени.
Нефтяная промышленность часто имеет дело с перекачкой
горячих нефтепродуктов. Клапанные коробки насосов, перека-
чивающих горячие нефтепродукты, изготовляются из углероди-
стою и легированного
стального литья или по-
ковки.
До настоящего времени
еще не установлены темпе-
ратурные пределы примене-
ю
1
Фиг. 38. Чугунная клапанная коробка горячего насоса МПН-4 завода
им. Монтина.
1 — всасывающий патрубок; 2—напорный патрубок; 3—рабочая втулка; 4 — клапанная
коробка; 5 — поршень; 6 — поршневой шток; 7—охлаждаемый водой сальник; 8—пружина
клапана; 9—тарельчатый клапан; 10—прижим; 11—вход воды; 72—выход воды из саль-
ника.
0И; иптю/м
ния этих материалов, да и вряд ли возможно установить такой
предел при непрерывном совершенствовании материалов.
При хорошей с литейной точки зрения форме клапанные
коробки, отлитые из серого чугуна, могли бы работать при тем-
пературах порядка 250—275° С. Обычно же для гарантии
насосы с клапанными коробками из серого литейного чугуна
применяют для работы при температурах до 180—220° С.
Имеются данные, что модифицированные чугуны выдержи-
вают температуру, значительно превышающую указанные выше.
Данных о работе насосов с клапанными коробками из модифи-
цированного чугуна пока не имеется.
Конструкции деталей поршневых насосов
77
При температурах, превышающих 180—220° С, обычно при-
меняются насосы с клапанными коробками, отлитыми из угле-
родистой стали. Клапанные коробки, отлитые из углеродистой
стали, могут надежно работать при температуре до 400° С при
условии перекачки жидкости, не вызывающей сильную корро-
зию углеродистой стали.
При необходимости перекачивать нефтепродукты, вызываю-
щие сильную коррозию углеродистой стали, применяются кла-
панные коробки, отлитые из легированной стали.
Фиг. 39. Кованая клапанная коробка горячего крекингового
загрузочного насоса.
Когда требуется особая надежность насоса, клапанные ко-
робки поршневых насосов изготовляют из стальных поковок,
как, например, это выполнено в горячем загрузочном крекинг-
насосе (фиг. 39).
В настоящее время за исключением весьма редких случаев,
когда необходимы специальные насосы, как, например, насосы
для жидкостей, содержащих соляную кислоту, насосы с рабо-
чими цилиндрами из цветных сплавов совершенно не приме-
няются. При необходимости перекачивать жидкость, вызываю-
щую сильную коррозию металла, применяют различные устой-
чивые против, коррозии чугуны или отливки из специальных
сталей.
ПОРШНИ И ПЛУНЖЕРЫ
Дисковые поршни. Поршни могут быть наборные, манжет-
ные и с кольцевым металлическим уплотнением.
Наборный поршень (фиг. 40) представляет собой цилиндри-
ческое тело, собранное из нескольких (6—10) кожаных, рези-
новых или деревянных колец, плотно зажатых между двумя
металлическими дисками несколько меньшего диаметра.
78
Поршневые насосы
Манжетный поршень (фиг. 41) отличается от наборного тем,
что в нем имеются только две кожаные манжеты, концы кото-
рых обжаты по рабочей втулке. насоса.
Наборные и манжетные поршни предназначаются только
для перекачки холодной воды. В настоящее время благодаря
Фиг. 40. Наборный поршень насоса для
перекачки воды с уплотняющим пакетом
из дерева.
1 — поршень; 2—уплотняющий пакет из дерева.
Фиг. 41. Манжетный поршечь
[насоса для перекачки воды.
7 — кожаная манжета.
широкому внедрению центробежных насосов для перекачки
воды, которые почти полностью вытеснили в этой области
Фиг. 42. Поршень с двумя уплотняющими пружинными металлическими
кольцами.
7 — поршень; 2— уплотнительные кольца; 3— цилиндровая втулка; 4 —гидравлический
цилиндр.
поршневые насосы, насосы с наборными и манжетными порш-
нями в нефтегазовой промышленности не применяются.
На фиг. 42 изображен поршень насоса для перекачки воды
и холодных нефтепродуктов с уплотнением пружинящими ме-
таллическими кольцами, а на фиг. 43 — поршень насоса, пред-
назначенного для перекачки горячих нефтепродуктов. Поршень
горячего насоса имеет три уплотняющих кольца.
Конструкции деталей поршневых насосов
7»
Чтобы отложения кокса не распирали поршень, под поршне-
выми кольцами имеются специальные проточки.
Уплотняющие кольца обычно делают из чугуна. В случае
необходимости иметь насос для перекачки холодной воды (осо-
бенно морской), который
должен действовать перио-
дически с большими пере-
рывами, например для це-
лей пожаротушения, уплот-
нительные кольца изгото-
вляют из сплавов меди.
При наличии медных колец
насос после длительного
простоя легче пустить в ра-
боту.
Уплотнительные поршне-
вые кольца и втулки рабо-
чих цилиндров насоса под-
вержены износу и должны
быть легко доступными для
их замены. Втулку рабоче-
го цилиндра современных
насосов в большинстве слу-
чаев изготовляют сменной.
Фиг. 43. Деталь гидравлического ци-
линдра насоса 4ПТ, предназначенного
Конструкция сменной втул-
ки приведена на фиг. 38
и 43.
для перекачки горячих нефтепродуктов.
7—гидравлический цилиндр (клапанная'ко-
робка); 2—втулка; 3—поршень; 4—уплотняю-
щие кольца (3 шт.); 5—поршневой шток.
Сменными втулками ча-
сто пользуются для того, чтобы уменьшить или увеличить
давление, развиваемое насосом, разумеется, в пределах,
допускаемых прочностью клапанной коробки, с соответ-
ствующим изменением производительности.
Толщина
дискового
Фиг. 44. Чугунный плунжер насоса для
перекачки воды и холодных темных
нефтепродуктов.
поршня насоса берется
обычно в пределах от 0,8
до 1,0 от внутреннего диа-
метра втулки рабочего ци-
линдра насоса.
Плунжеры изготовляют
из чугуна или из стали.
Так как плунжерные на-
сосы в заводской практике
часто применяют для перекачки жидкости при высокой темпе-
ратуре, то чаще всего применяют плунжеры, отлитые из стали.
Для дозировочных насосов, имеющих небольшие размеры
плунжера, последние могут быть изготовлены из нержавеющей
кованой стали.
so
Поршневые насосы
Во избежание быстрого износа нужно стремиться, чтобы
поверхность плунжера была идеально отшлифована и отполи-
рована, а также обладала повышенной твердостью. В ряде
случаев хорошие результаты дает покрытие поверхности плун-
жера хромом.
1755
Фиг. 45. Стальной плунжер для горячего загрузоч-
ного крекингового насоса.
На фиг. 44 показан чугунный плунжер насоса двойного дей-
ствия, а на фиг. 45 — стальной плунжер горячего крекингового
загрузочного насоса. Чтобы плунжер работал без заедания
в сальнике, его охлаждают; для этого через внутреннюю по-
лость плунжера горячего насоса пропускают циркулирующую
охлаждающую воду.
САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
штока или
стенки ци-
изображен
«нормаль-
сальник. Он состоит
Конструкция сальников. Сальниковое уплотнение служит
для предотвращения утечки жидкости или газа из рабочего
цилиндра насоса в месте прохождения поршневого
плунжера через
линдра.
На фиг. 46
так называемый
ный»
из сальниковой коробки 1,
мягкой набивки 2, нажим-
ной втулки 3, шпилек 4 и
грундбуксы 5. Через саль-
ник пропущен шток насо-
са 6. При достаточной за-
тяжке сальника мягкая на-
бивка заполняет сальнико-
вую коробку и герметизиру-
ет рабочую полость цилиндра.
Сальник должен создать уплотнение в трех направлениях:
в аксиальном, т. е. вдоль оси сальника, в радиальном и сквозь
набивку. Наиболее трудно достигнуть уплотнения в аксиальном
направлении в машинах с поступательно-возвратным движе-
Конструкции деталей поршневых насосов
81
Фиг. 47. Сальник с фонарем
(полое кольцо с радиально
расположенными отверстиями).
7—фонарь; 2—отверстие» через ко-
торое подводится уплотняющая
жидкость.
днем, в частности в поршневых насосах. Уплотнения можно
достигнуть только при абсолютно ровном, хорошо отшлифован-
ном штоке и аккуратно уложенной и затянутой сальниковой
набивке.
При несоблюдении этого условия сальники являются посто-
янным источником неполадок в работе насоса, а следова-
тельно, источником потерь перекачиваемой жидкости и антиса-
нитарного состояния помещения насосных. Если же перекачи-
вается легко воспламеняющаяся жидкость или жидкость, вред-
ная для здоровья обслуживающего персонала, то эти утечки
могут стать источником пожара или отравлений.
Строго говоря, чтобы абсолютно избежать утечки жидкости
через нормальный сальник с мягкой набивкой, необходима
весьма сильная затяжка сальника.
Такая затяжка очень сильно увели-
чивает трение, а следовательно,
создает перегрев набивки и быстро
разрушает ее.
Поэтому на практике сальники
с мягкой эластичной набивкой при-
меняют для перекачки безвредных
жидкостей и довольствуются такой
степенью уплотнения, при которой
просачивается небольшое количе-
ство жидкости, одновременно слу-
жащее для смазки поверхности
трения штока и набивки.
При перекачке холодных нефте-
продуктов и других легко воспла-
меняющихся жидкостей насосами, имеющими сальник с мягкой
набивкой, к фундаменту насоса непрерывной струей подается
вода, которая немедленно смывает просочившуюся через саль-
ник жидкость в канализацию.
При необходимости иметь более совершенное уплотнение
применяют сальники с фонарями (фиг. 47). Фонарь представ-
ляет собой специальное полое металлическое кольцо с ради-
ально расположенными отверстиями, которое вставляется
в сальник между кольцами набивки. Этим путем в сальниковой
коробке создается полость, которая может быть использована
или для подачи смазки к трущимся поверхностям, или для
отвода жидкости, просочившейся через набивочные кольца из
помещения насосной, или, наконец, для подачи в эту полость
уплотнительной жидкости.
В качестве примера использования сальников с фонарями,
в которые подается уплотнительная жидкость, можно привести
поршневые паровые насосы, откачивающие конденсат из кон-
денсатора паровой машины, находящегося под вакуумом. Вода,
б К. С. Гуревич
82
Поршневые насосы
Фиг. 48. Сальник с [
охлаждением горяче- |
го насоса МПН-5 за- |
вода им. Монтана, i
7— грундбукса внутрен- i
няя; 2—грундбукса I
внешняя; 3—полая ох- ;
лаждаемая водой втул- I
ка; 4 —мягкая набивка;
5—нажимная втулка; 6 —
поршневой шток. ,
Фиг. 49. Сальник с охла-
ждением насоса НПН-3.
7—грундбукса внутренняя;
2—грундбукса внешняя;^—
водяная рубашка; 4—мяг-
кая набивка;5—внутренний
фонарь для отвода просачи-
вающейся через сальник
жидкости; 6—наружный фо-
нарь для подвода смазки
к штоку; 7—нажимная бук-
са; 8—поршневой шток.
Фиг. 50. Сальник горячего з-)грузочного крекингового
насоса со спиральной водяной рубашкой.
Конструкции деталей поршневых насосов 83
подаваемая в сальники такого насоса, создает надежное уплот-
нение и гарантирует от засасывания воздуха в конденсатор.
Особые требования предъявляются к сальникам насосов
для перекачки горячих нефтепродуктов. Здесь необходима
большая надежность сальникового уплотнения, так как горячий
нефтепродукт, просачиваясь через сальник, может воспламе-
ниться.
В целях уменьшения трения в сальнике и создания благо-
приятных условий работы набивки для горячих насосов приме-
няются сальники с охлаждением.
На фиг. 48 приведен сальник с охлаждением сдвоенного
прямодействующего парового насоса МПН-5 завода им. Мон-
тина, применяемого нашими заводами в качестве загрузочного
печного насоса, работающего при температуре до 180° С.
Как видно из чертежа, вдоль поршневого штока имеется
пустотелая втулка достаточной длины, в которую подается
проточная охлаждающая вода. Между этой втулкой и поршне-
вым штоком имеется небольшой кольцевой зазор, через кото-
рый нефтепродукт, могущий просочиться через первую грунд-
буксу, поступает ко второй грундбуксе.
Поршневой шток и нефтепродукт в месте прохода штока до
второй грундбуксы успевают достаточно охладиться, и сальни-
ковая набивка такого горячего насоса работает в условиях,
близких к нормальным.
На фиг. 49 представлена более совершенная конструкция
сальника с охлаждением горячего насоса НПН-3. Этот сальник
помимо водяной рубашки имеет глубокую сальниковую ко-
робку, внутри которой кроме набивки имеются два фонаря.
От внутреннего фонаря отведена трубка, через которую уда-
ляется из помещения насосной просочившийся через сальнико-
вую набивку нефтепродукт. Второй фонарь служит для перио-
дической смазки поршневого штока. Наконец, на фиг. 50 пока-
зан охлаждаемый сальник с ребрами, обеспечивающими дви-
жение охлаждающей воды по спирали.
Сальниковые набивки. Сальниковая набивка для плунжеров
и поршневых штоков насосов, перекачивающих холодную воду
или холодные темные нефтепродукты, может состоять из хлоп-
чатобумажного или пенькового плетеного шнура, пропитанного
тальком или графитом.
Для насосов, перекачивающих холодную воду, часто приме-
няют набивки, имеющие резиновую сердцевину или изготовлен-
ные из прорезиненной ткани.
Для насосов, перекачивающих горячие нефтепродукты,
равно как и светлые, набивки с содержанием обычной резины
непригодны, так как резина способна набухать при нагревании
и растворима в нефтепродуктах. Набухание резины влечет за
6*
84
Поршневые насосы
собой повышенное трение поршневого штока, а свойство
растворяться в нефтепродукте приводит к быстрому появлению
течи.
Известны попытки использовать свойство резины набухать
под действием нефтепродуктов для дополнительного уплотне-
ния сальников, давшие в ряде случаев положительные резуль-
таты. Однако эти (пока единичные) случаи недостаточно про-
верены, и применение набивок, содержащих резину, в качестве
уплотнения сальников для насосов, перекачивающих нефтепро-
дукты, в настоящее время не рекомендуется.
Для водяных насосов нецелесообразно применять набивки
из плетеного асбестового шнура, так как для создания надеж-
ного уплотнения асбестовую набивку необходимо сравнительно
сильно затянуть, что вызывает повышенный износ поршневого
штока. Кроме того, асбестовая набивка быстро теряет свою
упругость и вследствие этого требует частой замены.
Несмотря на эти отрицательные свойства, асбестовая пле-
теная набивка имеет широкое применение и для насосов, пере-
качивающих светлые нефтепродукты.
Асбестовая набивка, проваренная в масле и прографичен-
ная, часто армированная тонкой медной проволокой для слу-
• чаев перекачки горячих нефтепродуктов, также находит широ-
кое применение; она обладает ценными качествами — не про-
пускает легкие нефтепродукты и сжиженные газы, стойка при
высоких температурах.
Для предотвращения повышенного износа поршневого
штока от асбестовых набивок и быстрого разрушения этих на-
бивок принимают специальные меры.
В качестве одной из доступных мер, улучшающих качество
сальника с асбестовым уплотнением, является покрытие порш-
невого штока хромом. Хром обладает большой твердостью
и износоустойчивостью, являясь вместе с тем прекрасным
антикоррозийным покрытием. Хорошо отхромированный и отпо-
лированный поршневой шток гарантирует длительную и надеж-
ную работу сальникового уплотнения без заметной утечки.
Другая мера повышения износоустойчивости сальника — это
специальные асбестовые пле.теные набивки с наполнителями,
которые не только заполняют поры, но и служат смазкой для
набивки во время ее работы. В нашей практике в качестве
наполнителей применяют минеральные масла, животный жир,
касторовое масло и другие растительные масла, а также воск,
церезин, парафин, солидол, вазелин и чешуйчатый серебристый
графит; чаще всего для пропитки набивки используют компо-
зицию из нескольких смазочных веществ в зависимости от тре-
буемой точки плавления. Если давление на набивку высокое,
то наполнитель будет испытывать повышенное трение, а выде-
Конструкции деталей поршневых насосов
85
ляющееся при этом тепло вызовет плавление наполнителя
и вытекание его из сальника.
Пропитанные маслом набивки хотя и улучшают условия
работы сальника, однако не могут являться в ряде случаев
вполне достаточными, так как требуют сравнительно частого
уплотнения и быстро теряют свое антифрикционное свойство.
Такая набивка непригодна при перекачке бензинов, легко
растворяющих смазку.
В связи с этим возникла необходимость в ряде мероприя-
тий, направленных к улучшению качества сальниковых наби-
Фиг. 51. Способы плетения набивок.
7 —насквозь плетеная (одним блоком); 2—квадратное плетение в 8 прядей; 3—круглое
плетение; 4—плоское плетение (косичкой); 5—скручивание; 6—круглая со скрученным
сердечником (методом рубашка над рубашкой); 7—круглая с прямым сердечником
(методом рубашка над рубашкой).
вок; к их числу относится, например, применение так назы-
ваемых полуметаллических набивок, поверхность трения кото-
рых о шток насоса выполнена из антифрикционного металла.
Такая набивка может работать довольно надежно при наличии
постоянной смазки сальника.
Наиболее надежными в эксплуатации являются металличе-
ские набивки. Металлические набивки изготовляют в виде раз-
резных колец из антифрикционных металлов или путем прес-
совки и скручивания из фольги антифрикционных металлов.
Применение металлических набивок допустимо только при
поверхностной твердости поршневого штока Нв 500; при
меньшей твердости неизбежен быстрый износ штока.
Хлопчатобумажные, пеньковые или асбестовые плетеные
набивки поставляют в виде бухт (фиг. 51).
86
Поршневые насосы
Способы плетения 1, 2, 6 и 7, приведенные на фиг. 51, при-
меняются как для сухих, так и для пропитанных маслом про-
графиченных набивок. Способы плетения 3, 4 и 5 применяются
только для сухих набивок. С эксплуатационной точки зрения
Фиг. 52. Самоуплотняющаяся набивка
с одной заостренной стороной.
все приведенные выше спо-
собы плетения каких-либо
особых преимуществ один
перед другим не имеют.
К мягким сальниковым
набивкам относятся так на-
зываемые самоуплотняю-
щиеся фасонные набивки.
Па фиг. 52 представлена са-
моуплотняющаяся набивка
с одной заостренной сторо-
ной, предназначающаяся
для насосов с поступатель-
но-возвратным движением.
При поджатии сальниковой
втулки набивка раздается
(«расклинивается») и создает необходимое уплотнение штока
или вала. Такую набивку изготовляют из прорезиненной ткани;
предназначается она для водяных насосов.
'Полуметаллические на-
бивки имеют мягкую
сердцевину из асбеста.
Фиг. 53. Полуметаллическая
набивка.
7—сердцевина из асбеста; 2—
наружная оплетка из алюминие-
вой фольги.
Фиг. 54. Полуметаллическая набивка.
1—сердцевина из асбеста; 2—наружная оплетка
из медной проволоки.
хлопчатобумажных волокон или пенькового шнура, обмотан-
ную фольгой или оплетенную проволокой из антифрикционного
металла. Наибольшее распространение имеют набивки с асбе^
стовой сердцевиной, оплетенные баббитовой, свинцовой или
алюминиевой фольгой.
На фиг. 53 изображена полуметаллическая набивка с асбе-
стовой сердцевиной с наружной оплеткой из алюминиевой
Конструкции деталей поршневых насосов
87
фольги, а на фйг. 54 — полуметаллическая набивка с асбесто-
вой сердцевиной, оплетенной тонкой медной проволокой.
К полуметаллическим набивкам также относится набивка,
изображенная на фиг. 55, представляющая собой плетеный из
асбеста «желобок» с внутренним металлическим наполнителем,
служащим антифрикционным металлом при трении поршневого
штока о поверхность сальниковой набивки.
Указанного типа набивки (фиг. 55)
применяются только для машин с по-
насоса завода
перекачки хо-
при давлении
Фиг. 56. Сальник плунжерного
„Борец', предназначенного для
лодных темных нефтепродуктов
в 50 ат.
7 —бронзовые или стальные набивочные кольца; 2 —
сальниковый фонарь; 3—мягкая асбестовая просален-
ная и прографиченная набивка; 4—бронзовый вкла-
дыш нажимной буксы; 5—грундбукса с лабиринтовы-
ми кольцевыми каналами; 6 — плунжер; 7—набивочные
кольца из антифрикционного материала (баббита).
Фиг. Полуметалличе-
ская набивка.
7 — жолоб, плетеный из асбеста;
2—металлический наполнитель
из антифрикционных металлов.
ступательно-возвратным движением, т. е. для поршневых и
плунжерных насосов.
Рассмотрим металлические набивки. На фиг. 56 представ-
лен сальник плунжерного насоса завода «Борец», предназна-
чающегося для перекачки нефти при давлении в 50 ат. Саль-
ник состоит из специальной втулки и металлической и мягкой
набивок.
Бронзовая втулка, изготовляемая с минимально допустимым
зазором к плунжеру, имеет на внутренней поверхности ряд
кольцевых выточек.
Жидкость, проходя вдоль плунжера через кольцевые зазоры
л бронзовой втулке, будет терять при этом часть напора. Сред-
няя часть уплотнения сальника состоит из четырех пар разрез-
ных металлических колец: верхних 1 и нижних 7. Разрезные
кольца имеют конструкцию, изображенную на фиг 57. Бабби-
товое разрезное кольцо устанавливается на стороне, подвергну-
88
Поршневые насосы
той трению, широкая сторона баббитового кольца 1 находится
на плунжере. Бронзовое или стальное разрезное кольцо -
Фиг. 57. Конструкция разрезных колец для
металлического сальникового уплотнения.
7 —кольцо из антифрикционного сплава; 2—кольцо
из бронзы или стали; 3—нарезные отверстия для
сборки и разборки разрезного кольца в сальниковой
коробке.
вставляют в сальнико-
вую коробку таким об-
разом, чтобы широ-
кая сторона его лежа-
ла на поверхности
сальниковой коробки.
Как видно из фиг. 57,
при затяжке нажимной
втулки сальника коль-
ца 1 и 2 будут переме-
щаться по наклонной
плоскости друг относи-
тельно друга и плотно
прилегать к плун-
жеру.
При хорошей смаз-
ке сальниковой на-
бивки баббитовые
кольца хорошо прира-
батываются и создают
надежное уплотнение,
кольца на плунжер, их
приходится делать разрезными из трех или четырех частей.
Каждая из таких чаете
нарезным отверстием,
при помощи которого
кольцо после износа
может быть демонти-
ровано из сальниковой
коробки. Кольца сле-
дует располагать так,
чтобы места разреза
соседних колец были
смещены относительно
друг друга. Фонарное
кольцо 2 (фиг. 56)
предназначено для от-
вода просочившейся
через уплотнение жид-
кости. Два металлических кольца и мягкая асбестовая пропи-
танная маслом набивка предназначаются для того, чтобы не
допускать протекания перекачиваемой жидкости к нажимной
втулке сальника. Смазка сальника осуществляется перекачи-
ваемой жидкостью, которая через фонарное кольцо 2 посту-
пает к плунжеру.
Чтобы иметь возможность надеть
уплотнительного кольца снабжается
Фиг. 58. Цельнометаллическая набивка из
фольги,, свернутой спиралью.
Конструкции деталей поршневых насосов 8У
Металлические набивки, изготовляемые из фольги и из
антифрикционных металлов, применяются главным образом для
валов насосов с большим числом оборотов и для штоков
поршневых насосов с большим числом ходов, работающих при
высоких давлениях и температурах.
Набивку изготовляют скручиванием длинных лент фольги
в виде жгута с последующим обжатием под прессом для при-
дания требуемой формы или накладыванием фольги перед
прессовкой слоями. Такой пакет фольги менее эластичен, чем из
скрученной фольги. Наличие пустот в набивке способствует
большей эластичности. При необходимости эти пустоты запол-
няются графитом и смазкой, что улучшает работу набивки.
На фиг. 58 представлен моток цельнометаллической набивки
из фольги, свернутой спиралью.
В последнее время все чаще приходится иметь дело с пе-
рекачкой различных химических реагентов, например различ-
ных кислот и щелочей и их смесей, для которых изготовление
сальниковых набивок представляет известные трудности вслед-
ствие дефицитности свинца. Однако известно, что свинец как
материал для набивок является недостаточно стойким.
Нам кажется, что в рассматриваемом случае должны найти
применение набивки из различных пластмасс.
КОНСТРУКЦИЯ КЛАПАНОВ
Материалом для изготовления клапанов и клапанных
седел могут служить бронза, чугун, углеродистые и легирован-
ные стали.
Бронза в качестве материала для клапанов в известных
случаях представляет собой большие удобства, так как легко
обрабатывается и устойчива в воде (пресной и морской)
и в (различных очищенных бензинах.
В настоящее время применение бронзы весьма ограничено
и поэтому, где только возможно, ее заменяют менее дефицит-
ными материалами.
В качестве материала для клапанов чугун имеет наиболь-
шее распространение, за исключением случаев перекачки горя-
чих жидкостей или жидкостей, вызывающих сильную корро-
зию металла. В этих случаях в качестве материала для клапа-
нов и седел горячих насосов часто применяется сталь марки
ЭЖ2 для седел и ЭЯ1 для клапанов.
Для насосов, перекачивающих холодную воду и особенно
воду, содержащую песок или какие-либо другие абразивные
частицы, в качестве уплотнительной поверхности клапанов при-
меняют дерево, кожу или резину, создающие хорошее уплот-
нение, в то время как металлические поверхности клапанов
быстро истираются взвешенными в воде твердыми частицами и
не обеспечивают работу клапанов без утечек.
90
Поршневые насосы
Как упоминалось в гидравлическом расчете клапанов, наи-
большим распространением пользуются грузовые (фиг. 28) и
пружинные (фиг. 59) клапаны.
Седло клапана 2 (фиг. 28 и фиг. 59) выполняется или
в виде втулки с конической поверхностью с небольшим накло-
ном образующей к вертикальной оси и затем запрессовывается
или ввертывается на резьбе в клапанную коробку.
Какому из способов закрепления клапанного седла в кор-
пусе насосов следует отдать предпочтение, сказать трудно, так
Фиг. 59. Пружинный
клапан насоса НПН-3.
Z — клапанная коробка;
2—тарельчатый клапан;
3—клапанное седло; 4—
направляющее ребро та-
рельчатого клапана; 5—
пружина; 6 — прижим.
как мнения эксплуатационников в этом во-
просе расходятся. Что же касается заво-
дов-изготовителей, то для них более удобна
прессовая посадка клапанного седла, тре-
бующая меньших затрат на механическую
обработку по сравнению с установкой кла-
панных седел на резьбе.
Клапанная тарелка / снабжена четырь-
мя нижними направляющими ребрами 4
(см. фиг. 28 и 59). Во избежание заедания
клапана при возможном перекосе длина на-
правляющих ребер должна быть больше
максимально возможной высоты подъема
клапана минимум в полтора раза. Прити-
рочная поверхность клапана должна иметь
минимально допустимую по конструктив-
ным размерам ширину. Она может быть
плоской и конической. Коническая поверх-
ность легче поддается притирке, но вызы-
вает некоторое увеличение подъема кла-
пана при одной и той же пропускной способности и при одина-
ковых диаметрах. Минимально допустимая ширина притирочной
поверхности может быть определена по одной из следующих
эмпирических формул:
b = 0,8)/(/
(45)
или
Ь — 1,25 V ^тах*
(45')
Первая формула служит для определения ширины притироч-
ной поверхности b в зависимости от диаметра клапана d для
металлической притирочной поверхности, а вторая для опреде-
ления ширины опорной поверхности клапана при кожаном
уплотнении.
Соединение поршневого насоса с двигателем. Приводной
поршневой насос является тихоходной машиной, так как его
число оборотов практически колеблется от 20 до 120 в минуту,
причем большие насосы и насосы, перекачивающие вязкие и
Выхлопная
Фиг. 60 Дизельнасосный агрегат магистрального нефтепровода.
7 —двигатель дизель; 2—шестеренчатый редуктор; 3 —трехплунжерный насос завода «Бореце.
Конструкции деталей поршневых насосов
92
Поршневые насосы
легко испаряющиеся жидкости, работают при меньшем числе
оборотов, а насосы небольших размеров — при больших.
Фиг. 61. Электронасосный агрегат для магистрального нефтепровода.
7 —электромотор; 2—шестеренчатый редуктор; 3—плунжерный насос.
«Быстроходные» приводные насосы с числом оборотов свыше
150 об/мин встречаются редко.
Выбор двигателя для поршневого насоса прежде всего дол-
жен быть произведен с этой точки зрения.
Конструкции деталей поршневых насосов
93
Паровая машина, работающая при числе оборотов в минуту
в диапазоне числа оборотов насоса, является двигателем, наибо-
лее подходящим для этой цели.
Имеется много насосных установок такого типа. Например,
так сконструирован горячий крекинговый насос, где двухцилинд-
ровая паровая машина соединена непосредственно с насосными
цилиндрами без какой-либо промежуточной передачи.
Соединение приводного насоса с более быстроходным двига-
телем сложнее. Приходится прибегать к изменению числа оборо-
Фиг. 62. Прямодействующий двухцилиндровый паровой
насос двойного действия.
тов или, как говорят, к редуцированию числа оборотов двига-
теля. Как пример такого агрегата можно привести соединение
трехплунжерного насоса простого действия завода «Борец»
с двигателем дизель. Дизель имеет 187 об!мин, насос 60 об/мин
(фиг. 60). Между насосом и двигателем устанавливается ре-
дуктор.
Успехи металлургии и машиностроения создали возможность
изготовления редукторов с весьма высоким к. п. д. Так, редук-
тор с шевронными шестернями с венцом из специальной стали
и принудительной смазкой представляет собой надежно рабо-
тающий механизм с к. п. д., равным 98%.
Привод поршневого насоса от электродвигателя еше сложнее,
гак как требуется значительное снижение числа оборотов. На
фиг. 61 изображен приводной насос завода «Борец» для маги-
стрального нефтепровода с приводом от электродвигателя через
шестеренчатый редуктор.
Паровая турбина вследствие большого числа оборотов в ка-
честве привода для поршневого насоса не пригодна.
Около ста лет назад возникла конструкция прямодействую-
щего поршневого насоса (см. фиг. 62), представляющего собой
94
Поршневые насосы
безмаховичную паровую машину, штоки которой соединены
непосредственно со штоками насоса. Несмотря на низкую экб-
номичность, прямодействующие паровые насосы имеют широкое
распространение.
Так как прямодействующий паровой насос не подчиняется
законам, выведенным для насосов с кривошипно-шатунным ме-
ханизмом, то он будет рассмотрен самостоятельно.
ОПИСАНИЕ ПРИВОДНЫХ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Имеется много различных конструкций поршневых привод-
ных насосов, применяемых в различных отраслях народного
хозяйства.
В нефтяной промышленности годами происходил отбор кон-
струкций насосов, пригодных для наиболее трудной и надежной
работы. В результате этого отбора промышленность нефтяного
машиностроения выпускает сравнительно небольшое число
типов поршневых насосов, удовлетворяющих ее потребность.
Так, приводные насосы в настоящее время изготовляются
для следующих целей: для глинистого раствора при бурении,
для магистральных нефтепроводов и дозировочных целей.
Ниже приводится описание приводного трехплунжерного
насоса завода «Борец», предназначенного для магистральных
нефтепроводов.
Трехплунжерный горизонтальный приводной насос
для магистральных нефтепроводов завода «Борец»
Трехплунжерный горизонтальный приводной насос для
нефтепроводов завода «Борец» сконструирован специально
для перекачки сырой нефти на дальние расстояния и приводится
от двигателя внутреннего сгорания, с которым соединяется
через редуктор с шевронными шестернями.
Одна из моделей насоса завода «Борец», изображенная на
фиг. 63, имеет следующие основные данные: перекачиваемая
жидкость — сырая нефть; диаметры диференциального плун-
жера 180 и 105 мм; ход поршня 450 мм; число оборотов в ми-
нуту п ~ 60; производительность 33 л/сек; рабочее давление
50 ати; назначение насоса определяет его конструкцию.
Для дальнего нефтепровода существенное значение имеет
плавность подачи насоса, без гидравлических ударов, так как
последние при большой длине напорного трубопровода (свыше
50 км) могут достигнуть весьма существенных значений. Плав-
ная подача обеспечена выбором конструкции насоса, состоя-
щего из трех цилиндров простого действия, кривошипы которых
расположены под углом 120° друг к другу. Как это было разо-
брано подробно в теоретической части, степень неравномерности
подачи для такого насоса равна 1,047. В этих же целях насос-
Конструкции деталей поршневых насосов
S/5
Фиг. 63. Трехплуижерный насос простого действия завода „Борец“ для
магистральных нефтепроводов.
7—гидравлический цилиндр; 2—нагнетательный клапан; 3—всасывающий тарельчатый
клапан; 4—большой плунжеп; 5—малый плунжер; 6—регулирующий аппарат системы
Гетье; 7—сальник; 8—всасывающий колпак; 9—патрубок всасывающего колпака;
10—патрубок для присоединения всасывающего трубопровода; 11—нагнетательный
колпак; 12—направляющий патрубок нагнетательного колпака; 13—поплавок;
14—трубка для подачи в колпак сжатого воздуха от компрессопа; 15—манометр;
16 — крейцкопф: 77 — крейцкопфный палец: 18 — шатун; 19—коленчатый вал; 20—рама.
насоса; 27 —напорный коллектор.
<;б
Поршневые насосы
снабжен общей для трех цилиндров насоса всасывающей короб-
кой и тремя воздушными колпаками по одному над каждым
цилиндром в напорной части насоса.
Для перекачки при давлении в 50 ат дисковый поршень не
пригоден для длительной и надежной работы, так как поршне-
вые уплотнительные кольца, равно как и втулка рабочего
цилиндра, быстро изнашиваются и, следовательно, утечки
между поршнем и цилиндровой втулкой заметно увеличиваются.
Плунжер насоса с наружным сальниковым уплотнением 7
(фиг. 63) при больших давлениях удобен, так как позволяет
все время следить за плотностью уплотнения во время работы
насоса, а его износ в несколько раз меньше износа колец
дискового поршня.
Гидравлический цилиндр 1, или клапанная коробка насоса,
для придания возможно большей прочности конструктивно
оформлен в виде вертикального цилиндра. При такой форме для
обеспечения достаточной прочности оказалось возможным, отли-
вать его из модифицированного чугуна. В нижней части кла-
панной коробки насоса помещено четыре всасывающих тарель-
чатых клапана <?, нагруженных цилиндрической пружиной,
с плоской опорной поверхностью.
Точно такое же устройство имеется и в верхней части
цилиндра, оборудованной четырьмя нагнетательными клапа-
нами 2.
У первых моделей насосов клапаны и клапанные седла изго-
товлялись из бронзы. В последующем стали применять клапаны
с чугунными тарелками и стальными клапанными седлами.
Между клапанными коробками в цилиндре насоса поме-
щаются плунжеры 4 и 5. Это расположение с гидравлической
точки зрения также является удобным, так как обеспечивает
движение жидкости без лишних изменений направления, а сле-
довательно, с меньшими потерями.
Всасывающий колпак 8 или, как называют его у этого
насоса, всасывающая коробка отлита из чугуна и испытывается
гидравлическим давлением в 3 ати.
Как упоминалось, насос имеет три нагнетательных колпака,
расположенных непосредственно над насосными цилиндрами
(клапанными коробками). В середине нагнетательного колпака
имеется направляющий патрубок 12, внутри которого свободно
ходит деревянный поплавок 13. Поплавок предназначается для
того, чтобы изолировать уровень имеющейся в колпаке нефти
от закачанного в колпак воздуха, чем предотвращается рас-
творение воздуха в перекачиваемой нефти.
Воздух через трубку 14 подается в нагнетательный колпак
насоса от компрессора, используемого одновременно и для
пуска двигателя.
Конструкции деталей поршневых насосов
57
Плунжер у рассматриваемого насоса диференциальный и
состоит из двух частей: большого плунжера 4 и малого 5.
Несмотря на наличие диференциального плунжера, насос при
нормальной производительности работает как плунжерный насос
простого действия.
Наличие малого плунжера связано с аппаратом Гетье 6,
служащим для пуска насоса в ход и для регулирования подачи
насоса в широких пределах.
Сальниковое уплотнение плунжера для обеспечения беспере-
бойной надежной работы выполнено комбинированное из жест-
ких металлических колец и мягкой асбестовой плетеной на-
бивки, армированной тонкой отожженной проволокой из крас-
ной меди, прографиченной и пропитанной смазкой. Подробное
описание см. выше в разделе, относящемся к сальниковым на-
бивкам.
Для достижения высокого коэфициента наполнения t]v
насос выбран тихоходным с числом оборотов коленчатого вала
п = 60 в минуту, при нормальной работе которого тремя плун-
жерами достигается =97% и при наличии подпора во вса-
сывающем трубопроводе не менее 3 м обеспечивается отсут-
ствие испарения легких фракций из перекачиваемой нефти во
всасывающей коробке насоса.
При регулировке насоса аппаратом Гетье при всех режимах
перекачки значительно ниже и оценивается в 93%.
Насос завода «Борец» приводится от двигателя, имеющего
число оборотов в несколько раз больше. Это вызвало необходи-
мость в редукторе с пеоедаточным числом
пдвиг
пнасоса
(46)
Насосы описанной конструкции хорошо зарекомендовали
себя длительной безаварийной работой.
Горячие крекинговые плунжерные насосы
На фиг. 64 приведен план и разрез распространенного у нас
на нефтеперерабатывающих заводах четырехплунжернего горя-
чего загрузочного крекингового насоса, выпускавшегося до
Великой Отечественной войны Сумским машиностроительным
заводом им. Фрунзе.
Как видно из чертежа, такой насос представляет собой
довольно громоздкую машину длиной более 11 м, и шириной
около 3,5 м.
7 К. С. Гуревич
Конструкции деталей поршневых насосов
99
Кривошипы коренного вала паровой машины насоса распо-
ложены под углом 90°. Преимущества такого расположения
кривошипов заключаются в том, что каждый поршень из мерт-
вого положения в цилиндре паровой машины автоматически
выводится другим поршнем.
Равномерность вращения вала машины достигается при
помощи маховика, насаженного на вал посредине между паро-
выми цилиндрами.
Между цилиндрами паровой машины расположен центро-
бежный регулятор, приводимый от коренного вала при помощи
ременной передачи.
Штоки паровой машины через сальники выпущены наружу и
соединены непосредственно с внутренними плунжерами правой
и левой клапанных коробок. Наружные плунжеры приводятся
в движение при помощи траверсы, соединенной двумя продоль-
ными тягами, двигающимися вдоль клапанных коро-бок, с тра-
версой крейцкопфа, насаженного на выпущенный конец поршне-
вого штока паровой машины. Крейцкопф служит для опоры
штока, плунжера и тяг, имеющих в сопряженном виде, как
видно из чертежа, довольно большую длину.
На фиг. 65а и 656 приведены разрезы парораспределитель-
ных золотников паровой машины горячего насоса Сумского за-
вода. На этих чертежах нетрудно заметить, что парораспреде-
ление производится при помощи плоских двойных золотников
системы Мейера, каждый из которых приводится в движение
при помощи двух золотниковых тяг от двух эксцентриков.
Таким образом, верхний и нижний золотники имеют самостоя-
тельное движение.
Парораспределение Мейера позволяет регулировать вели-
чину отсечки пара и получать тем самым более экономную
работу машины.
Клапанные коробки изготовляют из цельных стальных
поковок (фиг. 66 и 67). В каждой клапанной коробке двигаются
два расположенные друг против друга охлаждаемые с внутрен-
ней стороны плунжера.
Направляющие втулки (фиг. 68) клапанных коробок, в кото-
рых двигаются плунжеры, изготовляют из чугуна.
Клапаны (фиг. 69) изготовляются из нержавеющей стали и
посажены в седла (фиг. 70), запрессованные в клапанную ко-
робку. Клапан нагружен пружиной, которая нижней своей
поверхностью упирается в специальную выточку на клапане,
а верхней — в прижим. Прижимы для напорных и всасываю-
щих клапанов изображены на фиг. 71; нижний торец прижима
является одновременно и ограничителем подъема клапана,
сверху -прижим закрывается крышкой (фиг. 72).
На фиг. 73 изображен клапан горячего крекингового насоса
в сборе.
7*
<£иг. 65a. Разрез парораспределительного золотника цилиндра гысоксго давления сумского насоса.
Поршневые насосы
фиг. 656. Разрез парораспределительного золотника цилиндра низкого давления сумского насоса.
Конструкции деталей поршневых насосов_011
Фиг. би. Кованая клапанная коробка плунжерного горячего крекингового насоса.
7 — клапанная коробка; 2—всасывающее отверстие; 3—нагнетательное отверстие; 4—Клапан;'5—полый,•'охлаждае-
мый с внутренней стороны водой, плунжер; б — охлаждаемый водой сальник; 7—направляющая втулка плунжера;
8 — ползун; 9—-шток паровой машины.
Фиг. 67. Попе-
речный разрез
клапанной ко-
робки горячего
крекингового
насоса.
-W4- А А
--------------775
Фиг. 68. Направляющая втулка горячего плунжерного
насоса.
Поршневые насосы
Конструкции деталей поршневых насосов
103
Фиг. 69. Тарель-
чатый клапан
с направляющи-
ми ребрами.
Фиг. 72. Крышка при-
жима.
Фиг. 73. Клапан го-
рячего крекингово-
го насоса в сборе.
7 —кованая клапан-
ная коробка; 2 — сед-
ло клапана; 3—та-
рельчатый клапан;
4 — прижим; 5 —
шпилька; 6—крышка.
i Фнг. 71. Прижимы для
i напорного и всасыва-
! ющего клапанов.
104
Поршневые насосы
Горячий насос Сумского завода им. Фрунзе имеет следую-
щие основные данные.
Производительность . . • - . . •.........38 т/час
Давление нагнетания..........................52 ати
Давление всасывания . . .... . 3 „
Температура перекачиваемой жидкости не более 345 С
Минимальный подпор жидкости на всасывании . . 3,7 м
Диаметр плунжера........... . 130 мм
Ход плунжера • . . . ..................... 600 „
Давление пара . ... ... . . . . 9 ат
Давление пара в конденсаторе . ............. 0,2 ата
Диаметр цилиндра высокого давления паровой машины 640 мм
Диаметр цилиндра низкого давления паровой машины 1050 „
По расходу пара такие насосы достаточно экономичны.
При работе паровой машины двойного расширения с кон-
денсатором расход пара колеблется в пределах 10—12 кг на
одну гидравлическую лошадиную силу в час.
Плунжерные горячие крекинговые насосы, несмотря на
свою экономичность по расходу пара, имеют ряд существенных
недостатков. К ним прежде всего следует отнести большой вес,
чрезвычайно большие габариты насоса, соответственно большое
помещение и сложный фундамент установки.
Вес паровой машины этого насоса равен 23 г. Вес каждой
поковки для клапанной коробки 5,2 т, а весь насос в сборе
весит около 40 т.
Монтаж такого насосного агрегата, его установка на фун-
дамент и центровка требуют от персонала большого опыта,
точной работы и затраты большого количества времени.
Разборка и сборка машины во время ремонта, а также
замена деталей требуют больших затрат.
Исходя из приведенных соображений, строительство плун-
жерных крекинговых насосов после Великой Отечественной
войны в Советском Союзе не возобновлялось и в настоящее
время на наших заводах эксплуатируются горячие плунжерные
насосы довоенной постройки.
ПРЯМОДЕЙСТВУЮЩИЕ ПАРОВЫЕ НАСОСЫ
Поршневой насос может быть соединен с двигателем либо
непосредственно, либо при помощи кривошипно-шатунного меха-
низма и редуктора.
Непосредственное соединение поршневого насоса возможно
только с двигателем, имеющим поступательно-возвратное дви-
жение поршня при постоянном давлении на поршень в течение
всего хода.
Наиболее простое соединение поршневого насоса с паровой
машиной, имеющей с ним одинаковый ход поршня, работающей
Конструкции деталей поршневых насосов
105
по прямоугольному циклу и развивающей постоянное давление
на поршень в течение всего хода поршня, осуществимо на
принципе общего штока этих машин.
Соединение поршневого насоса и паровой машины, работаю-
щей с расширением пара, осуществить сложнее, так как при
этом необходим маховик, выравнивающий непостоянство давле-
ния, которое будет в цилиндре паровой машины в течение хода
поршня изменяться, достигая минимума к концу его хода.
Поршневой насос, приводимый в движение от паровой ма-
шины с маховиком и имеющий кривошипно-шатунный механизм,
подчиняется законам, выведенным для приводного насоса. Что
же касается прямодействующих паровых насосов, то поршни
последних не имеют строго определенного закона движения.
Практически для постоянных условий работы насоса при по-
стоянном давлении пара, а также при неизменной величине
потерь в самой машине движение поршня происходит с постоян-
ной скоростью почти на протяжении всего его хода, что
является одним из серьезных преимуществ прямодействующих
паровых насосов.
Прямодействующие насосы могут быть не только паровыми.
Для прямодействующих насосов могут быть применены в ка-
честве носителя энергии сжатый воздух и жидкости, находя-
щиеся под давлением, например вода или масло.
Сжатый воздух является дорогим источником энергии и при-
меняется сравнительно в ограниченных случаях главным обра-
зом для привода небольших вспомогательных прямодействую-
щих насосов и в случаях, когда подведение пара затруднено,
а применение электроэнергии в целях пожарной безопасности
нежелательно. В качестве примера можно привести небольшие
прямодействующие насосы, применяемые на танкерах в каче-
стве вспомогательных насосов, для которых сжатый воздух для
привода берется от компрессоров, обслуживающих двигатели
внутреннего сгорания. Прямодействующие поршневые насосы
с гидроприводом применяются в тех случаях, когда необходимо-
получить большие давления для'тихоходных насосов в условиях
абсолютной пожарной безопасности.
Одноцилиндровый прямодействующий паровой насос
Если имеем одноцилиндровый прямодействующий паровой,
насос, работающий при давлении puapa и рат> и нам необхо-
димо сообщить жидкости, находящейся также при атмосфер-
ном давлении /?ат, давление, равное рнаг, то при отсутствии
потерь должно быть следующее соотношение:
PnapF пар — РнатРнаг
106
Поршневые насосы
ИЛИ
Рнаг __ ^~~наг __ л^наг . я^пар ___^н
Рпар “ Fnap ” 4 : 4 ~ ~D’
откуда
Рнаг — Рпар грг
^пар
Таким образом, требуемое давление нагнетания при задан-
ном давлении пара может быть получено путем подбора пор-
шней соответствующих диаметров..
Если построить теоретические индикаторные диаграммы
в паровом и продуктовом цилиндрах
Фиг. 74. Теоретические индикаторные диа-
граммы парового и гидравлического ци-
линдров одноцилиндрового прямодействую-
щего парового насоса.
одноцилиндрового насоса
прямого действия, на ко-
торых по оси ординат
отложить абсолютные да-
вления, а по оси абсцисс
длину хода поршня, то
эти диаграммы совпадут
( фиг. 74) вследствие того,
;то работа, развиваемая
з паровом цилиндре на-
соса, при отсутствии по-
терь равна работе, затра-
ченной на нагнетание
жидкости.
Следуя этому же
принципу построений, мы
получим для одноцилинд-
рового парового насоса,
приводимого от паровой машины с маховиком, диаграмму вида,
изображенного на фиг. 75.
Здесь площадь цикла abcdef, ограниченная линиями ab —
наполнения, Ьс — расширения; cd — выпуска, de — выталки-
вания и ef— сжатия, заменена эквивалентной SPcp, где
Рср — Рср'-Епар — высота прямоугольника, равновеликого площади
abcdef, с основанием S, равным ходу поршня, и высотой Рср,
равной абсолютному среднему давлению в цилиндре паровой
машины.
Следовательно, закон пропорциональности давления спра-
ведлив также и для насоса, приводимого паровой машиной
с маховиком, с той разницей, что взамен постоянного давления
Рпар берется среднее абсолютное давление в цилиндре паро-
вой машины, равное piFnap — среднему индикаторному давле-
нию, умноженному на площадь поршня.
Насосы прямого действия допускают весьма широкую регу-
лировку подачи, достигаемую простым изменением открытия
Конструкции деталей поршневых насосов
107
Фиг. 75. Сравнение теоретической инди-
каторной диаграммы парового цилин-
дра прямодействующего насоса с инди-
каторной диаграммой паровой машины,
работающей с расширением.
парового вентиля (мятием пара), причем регулировкой можно
обеспечить плавную подачу в течение почти всего хода поршня
в широком диапазоне изменения числа ходов насоса.
Как было сказано выше, прямодействующие паровые насосы
работают по прямоугольному циклу без расширения, что делает
их весьма неэкономичными. Еще более неэкономичны прямо-
действующие насосы, работающие при избытке давления пара
и требующие значительного его дросселирования перед насосом.
Обычно расход пара для прямодействующих паровых насо-
сов при работе их на выхлоп равен 30—40 кг пара на гидра-
влическую силу в час.
При регулировке дрос-
селированием расход пара
сильно повышается и дости-
гает порядка 60 кг на гид-
равлическую силу в час.
Если сравнить расход
пара прямодействующего
парового насоса с насосом,
работающим с приводом от
паровой машины с расши-
рением и конденсацией, ко-
торая имеет расход пара
9—11 кг на гидравлическую
силу в час, то увидим, что
прямодействующий паровой
насос менее экономичен,
чем насос, работающий от
паровой машины с расши-
рением и конденсацией в че-
тыре и более раза.
Таким образом, сравнение по экономичности не в пользу
прямодействующего парового поршневого насоса. Чем же тогда
объяснить повсеместное распространение на наших нефтезаво-
дах насоса этой конструкции?
Начнем с того, что паровые прямодействующие насосы при-
меняются в определенных областях нефте-газозаводского
хозяйства, а именно: они применяются в тех случаях, когда тре-
буется сравнительно небольшая производительность. Область
применения прямодействующих насосов — это производитель-
ность от минимума 0,5 м^/час до максимума 100—120 м^/час.
Средним размером насоса можно считать прямодействующий
поршневой насос производительностью 30—60 мР/час.
Поршневые прямодействующие насосы производительностью
120—60 м^/час занимают очень много места, мало экономичны
и сейчас быстро вытесняются (за исключением случаев пере-
качки высоковязких жидкостей) центробежными насосами.
108
Поршневые насосы
Насосы производительностью 30—60 м?/час применяются в зна-
чительно большем объеме, чем насосы производительностью
120—60 м3[час, но также вытесняются центробежными
насосами.
В области малых производительностей пока господствуют
поршневые насосы.
Прямодействующие паровые насосы применяются в тех слу-
чаях, когда требуется абсолютная надежность в работе, соеди-
ценная с требованием пожарной безопасности. Например, в ка-
честве загрузочных печных насосов или насосов для откачки
дестиллатов, получаемых при ректификации.
Прямодействующий поршневой насос незаменим, когда тре-
буется перекачка нефтепродуктов, имеющих большую вязкость,
меняющуюся в зависимости от температуры. В этих случаях при
повышении вязкости прямодействующий насос автоматически
уменьшает число ходов и, уменьшая подачу, развивает большее
давление, необходимое, чтобы продавить застывший нефте-
продукт.
Наконец, одноцилиндровые прямодействующие насосы с боль-
шим ходом поршня особенно удобны при необходимости вса-
сывания нефтепродуктов, имеющих легко испаряющиеся соста-
вляющие, или жидких газов.
Часто прямодействующие паровые насосы устанавливаются^
таким образом, что парсвая их часть работает с противодавле-
нием 2,5—3,0 ата в заводской коллектор мятого пара, или, как
часто говорят, в коллектор низкого давления. Собранный в кол-
лекторе низкого давления пар используется или для технологи-
ческих целей, например на установках прямой перегонки для
улучшения ректификации, или для целей подогрева при газо-
фракционировке и в общезаводско1м хозяйстве для подогрева,
вязких нефтепродуктов, или, наконец, для целей отопления и
коммунально-бытовых нужд.
В этом случае малая экономичность прямодействующих
насосов не является препятствием к их широкому использова-
нию, так как израсходованный для этих насосов пар в дальней-
шем эффективно применяется для технологических и комму-
нально-бытовых целей, которые при отсутствии мятого пара
явились бы потребителями свежего пара высокого давления.
Прямодействующие паровые насосы могут быть одноцилинд-
ровые или, как их называли раньше, Симплекс (см. фиг. 76), и
двухцилиндровые, раньше называвшиеся Дуплекс (см. фиг. 62).
Одноцилиндровые прямодействующие насосы применяются
сравнительно редко — для перекачки легко испаряющихся
жидкостей и сжиженных газов. Производительность таких,
насосов редко превышает 30 м3/час. Одноцилиндровые паро-
вые прямодействующие насосы имеют специальное парораспре-
деление.
Конструкции деталей поршневых насосов
109
Действие парораспределения одноцилиндрового .прямодей-
ствующего насоса основано на том, что парораспределительный
золотник перестанавливается при помощи вспомогательного
Фиг. 76. Одноцилиндровый прямодействующий насос.
поршенька (фиг. 77), перемещающегося под действием разности
давлений пара на его торцевые поверхности. Впуск пара по ту
или другую сторону вспомо-
гательного поршенька про-
исходит вследствие переме-
щения механизма, передви-
гающего золотник подходя-
щим к мертвому положе-
нию поршнем.
При такой схеме устрой-
ства достаточно небольшой
силы, оказываемой движу-
щимся поршнем, для того,
чтобы пустить пар на рас-
пределительный поршенек
и развить на нем достаточно
большое давление для бы-
строго перемещения основно-
го золотника, прижатого па-
ром к золотниковому зеркалу.
Основной золотник S (фиг.
ным поршеньком
Фиг. 77. Парораспределительный меха-
низм прямодействующего одноцилин-
дрового насоса.
77) перемещается вспомогатель-
1им отверстие небольшого диа-
но
Поршневые насосы
метра, через которое при неподвижном состоянии выравни-
вается давление слева и справа от поршенька, поэтому послед-
ний находится в равновесии.
Когда паровой поршень подходит к левой мертвой точке, то,
нажимая на стерженек V, он сообщает полость G через канал Е
с выхлопным каналом F. Давление в полости G падает, и рас-
пределительный поршенек быстро перемещается вправо, увле-
кая за собой основной золотник.
Пройдя отверстие канала Е, поршенек К сжимает остав-
шийся в камере G пар, образуя упругий буфер, который пре-
пятствует удару поршенька о крышку.
По каналу D на левую торцевую поверхность стерженька V
всегда передается давление свежего пара, закрывающее канал,
как только поршень отойдет от стерженька V.
Предупреждение удара поршня о крышку парового цилиндра
достигается тем, что впуск свежего пара в цилиндр произво-
дится тогда, когда поршень еще не дошел до крышки, и полу-
чающийся таким образом контрпар останавливает поршень и
сообщает ему обратное движение. Расположенный посредине
золотниковой коробки рычаг, выпущенный наружу через саль-
ник, служит для передвижения с места поршенька от руки при
пуске насоса.
Имеется ряд аналогичных конструкций парораспределения
одноцилиндровых насосов прямого действия.
У одноцилиндровых прямодействующих насосов переста-
новка золотника, а вместе с ним и перемена движения поршня
в продуктовом цилиндре происходят довольно резко даже при
сравнительно небольшом числе ходов (около 30—40), что свя-
зано с сильными толчками и ударами в подаче. Это объясняется
тем, что поршень насоса движется почти с постоянной ско-
ростью в течение всего хода, резко останавливается в мертвых
точках и быстро меняет направление движения. Подача насоса
происходит также одинаково в течение почти всего хода и
только в конце его быстро падает к нулю.
Это свойство одноцилиндрового прямодействующего насоса
используется при перекачке легко испаряющихся жидкостей и
сжиженных газов; при почти постоянной скорости жидкости
в насосе нет причин для образования газовой подушки. Правда,
во избежание ударов клапанов при резкой посадке в седло
число ходов таких насосов берется малым.
В остальных случаях свойство одноцилиндрового прямодей-
ствующего насоса осуществлять подачу равномерно в течение
почти всего хода поршня при резкой перемене направления
движения поршня в мертвых точках является крупным недо-
статком, так как клапаны, будучи все время высоко поднятыми,
получают большую скорость при посадке в седло вследствие
резкого изменения скорости хода поршня, сильно запаздывают
Конструкции деталей поршневых насосов
111
и при сравнительно небольшом увеличении числа ходов (а сле-
довательно, производительности) работают с чувствительными
ударами.
Сдвоенный прямодействующий насос двойного действия
Неудобства, связанные с парораспределением прямодей-
ствующих одноцилиндровых насосов, привели к созданию
И icmclfu соседнего цилиндре Нагнетание
Фиг. 78. Схема сдвоенного прямодействующего насоса
двойного действия
сдвоенных паровых насосов прямого действия, пользующихся
среди паровых прямодействующих насосов наибольшим распро-
странением.
Общий вид сдвоенного парового поршневого насоса прямого
действия приведен на фиг. 62. Схема его изображена на фиг. 78.
Основная идея такого насоса заключается в поочередной
работе двух паровых прямодействующих насосов, каждый из
которых приводится в действие другим, когда поршни послед-
него подойдут близко к середине хода.
При этом каждый насос работает с перерывами, длящимися
в течение почти половины хода поршня второго насоса.
Это обстоятельство создает благоприятные условия для
более спокойной посадки клапанов и повышает коэфициент
наполнения насоса, который приближается к единице.
112
Поршневые насосы
Золотники паровой машины сдвоенного прямодействующего
насоса конструктивно выполняются плоскими и цилиндриче-
Фиг. 79. Схемы плоских
парораспределительных зо-
лотников сдвоенного прямо-
действующего насоса.
1 — «камень»; 2—установочные
гайки.
скими.
Плоский парораспределительный
золотник управляет четырьмя канала-
ми: по внешним каналам поступает
свежий пар, а по внутренним уда-
ляется отработанный, проходя через
внутреннюю полость золотника и
среднее отверстие в золотниковом
зеркале.
Тяга с золотником соединяется
с разбегом (фиг. 79) при помощи ко-
лец или двух гаек. Как видно из
схемы, тяга начнет передвигать золот-
ник только тогда, когда «камень» или
одна из гаек упрется в выступ золот-
ника. Таким образом, если золотник
передвигался влево и при этом «ка-
мень» касался левого выступа, то при
обратном движении золотник начнет
передвигаться только тогда, когда
тяга пройдет путь, равный зазору у.
Наверху фиг. 80 изображено положение поршней и золот-
ников, соответствующее движению поршня левого цилиндра I
J L
в направлении стрелки (от
насосного цилиндра); приводи-
мый им поводок довел «ка-
мень» 2 до упора и начи-
нает сдвигать золотник от за-
нимаемого им среднего поло-
жения правого цилиндра II.
Поршень правого цилиндра II
находится в крайнем (мерт-
вом) положении. Золотник ле-
вого цилиндра 1 открывает
Фиг. 80. Схемы парораспределитель-
ного механизма сдвоенного прямодей-
ствующего парового насоса.
а, Ь, с, е — каналы для пара; 1 — 2 — золот-
ники.
Конструкции деталей поршневых насосов 115
ные клапаны с открытой пружиной при перекачке нефтепродук-
тов недопустимы, так как во время их работы часть перекачи-
ваемой жидкости вытекает через неплотности между штоком
клапана и втулкой.
Паровая машина насоса предназначена для работы насы-
щенным паром при давлении в 6 ати, при противодавлении
в 1 ати.
Число двойных ходов поршней насоса в зависимости от тре-
буемой производительности может регулироваться в пределах
от 30 до 50 в минуту без нарушения плавности работы насоса.
Конструктивно насос оформлен в трех основных узлах:
паровом, соединительном и гидравлическом.
Гидравлический узел насоса представляет собой отлитые из
чугуна в одном блоке два насосных цилиндра со сменными
рабочими втулками.
Поршень 19 уплотнен при помощи пружинных уплотнитель-
ных колец. Каждый насосный цилиндр имеет два всасывающих
и два нагнетательных клапана соответственно для правой и ле-
вой рабочих полостей.
Клапаны 22 пружинные. Крышки над клапанами имеют
специальный выступ — ограничитель 25 высоты подъема кла-
пана. Это дает плавную безударную посадку клапанов в седла,
обеспечивая длительную работу без износа.
Сальник 20 насоса — нормального типа с мягкой набивкой
(пропитанный маслом асбестовый шнур). Сальниковая нажим-
ная втулка имеет отверстие 21 для периодической смазки штока
на случай перекачки жидкости, не обладающей достаточной
смазывающей способностью, или на случай, когда по каким-
либо причинам сальник греется.
Поршневой шток для уменьшения износа иногда хроми-
руется.
Соединительный узел служит для соединения гидравличе-
ской и паровой частей насоса в одно целое. В нем размещается
движущий механизм насоса.
Паровой узел насоса состоит из двух чугунных цилиндров,
отлитых в одном блоке. Плоские золотники 5 управляют че-
тырьмя каналами для впуска и выпуска пара. Для регулирова-
ния плавности хода насоса на золотниковой коробке имеются
четыре буферных крана 9 (байпасные вентили), позволяющие
регулировать объем пара в паровой подушке. Для спуска кон-
денсата снизу парового цилиндра установлены спускные
пробки.
Дисковый поршень И уплотняется в цилиндре при помощи
пружинных колец 12.
Смазка паровой машины и движущегося механизма насоса
производится вручную. Внутрь золотниковой коробки и паро-
вого цилиндра смазка подается периодически при помощи мас-
8*
1500
Дренажная^
Поршневые насосы
2900
*-650
1500
750—
Ь~450-
450'
------ 2000
Фиг. 83. Сдвоенный прямодей-
ствующий насос для перекачки
горячих нефтепродуктов 4ПТ
(НПГуд); общий вид насоса
с фундаментом.
Конструкции деталей поршневых насосов
117
ленки 6, устроенной следующим образом: при заполнении мас-
ленки смазочным маслом кран а закрыт и масленка разобщена
с золотниковой коробкой. После того как масленка заполнена
и пробка Ь закрыта, кран а открывается и смазка начинает
поступать на зеркало золотника и в. цилиндры паровой
машины.
Сдвоенный прямодействующий паровой насос 4ПТ (НПГуд,)
для перекачки горячих нефтепродуктов
Сдвоенный прямодействующий паровой насос 4ПТ (фиг. 83)
является специальным насосом для перекачки горячих нефте-
продуктов с температурой до 350° С.
Первые экземпляры этого насоса предназначались для
откачки горячего гудрона, откуда и произошло название насоса
НПГуд — насос паровой гудронный.
Впоследствии ввиду хороших качеств и надежности в экс-
плуатации насос НПГуд стали широко применять на наших за-
водах для перекачки горячих нефтепродуктов.
Основная техническая характеристика насоса 4ПТ сле-
дующая.
Теоретическая производительность при минимальном
числе ходов поршня............................13.5 лб/чсс
То же при максимальном числе ходов поршня ... 34 »
Число двойных ходов насоса при устойчивой работе:
минимальное.................................... 10
максимальное................................... 25
Температура перекачиваемой жидкости............до 350° С
Давление на всасывании должно быть выше упругости па-
ров перекачиваемой жидкости при температуре перекачки. Тре-
буемая высота подпора на всасывание 3 м. Создаваемое насо-
сом давление (максимальное) 34 ати.
Характеристика пара,- пар насыщенный, перегрев до 250° С;
давление пара перед вентилем насоса 8,5 ати. Противодавле-
ние на выхлопе 0,2 ати. Ориентировочный расход пара на
1 л. с. 40 кг. Потребная мощность: при 10 двойных ходах в ми-
нуту 20 л. с.; при 25 двойных ходах в минуту 50 л. с.
Основные размеры насоса следующие.
Диаметр парового цилиндра............. 350 мм
Диаметр продуктового цилиндра .... 150 ,
Длина хода поршия..................... 350 ,
Диаметр пароподводящего фланца ... 65 ,
Диаметр пароотводящего фланца ... 75 ,
Диаметр всасывающего патрубка . . . 125 »
Диаметр напорного патрубка .... 100 ,
Теоретический вес иасоса.............около 3,5 m
-------------..... -------------- ISSB --------------------------------------------
Фиг. 84. Продольный разрез сдвоенного прямодействующего насоса 4ПТ (НПГ>д).
/ — паровая часть; //—промежуточная часть; III — гидравлическая часть. 7 —паровой цилиндр; 2 —крышка парового цилиндра; 5 — паро-
подводящий канал; 4—поршень; 5 — поршневые кольца; б — поршневой шток; 7 —круглый золотник; 8 —золотниковая тяга; 9 —спускные
краники; 10 — автоматическая масленка; 11—77' — рычаги парораспределения; 72 —соединительная часть; 13 — стальной гидравлический
цилиндр; /4 —рабочая втулка; 75 —поршень; 76 —поршневое кольцо; 17 — крышка гидравлического цилиндра; 18 — грузовой клапан; 19 —
клапанное седло; 20 — ограничитель подъема клапана; 21 — охлаждаемый водой сальник; 22—подвод воды к сальнику; 23—отвод воды от
сальника; 24 — «фонарь» для отвода нефтепродукта, просачивающегося через сальник; 25—отводная трубка; 26 —«фонарь» для смазки
сальника; 27 —паровыпускной фланец;28 — пароподводящий фланец; 29— приемный фланец; 30—нагнетательный фланец.
Конструкции деталей поршневых насосов
119
Конструктивно насос 4ПТ (фиг. 84) представляет собой
паровой горизонтальный сдвоенный прямодействующий насос
двойного действия.
Цилиндры паровой машины насоса отлиты из чугуна в од-
ном блоке с золотниковыми коробками. Паровые цилиндры
сообщаются с золотниковой коробкой при помощи четырех ка-
налов, крайние из которых служат для впуска, а средние для
выпуска пара. При подходе поршня к мертвому положению
между цилиндровой крышкой и поршнем образуется паровая
подушка, обеспечивающая плавную работу насоса. Для снятия
индикаторных диаграмм с паровой машины насоса в паровых
цилиндрах предусмотрены специальные отверстия.
В золотниковую коробку вставлена чугунная втулка, в ко-
торой ходит круглый парораспределительный золотник, приво-
димый в движение от золотниковой тяги, кинематически свя-
занный с соседним паровым цилиндром. Золотник по отноше-
нию к тяге имеет свободный ход. Оба паровых цилиндра насоса
монтируются на общей опоре. Цилиндры взаимозаменяемы.
Гидравлическая часть насоса отлита из углеродистой стали.
Каждый цилиндр продуктовой части насоса снабжен четырьмя
клапанами. Клапаны весовые, без нагрузки пружиной.
На крышках клапанной коробки имеются ограничители
подъема клапанов. Ограничители допускают максимальный
подъем клапана 13,5 мм-, этим обеспечивается безударная по-
садка клапанов в седла.
Втулка продуктового цилиндра сменная. Поршень — стремя
уплотняющими кольцами.
Сальники гидравлической части насоса охлаждаются водой.
Подвод воды осуществляется снизу, отвод — через верхний
фланец. Вместе с набивочными кольцами в каждый сальник
вставляется по два фонаря. Первый фонарь служит для уда-
ления из сальника просочившейся через набивку жидкости, вто-
рой — для смазки части штока, проходящей через сальник; при
этом смазка подается через пробку, помещающуюся в корпусе
сальника сверху, против фонаря.
В верхней части корпуса насоса предусмотрено по два
отверстия на каждый продуктовый цилиндр для снятия инди-
каторных диаграмм с гидравлической части насоса.
Смазка насоса осуществляется автоматически лубрикато-
ром, который по трубкам подает масло к трущимся поверхно-
стям. Смазка цилиндров гидравлической части насосов осуще-
ствляется перекачиваемой жидкостью.
Горячий загрузочный прямодействующий крекинговый насос
На фиг. 85 изображен общий вид горячего загрузочного
прямодействующего крекингового насоса, а на фиг. 86 — про-
дольный разрез паровой части этого насоса.
Фиг. 85. Общий вид горя-
чего загрузочного прямо-
действующего сдвоенного
крекингового насоса.
Поршневые насосы
Фиг. 86. Разрез (через паровую часть) сдвоенного прямодействующего кре-
кингового разгрузочного насоса.
1— цилиндр высокого давления; 2—цилиндр низкого давления; 3~ поршневой шток;
4—ползун; 5 —парораспределительный золотник цилиндра высокого давления; 6 —паро-
распределительный золотник цилиндра низкого давления; 7—парораспределительный
механизм.
Фиг, 87. Индикаторная диаграмма паро-
вых цилиндров сдвоенного прямодей-
сгнующего крекингового насоса.
Конструкции деталей поршневых насосов
12Т
Гидравлическая часть совершенно одинакова с гидравличе-
ской частью приводного горячего крекингового насоса, который
нами был подробно рассмотрен выше.
Паровая часть имеет свои особенности, поэтому на ней сле-
дует остановиться несколько подробнее.
Паровая часть каждой из сторон сдвоенного насоса состоит
из последовательно установленных друг за другом паровых
цилиндров (тандем) — цилиндра высокого давления и цилиндра
низкого давления, т. е. мы имеем сдвоенную машину, где расши-
рение лара в цилиндрах последовательно используется дважды.
Если начертить теоретическую индикаторную диаграмму па-
ровой части этого прямодействующего насоса, то она, как
и прежде, изобразится в виде прямоугольника 1, 2, 3, 4, при-
чем прямоугольник будет разделен горизонтальной линией на
две части: верхнюю 1, 2, 3', 4', соответствующую процессу
в цилиндре высокого давления, и нижнюю 2', 3 и 4, соответ-
ствующую рабочему процессу в цилиндре низкого давления
(фиг. 87).
Заштрихованной площадью изображены потери, имеющие
место в паровой машине реального прямодействующего насоса.
Прямодействующие загрузочные крекинг-насосы, несмотря
на наличие двойного расширения пара, весьма неэкономичны
по сравнению с крекинг-насосами, приводимыми от паровой
машины с маховиком, работающей с расширением пара в ци-
линдре и оборудованной конденсатором.
В настоящее время такие насосы применяются на некото-
рых старых крекинг-установках.
Новых насосов прямого действия, предназначаемых для ра-
боты в качестве горячих загрузочных, сейчас не строят.
Паровой прямодействующий одноцилиндровый насос ПН
завода «Борец» для перекачки жидких газов
Паровой прямодействующий одноцилиндровый насос ПН
завода «Борец», общий вид которого представлен на фиг. 88,
предназначен для перекачки сжиженных газов — пропана, бу-
тана и пропано-бутановых смесей.
Основные данные этого насоса следующие.
Диаметр парового цилиндра.................... 370 мм
Диаметр гидравлического цилиндра...........160 ,
Ход поршня . 450 ,
Число двойных ходов в минуту..............15—Зв
Производительность (вода при нормальной темпе-
ратуре) ...............................14—29 м3!час
Максимальное давление нагнетания............40 ати
Давление перекачиваемой жидкости на всасывании 6 »
Необходимый подпор на всасывании..........3 м
Давление пара в золотниковой коробке......12 ати
Противодавление пара на выхлопе...........3 “
Температура перегрева.....................до 250э С
Вес насоса................................1610 кг
/7 16
Поршневые насосы
Фиг. 88. Общий вид насоса для перекачки сжиженных газов ПН завода .Борец*.
/ — паровой цилиндр; 2 —основная золотниковая коробка; 3—коробка вспомогательного золотника; 4—пароподводя-
щий патрубок; 5 —пароотводящий патрубок; б —основной цилиндрический золотник; 7 —паровой поршень; 8 — порш-
невой шток парового цилиндра; 9 —сальник парового цилиндра; 70—золотниковый сальник; 77—автоматическая
масленка (лубрикатор); ; 72—гидравлический цилиндр; 13 — втулка гидравлического цилиндра; 14—нагнетательный
клапан; 75 —всасывающий клапан; /6 —поршень гидравлического цилиндра; 77 —всасывающий патрубок; 18—напорный
патрубок; 19—перепускной вентиль.
Конструкции деталей поршневых насосов
123
Насос состоит из трех основных частей: парового цилиндра,
гидравлического цилиндра и средника, соединяющего оба
цилиндра.
Смазка насоса осуществляется автоматической масленкой
(лубрикатором), подающей под давлением цилиндровое масло
в паровую часть насоса.
Детали механизма смазываются вручную. Сальник гидрав-
лического цилиндра снабжен штуцером, через который может
быть подведена смазка, если это допускается для перекачи-
ваемой жидкости, или отведена просочившаяся жидкость.
Паровой цилиндр насоса 1 (фиг. 88) выполнен в. общей от-
ливке с двумя золотниковыми коробками: основной 2 и вспо-
могательной 3; оба золотника цилиндрические, поршневого
типа, снабжены чугунными уплотняющими кольцами. Золот-
ники работают во втулках, запрессованных в коробки. Втулки
имеют окна для прохода свежего и отработанного пара.
Свежий пар поступает по пароподводящему патрубку 4
(фиг. 88 и 89) и, пройдя через окна втулки 5 (фиг. 89) и полый
цилиндрический золотник, заполняет полости В и Г втулки
основного золотника 7. Средняя полость Д этой втулки, так же
как и полость Е втулки <?, соединена все время паровыпускным
патрубком 8.
Вспомогательный золотник посредством парораспредели-
тельного механизма связан со штоком парового поршня 8
(фиг. 88). При перемещении вспомогательного золотника из
среднего положения, в котором он изображен на фиг. 89,
вправо этот золотник откроет своими кольцами соответствую-
щие окна втулки 5, связанные отверстиями с полостью А, и
свежий пар начинает поступать в полость А втулки 7.
Одновременно полость Б соединится соответствующими от-
верстиями с полостью Е и через нее с паровыпускной трубой.
В результате золотник 9 передвинется под давлением пара
в полости А в правое мертвое положение и- при этом своими
средними кольцами Ж и 3 откроет доступ свежему пару по
каналу И в левую полость парового цилиндра, а из правой
полости произойдет выпуск отработанного пара по каналу К
в трубу.
Под давлением свежего пара поршень парового цилиндра
начнет двигаться слева направо.
При перемещении вспомогательного золотника от среднего
положения влево распределение пара будет происходить в об-
ратном направлении и поршень будет перемещаться справа
налево.
Как упоминалось, вспомогательный золотник получает пере-
мещение от штока парового поршня 8 (фиг. 88), с которым он
связан посредством парораспределительного рычага, золотни-
кового штока 10 и тяги 11 (фиг. 89) с кулисой 12. Рычаг 13
124
Поршневые насосы
имеет ось качания в стойке 14 и одним концом шарнирно сое-
динен с кулисой, а другим концом (вилкой) охватывает палец
муфты, в которую ввернуты хвостовики поршневых штоков
паровой и гидравлической частей.
Кулиса свободно надета на конец тяги 11. При приближе-
нии парового поршня к мертвым положениям кулиса нажимает
Фиг. 89. Паровая часть насоса ПН и средник.
7 —паровой цилиндр; 2—золотниковая коробка основного золотника; 3—золотниковая
коробка вспомогательного золотника; 4 —паровпускной патрубок; 5—втулка вспомога-
тельного золотника; 6—вспомогательный цилиндрический золотник; 7—втулка основ-
ного золотника; 8—паровыпускной патрубок; 9—основной цилиндрический золотник;
10—золотниковый шток; 77—золотниковая тяга; 12—кулиса; 13—рычаг; 14—стойка;
15— ползун; 16 и 17—упорные гайки кулисы; 18—автоматическая масленка (лубрика-
тор); 19—рычаг; 20— поводок автоматической масленки.
Конструкции деталей поршневых насосов
125
на соответствующую гайку (ограничитель) 16 или 17 и пере-
мещает вспомогательный золотник; это вызывает остановку
норшня и начало его движения в противоположном напра-
влении.
Перестановка гаек 16 и 17 влечет за собой изменение длины
хода поршня.
Такое устройство парораспределения позволяет точно регу-
лировать длину хода поршня и обеспечивает работу насоса без
ударов поршня в крышки парового цилиндра. Поршень 7 паро-
вого цилиндра (фиг. 88) —'Закрытой конструкции, с двумя чу-
гунными уплотняющими кольцами, закреплен при помощи
корончатой гайки на конце поршневого штока 8.
Сальник поршневого штока 9 (фиг. 88), как и сальник
золотникового штока 10, снабжен мягкой набивкой из програ-
фиченного асбеста.
Средник, или соединительная часть насоса, является де-
талью, связывающей паровой цилиндр с гидравлическим.
В верхней части средник имеет две горизонтальные площадки,
на одной из которых монтируется стойка 14 парораспредели-
тельного механизма (фиг. 89), а на другой автоматическая
масленка 18. Автоматическая масленка приводится в действие
от рычага 19 посредством поводка 20.
Из четырех отводов от автоматической масленки 11 (фиг. 88)
три используются для подвода смазки к пароподводящей трубе
и к золотниковой коробке основного золотника. Четвертый от-
вод заглушается.
В боковой стенке средника имеются окна, которые исполь-
зуются при монтаже насоса для передвижения поршней при
помощи рычага от руки.
Гидравлическая часть насоса 12 (фиг. 88) отливается из
стали (или из модифицированного чугуна, если давление не
превышает 25 ати).
В цилиндр запрессована выполненная из модифицирован-
ного чугуна втулка. Каждая из рабочих полостей цилиндра
имеет по одному нагнетательному 14 и одному всасываю-
щему 15 клапану.
С целью максимального уменьшения вредного пространства,
которое имеет особое значение при перекачке сжиженных газов,
всасывающие клапаны расположены наклонно по обеим сторо-
нам цилиндра.
Тарелки 1 и седла 2 всасывающих клапанов (фиг. 90 и
91) одинаковы, также одинаковы и клапанные пружины 3.
Клапаны монтируются в специальных стаканах 4 и крепятся
в гнездах клапанных коробок с помощью нажимных болтов 5
(показаны пунктиром), пропущенных через крышки клапанных
коробок.
126
Поршневые насосы
Поршень гидравлической части (фиг. 92) с целью уменьше-
ния вредного пространства увеличен в длину. Тело поршня со-
стоит из двух частей 1 и 2, между которыми при помощи ди-
Фиг. 90ш Всасывающий клапан
насоса для перекачки жидких
газов.
7— тарелка клапана; 2—седло клапана;
5—пружина; 4—стакан; 5—болт.
Фиг. 91. Нагнетательный клапан
насоса для перекачки жидких
газов.
7 — тарелка клапана; 2—седло клапа-
на; 3—пружина; 4—стакан; 5— болт.
станционных колец 3 размещены четыре уплотняющих кольца 4,
изготовленных из текстолита. Для увеличения упругости колец
под них положены пружины 5 из стальной проволоки.
Фиг. 92. Поршень насоса для перекачки жидких газов.
7, 2—тело поршня; 3—распределительные кольца; 4—текстолитовые уплотнительные
кольца; 5—пружина; б — поршневой шток; 7—корончатая гайка.
Поршень крепится на штоке 6 гидравлической части при
помощи корончатой гайки 7. Каждая из рабочих полостей на-
соса снабжена перепускным вентилем 19 (фиг. 88), при помощи
которого можно производить заливку цилиндра насоса перека-
чиваемой жидкостью из нагнетательной трубы.
Эксплуатация поршневых насосов 127
Сальник гидравлического цилиндра имеет набивку из про-
графиченного хлопчатобумажного шнура.
Между кольцами сальниковой набивки помещено фонарное
кольцо, к которому посредством штуцера может быть подве-
дена смазка, если это допускается перекачиваемой жидкостью,
или он может служить для отвода просочившейся через саль-
ник жидкости.
Глава III
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
ПУСК, ОСТАНОВКА И УХОД ЗА НАСОСОМ
ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ
Перед пуском в работу заново смонтированного насоса его
прежде всего необходимо очистить от антикоррозийной смазки
или окраски. Очистку следует производить при помощи керо-
сина. Скоблить и царапать трущиеся поверхности деталей
насоса недопустимо.
После очистки насоса от антикоррозийного покрытия или
сборки насоса после произведенного ^ремонта его необходимо
тщательно смазать и несколько раз от руки провернуть за махо-
вик с тем, чтобы он сделал не менее двух полных оборотов,
или в случае пуска безмаховичного прямодействующего насоса
передвинуть его два раза от руки при помощи рычага в оба
мертвые положения.
Этим убеждаются, что в цилиндры насоса не попали слу-
чайно посторонние предметы, которые могут вызвать серьезную
поломку насоса.
Как известно, для пуска приводного насоса от электродви-
гателя не требуется длительных приготовлений, что же касается
пуска паровых насосов, то такой насос должен быть прежде
всего прогрет. Для этого немного приоткрывают паровой вен-
тиль и открывают продувные краники парового цилиндра для
спуска конденсата. Прогрев паровых насосов ведут до тех пор,
пока из продувных краников не начнет выходить пар без кон-
денсата.
Если прогрев насоса ведется при выключенном гидравличе-
ском цилиндре (с открытой перепускной задвижкой), то поршень
хорошо прогретого насоса трогается с места и начинает мед-
ленно двигаться.
Перед пуском насоса в работу необходимо проверить со-
стояние набивки сальника и в случае повреждения или боль-
шого износа необходимо заменить ее вновь или добавить не-
сколько новых колец (стыки соседних набивочных колец саль-
ника должны быть сдвинуты-относительно друг друга на 180°).
.128
Поршневые насосы
Затем заполняют гидравлический цилиндр насоса перекачивае-
мой жидкостью.
Гидравлическая схема соединения поршневого насоса с на-
порным трубопроводом может быть различной.
При установке насоса для работы на отдельный напорный
трубопровод (фиг. 93, а) достаточно соединить насос со вса-
сывающим и нагнетательным трубопроводами при помощи
задвижек.
Фиг. 93. Схема обвязки поршневого насоса трубопроводами.
1—всасывающая задвижка; 2—напорная задвижка; 3—предохранитель-
ный клапан; 4—перепускная труба; 5—перепускная задвижка; 6 — обрат-
ный клапан.
Однако, когда имеются опасения, что в гидравлическом ци-
линдре насоса давление может превосходить допустимое, на
напорном трубопроводе устанавливают предохранительный кла-
пан, который при повышении давления сверх допустимого отво-
дит жидкость из напорного трубопровода во всасывающий
(фиг. 93, б).
Если же поршневому насосу приходится работать совместно
с другими насосами на общий трубопровод, то он должен быть
обвязан трубопроводами следующим образом (фиг. 93, в). На
напорном трубопроводе за напорной задвижкой устанавли-
вается обратный клапан, который препятствует попаданию
жидкости из напорного трубопровода В' гидравлический ци-
линдр насоса, когда насос не работает. Всасывающий и напор-
ный трубопроводы, соединяются друг с другом при помощи
перепускной трубы с разобщающей их задвижкой. Такое
устройство часто называют байпасом, а перепускную задвижку
или вентиль соответственно называют байпасной задвижкой
или байпасным вентилем. Для пуска насоса, обвязанного по
Эксплуатация поршневых насосов
129
-схеме фиг. 93, а и б, необходимо открыть задвижки на всасы-
вающем и нагнетательном трубопроводах и пустить насос
в ход.
Если привод электрический, то запускается электромотор,
а если привод паровой, то для пуска в ход насоса следует от-
крыть продувные краники, начать постепенно открывать паро-
впускной вентиль и довести насос до желаемого числа ходов
в минуту.
Если же при пуске поршневого насоса приходится включать
его для параллельной работы с другими насосами, то обвязка
трубопроводами должна соответствовать схеме фиг. 93, в.
В этом случае при пуске вначале необходимо открыть задвижку
на всасывающем трубопроводе, затем задвижку на нагнета-
тельном трубопроводе и байпасный вентиль. После этого вклю-
чить электромотор или открыть паровпускной вентиль.
После того как насос достигнет нормального числа оборо-
тов, байпасный вентиль медленно закрывают.
Уход за поршневым насосом во время работы
Главной задачей по уходу за насосом является своевремен-
ная и экономичная смазка трущихся частей насоса, при этом
не допускается попадания в масленки загрязненного масла,
пыли, песка и других твердых частиц, которые могут вызвать
преждевременный износ трущихся частей.
Насос и его фундамент необходимо содержать в надлежа-
щей чистоте, так как нефтепродукты портят фундамент и могут
быть источником пожара.
Во время работы насоса необходимо следить за его равно-
мерной работой. При остановке по какой-либо причине элек-
тромотора всасывающая и напорная задвижки должны быть
немедленно закрыты. При работе парового насоса возможны
колебания давления пара и изменения напора в нагнетательном
трубопроводе. В этом случае за насосом необходимо следит^
и поддерживать заданное число ходов. Этот контроль особенно
важно проводить для технологических насосов, где число ходов
насоса в минуту приходится проверять через довольно короткие
промежутки времени. Обычно проверку числа ходов насосов
производят при помощи песочных часов.
Если насос работает на влажном паре, то скопляющаяся
в паровом цилиндре насоса вода может повредить насос, на-
пример изогнуть шток, а поэтому время от времени продувные
краники надо открывать и удалять скопившийся конденсат.
Набивка сальника по мере ее износа должна заменяться
новой. Сальники не должны быть сильно затянуты, так как
сильная затяжка сальников может вызвать нагрев штоков.
Работа насоса записывается в вахтенном журнале, в кото-
ром отмечаются время пуска и остановки насоса, показания
9 к. с. Гуревич
НО
Поршневые насосы
манометров, число ходов насоса и производительность (при на-
личии расходомера).
В вахтенном журнале также отмечаются расход смазочного
масла, температура охлаждающей воды, выходящей из саль-
ников, дата каждой замены набивки сальников и мелкий ре-
монт, связанный с непродолжительной остановкой насоса.
В вахтенном журнале должны также отмечаться все ненор-
мальности в работе насоса: нагрев трущихся деталей, появле-
ние стука, увеличение температуры охлаждающей воды и т. д.
При остановке насоса, имеющего привод от электродви-
гателя, вначале открывают байпасную задвижку, затем закры-
вают задвижки на приемном и напорном трубопроводах, после
5того выключают электродвигатель.
Для остановки парового насоса достаточно закрыть паро-
впускной вентиль. Как только насос остановится, закрывают
напорные и всасывающие задвижки, закрывают вентиль на
паровыхлопной трубе и открывают продувные краники для спу-
ска конденсата, который образуется при остывании пара
в насосе.
Устранение неисправностей в работе насоса
Если насос при пуске не подает жидкость или плохо всасы-
вает, то это может происходить по одной из следующих при-
чин: может оказаться, что насос установлен с такой высотой
всасывания, при которой он не может работать. При этом не-
обходимо проверить высоту всасывания, гарантированную заво-
дом-изготовителем, или в случае перекачки легко испаряю-
щихся или горячих жидкостей следует сверить величину факти-
ческого подпора с подпором, требуемым заводом-изготовителем.
Может также оказаться, что засорена сетка приемного кла-
пана или приемный клапан не исправен. Насос сильно снизит
подачу и может перестать подавать жидкость, если поврежден
хотя бы один из всасывающих или напорных клапанов.
Если сальники цилиндров гидравлической части насосов
пропускают воздух или воздух попадает во всасывающий тру-
бопровод, то в этом случае насос пустить очень трудно, а при
больших пропусках воздуха — невозможно.
На производительность насосов, обслуживающих перекачку
светлых нефтепродуктов, большое влияние оказывает темпера-
тура перекачиваемой жидкости; при ее повышении высота рас-
полагаемого подпора может оказаться недостаточной и насос
снизит подачу или может прекратить ее.
Точно так же для насосов большое значение имеет вязкость
перекачиваемых нефтепродуктов. При отсутствии устройств для
подогрева перекачиваемых нефтепродуктов в зимних условиях
вязкость может возрасти настолько, что работа насоса станет
невозможной.
Эксплуатация поршневых насосов
131
Пуск поршневого насоса при закрытой напорной задвижке
недопустим. При внезапной остановке насоса вследствие того,
что сработала электрическая защита, насос может быть пущен
в ход только после того, как убедились, что продуктовые ци-
линдры насоса не имеют повреждений.
При сработанных поршневых кольцах пуск насоса весьма
затруднителен, а подача насоса при этом резко сокращается.
И, наконец, плохая притирка клапанов также затрудняет
пуск насоса и влияет на величину подачи.
Эксплуатационному персоналу часто приходится определять
и устранять причину появления стука в насосе. Стук в насосе
может быть таким, который хотя и вызывает ненормальную ра-
боту насоса, но может быть устранен без остановки насоса,
или таким, что требуется немедленная остановка насоса. Чтобы
различать характер стука, необходимо обладать достаточным
производственным опытом по эксплуатации насосов.
Рабочий, осуществляющий уход за насосом, но не имеющий
надлежащего опыта, при появлении стука в насосе должен
остановить его.
Причины появления стука в насосе могут быть следующие.
Если насос превысил число ходов сверх установленного, то
появится стук, устранить который нетрудно, уменьшив число
ходов насоса.
Появление стука в насосе может иметь место в случае, если
у него нарушена высота подъема клапанов.
При работе насоса на длинный трубопровод стук в насосе
может быть вследствие отсутствия напорного воздушного кол-
пака или недостаточности его размеров.
Стук в насосе может быть вследствие ослабления гайки,
закрепляющей поршень. В этом случае насос должен быть оста-
новлен, так как отвернувшаяся гайка может попасть между
поршнем и крышкой цилиндра и вызвать аварию.
Точно так же стук в насосе, возникший в результате попа-
дания в цилиндр насоса постороннего предмета, например
куска металла, отколовшегося от тарелки клапана, обязывает
произвести остановку насоса.
Стук в насосе также может появиться в результате избытка
воздуха во всасывающем воздушном колпаке или недостатка
воздуха в нагнетательном колпаке.
И, наконец, причиной появления стука в насосе может
явиться износ его уплотнений, повлекший за собой чрезмерное
увеличение зазоров.
Из часто встречающихся неисправностей насоса следует
отметить нагревание трущихся деталей, которое происходит от
неудовлетворительной смазки или загрязнения указанных по-
верхностей. Чтобы устранить нагревание трущихся деталей, их
необходимо промыть чистым маловязким маслом, например
9*
132
Поршневые насосы
веретенным, и охлаждать путем увеличения подачи смазочного
масла. Хорошие результаты в этом случае дает добавка в сма-
зочное масло графита.
Анализ индикаторных диаграмм
Индикаторная диаграмма реального приводного поршневого
насоса имеет вид, представленный на фиг. 36. При наличии
неисправностей в работе насоса индикаторная диаграмма иска-
жается, причем по характеру искажения диаграммы
(фиг. 94—101) можно определить не только наличие, но и
торной диаграммы поршне-
вого насоса, характеризую-
щее его неисправность (то
же см. фиг. 95—101)
характер неисправности. После этого устранение установлен-
ных неисправностей не представляет больших затруднений.
Остановимся на наиболее часто встречающихся неисправ-
ностях.
Линия подъема давления изображается не прямой, близкой
к вертикали, а кривой 1—2 (фиг. 94). Это указывает на то, что
после закрытия всасывающего клапана поршень вначале сжи-
мает имеющийся в цилиндре насоса воздух или пары перека-
чиваемой жидкости, а затем уже начинается процесс нагнета-
Эксплуатация поршневых насосов
133
ния. Коэфициент наполнения % мал, на что указывает отно-
шение li : I.
Кривая 1—2 получается на диаграмме вследствие того, что
из всасывающего колпака или всасывающего трубопровода
в рабочий цилиндр насоса попадает воздух или пары перека-
чиваемой жидкости, которые затем выталкиваются поршнем
в нагнетательный трубопровод.
На фиг. 95 линия падения давления изменяется по кри-
вой 2—1, также отличной от прямой, близкой к вертикали. Это
указывает на то, что в насосе перед началом процесса нагне-
тания происходит сжатие паров перекачиваемой жидкости,
а перед началом процесса всасывания (кривая 1'—2') происхо-
дит расширение паров перекачиваемой жидкости.
Очевидно, чтобы избежать этих нежелательных явлений, не-
обходимо увеличить подпор перед насосом, а если по каким-
либо причинам это невыполнимо, следует уменьшить число обо-
ротов насоса. Последнее мероприятие является менее жела-
тельным, так как этим уменьшается производительность насоса.
Вид кривой 1—2 на фиг. 96 указывает на несвоевременную
посадку всасывающего клапана, так как последний на части
хода поршня Л1 пропускает жидкость обратно во всасываю-
щий трубопровод.
Диаграмма на фиг. 97, подобно предыдущей, указывает на
несвоевременную посадку нагнетательного клапана.
134
Поршневые насосы
В рассмотренных случаях (фиг. 96 и 97) запаздывание
посадки клапанов может быть ликвидировано применением
более сильных пружин, а для нагнетательных клапанов еще и
увеличением их веса.
Кривая 1—2 на фиг. 98 является результатом неплотной
посадки всасывающего клапана.
Кривая 1—2 на фиг. 99 (аналогично кривой 1—2, фиг. 98)
показывает на наличие неплотности в нагнетательном клапане.
Кривая 1—2 на фиг. 100 указывает на неплотную посадку
нагнетательного клапана, а кривая 1'—2' — на наличие одно-
временной неплотной посадки всасывающего клапана. Такой
же вид будет иметь индикаторная диаграмма у насоса с исправ-
ными всасывающими и нагнетательными клапанами, если про-
пускает уплотнение поршня: поршневые кольца неплотно при-
легают к поверхности цилиндра насоса.
Кривая 1—2 на фиг. 101 указывает на необходимость уста-
новки всасывающего колпака, а кривая 1'—2' — на необходи-
мость установки нагнетательного колпака.
РАСХОД ПАРА ПОРШНЕВЫМИ НАСОСАМИ И МЕТОДЫ
ЕГО СОКРАЩЕНИЯ
Количество установленных на наших заводах паровых насо-
сов измеряется десятками тысяч, поэтому экономика расходо-
вания пара является весьма важной.
Самым неэкономичным паровым насосом является паровой
прямодействующий поршневой насос одинарного или двойного
действия.
Расход пара пря недействующими насосами составляет
обычно 30—40 кг/л. с. ч.\ при дросселировании пара паро-
впускным вентилем расход еще более возрастает и может до-
стигнуть 50 и даже 60 кг/л. ч.
Какие же имеются пути к уменьшению расхода пара прямо-
действующими паровыми насосами?
Первый путь — это путь, принятый при составлении ГОСТ
2834-45 «Насосы горизонтальные, приводные и паровые, прямо-
действующие».
Уменьшение расхода пара в паровых насосах по ГОСТ до-
стигнуто за счет повышения давления пара, которое принято
в двух ступенях: первой от 8 до 18 ат и второй от 24 до 30 ат.
Затем в целях уменьшения расхода пара повышено число
двойных ходов в минуту. И, наконец, длина хода поршня взята
наименьшей.
При увеличении числа двойных ходов в минуту средняя
температура в паровом цилиндре насоса становится несколько
выше и уменьшаются потери от конденсации.
Эксплуатация поршневых насосов
135
При уменьшении длины хода поршня процесс наполнения
парового цилиндра (линия 1—2 на диаграмме фиг. 74) умень-
шается, а следовательно, снижается и расход пара.
Однако не все указанные мероприятия доступны для прове-
дения на ряде заводов. Так, например, на большинстве старых
нефтеперерабатывающих заводов, имеющих котельные, рабо-
тающие при давлении пара 6—8 ат, невозможна эксплуатация
насосов с давлением пара, повышенным до 8—12 аг.
Число ходов насоса, перекачивающего легко испаряю-
щиеся нефтепродукты и жидкие газы, не может быть значи-
тельно увеличено.
Самое надежное средство экономии пара — это работа
прямодействующего насоса без дросселирования пара.
Такая работа насоса может быть достигнута при правиль-
ном выборе насоса. Так, например, если насос МПН-4 завода
им. Монтина, рассчитанный на давление свежего пара в 6 fl" и
отработанного в 1 аг, т. е. работающий при перепаде давления
пара в 5 аг, установлен на заводе, где давление свежего пара
равно 9 или 10 аг, то чтобы не допустить повышения давления
в гидравлическом цилиндре более 20 аг, пар необходимо дрос-
селировать до 5—6 аг, что непроизводительно увеличит расход
пара. Расход пара еще более возрастет, если, скажем, тот же
насос МПН-4 установить на работу при давлении пара
в 9—10 аг и при необходимости создать давление на напорной
стороне насоса 6—7 аг.
Наоборот, если, например, имеется насос 4ПТ, могущий
развить давление нагнетания в 34 ат при давлении свежего
пара 8,5 ага, то, установив его на работу при давлении пара
в 5 аги, мы получим давление нагнетания в 20 аг без дроссе-
лирования пара.
Обычно при выборе парового насоса руководствуются тремя
основными величинами: диаметром парового цилиндра, диамет-
ром гидравлического цилиндра и ходом поршня.
Так, например, насос 4ПТ может быть обозначен тремя со-
ответствующими цифрами, выраженными в миллиметрах:
350 X 150X350.
По ним устанавливаем, что диаметр парового цилиндра
больше диаметра гидравлического цилиндра в 2,3 раза; следо-
вательно, при заданном давлении пара, например в 8,5 аг, при
работе на выхлоп пара в атмосферу насос может теоретически
развить давление
3,52 х 8,5 . .
р =-----j-g---= 44 ати.
Действительное давление, развиваемое насосом, обычно
меньше теоретического на 25%. Имеем
Рдейст = 44 — 44 х 0,25 = 44 — 11 = 33 ати.
кг/пс. час
Фиг. 102. Расход пара прямодейству-
юще. о загрузочного крекингового
насоса.
7 —с противодавлением 0*35 amu; 2—на
выхлоп; 3 — на вакуум 660 мм вод. ст.
Фиг. 103. Расход пара прямо-
действующего компаунд-загру-
зочного крекингового насоса.
7 —с противодавлением 0*35 ати;
2 — на выхлоп;3 — на вакуум 660 мм
вод. ст.
Фиг. 104. Расход пара загру-
зочного крекинг-иас ?са, при-
водимого от маховичной паро-
вой машины.
7 —с противодавлением 0*35 amu-t
2 —на выхлоп^ 3 — на вакуум 660 мм
рт. ст.
Поршневые насосы
Эксплуатация поршневых насосов
137'
Отношение хода поршня к диаметру гидравлического ци-
линдра в этом насосе равно 350:150 = 2,3, т. е. насос 4ПТ
имеет достаточно длинный ход поршня, а следовательно, приго-
ден для перекачки легко испаряющихся жидкостей.
На фиг. 102 приведены сравнительные кривые расхода пара
прямодействующим загрузочным крекинг-насосом при различ-
ных условиях работы: 1) с противодавлением в 0,35 ати,
2) на выхлоп, 3) при вакууме. Из сопоставления кривых
видно, что расход пара сильно снижается с повышением его
давления. Снижение противодавления при работе насоса на
выхлоп также снижает расход пара. Наиболее экономичная
работа парового насоса обеспечивается при вакууме, т. е.
с конденсатором.
Почти в полтора раза экономичней работает прямодействую-
щий крекинг-насос с двойным расширением пара (см. фиг. 86).
Кривые расхода пара этим насосом приведены на фиг. 103.
Они также указывают на снижение расхода пара при повыше-
нии его давления. Особенно выгодно применение у этих машин
конденсатора, который позволяет снизить расход пара до
20—22 кг/л. с. ч.
Наконец, на фиг. 104 приведены кривые расхода пара кре-
кинг-насосом с маховичной паровой машиной (см. фиг. 64).
Такой насос является наиболее экономичным и при наличии
конденсатора имеет расход пара в пределах 9—11 кг/л. с. ч.
Малая экономичность прямодействующих паровых насосов
привела к тому, что они в настоящее время устанавливаются
там, где есть возможность использовать отработанный пар в за-
водском коллекторе низкого давления, имеющем давление
3,0—2,8 ати.
Пар из заводского коллектора расходуется для технологи-
ческих целей или для бытовых нужд.
В остальных же случаях, где имеется к этому техническая
возможность, стремятся установить более экономичные привод-
ные или центробежные насосы.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРИВОДНЫХ И ПАРОВЫХ
ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Поршневой приводной насос регулирует давление в нагне-
тательном трубопроводе автоматически.
При увеличении сопротивления трубопровода для продвиже-
ния поршня требуется увеличение мощности, развиваемой дви-
гателем.
Прямодействующий паровой насос при повышении давления
в напорном трубопроводе снижает число двойных ходов в ми-
нуту. Для поддержания числа оборотов требуется регулировать
открытие пароподводящего вентиля.
138
Поршневые насосы
Таким образом, если построим характеристику приводного
поршневого насоса, т. е. кривую зависимости напора Н от про-
изводительности насоса Q при постоянном числе оборотов п, то
получим вертикальную прямую, параллельную оси И (фиг. 105).
Практически ввиду наличия утечек через клапаны и пор-
шень, увеличивающихся с возрастанием давления, характери-
стики поршневых насосов отклоняются в сторону от оси орди-
нат (на фиг. 105 показано^ пунктиром).
Часто по технологическим причинам бывает необходимо
уменьшить или увеличить подачу Q приводного поршневого
насоса.
Фиг. 105. Характеристики
Q — Н поршневого насоса.
Р,кг/смг
Фиг. 106. Графическое изобра-
жение работы, потерянной при
регулировании перепусков.
Если насос приводится от
паровой машины, то изменение
подачи насоса легко достигается изменением числа оборотов.
Однако часто насос приводится от двигателя, не допускаю-
щего изменять число оборотов, и задача регулирования подачи
приводного насоса значительно осложняется.
Имеется несколько способов регулирования подачи поршне-
вого насоса, приводимого от двигателя с постоянным числом
оборотов. Наиболее простое регулирование приводного насоса
может быть достигнуто соединением всасывающего трубопро-
вода с нагнетательным при помощи байпаса с вентилем по та-
кой же схеме, как устанавливается предохранительный клапан.
Регулируя количество жидкости, перетекающей из нагнетатель-
ного трубопровода во всасывающий, вентилем, расположенным
на перепускном трубопроводе, можно добиться подачи требуе-
мого количества жидкости по нагнетательному трубопроводу.
Жидкость, проходя через перепускной вентиль, теряет при-
обретенное ею давление, равное перепаду давлений между вса-
сывающим и нагнетательным трубопроводами.
Таким образом, при регулировании перепускной задвижкой
часть затраченной энергии теряется, переходя в тепловые по-
тери, порождаемые наличием узкой щели в перепускной за-
Эксплуатация поршневых насосов
139
движке. Если N — гидравлическая мощность насоса, Nnor —
мощность, потерянная в перепускном вентиле, Q — полная по-
дача жидкости, (?пот — количество перепускаемой жидкости, то
коэфициент полезного действия этого регулирования
N ^пот j QnoT
%,ег = ---------- = 1-------q-
(47)
На фиг. 106 работа, теряемая на регулирование перепуском,
изображается площадью прямоугольника 2, 3, 6, 5, а полная
работа, передаваемая двигателем насосу, — площадью прямо-
угольника 1, 2, 3, 4.
Площадь Прямоугольника 1, 5, 6, 4 изображает полезную
работу насоса при регулировании перепуском.
Потерянная работа при регулировании посредством байпаса
пропорциональна количеству перепускаемой жидкости и может
достичь весьма большой величины, резко снижая к. п. д. такого
регулирования.
Единственным преимуществом этого способа является воз-
можность плавной регулировки в широких пределах (от нуля
до максимальной производительности).
Регулирование приводных насосов специальными
приспособлениями
Для снижения потерь от затрачиваемой мощности при регу-
лировании приводных насосов, имеющих постоянное число обо-
ротов, применяют более сложные способы регулирования по-
дачи, как, например, аппарат Гетье, устанавливаемый на при-
водных плунжерных насосах для дальних нефтепроводов
(фиг. 63 и 107), изготовляемых заводом «Борец».
Плунжер такого насоса состоит из двух частей: большого
плунжера 4 и малого 5 (см. фиг. 63). При ходе плунжера
вправо в цилиндре освобождается объем, соответствующий
разности поперечных сечений большого и малого плунжеров.
В то же время в полости, в которой ходит малый плунжер,
освобождается объем, соответствующий его сечению. Аппарат
имеет верхний б и нижний в клапаны, управляемые от махо-
вичка а. Если верхний клапан б открыт, а нижний в закрыт,
цилиндр работает на полном плунжере.
Обозначим диаметр большого плунжера через Dit малого
через £>2 и ход плунжера через S. Полный объем жидкости,
поступившей за один ход плунжера, будет равен:
Р _( nDi ~D? х е _ с
г пол \ 4 4 * 4/ — 4*5’
140
Поршневые насосы
Этот же объем плунжер подает в трубопровод при своем
обратном ходе, т. е. подача насоса будет такой же, как при
наличии только одного плунжера диаметром Di.
Если при помощи маховичка а закрыть клапан в, открыв
одновременно клапан с, то при ходе плунжера вправо жид-
кость, засосанная малым плунжером В, проходит во всасываю-
щую коробку. В этом случае в трубопровод будет подаваться
объем жидкости, соответствующий площади «кольца»:
F -(
1 кольца — д
лй*
—Г"
Фиг. 107. Регулирующий аппарат Гетье.
При среднем положении маховичка а оба клапана вис от-
крыты, рабочая камера и всасывающая коробка насоса будут
между собой сообщаться и при нагнетании жидкость будет по-
падать обратно во всасывающий трубопровод. Подача насоса
будет равна нулю.
Аппарат Гетье позволяет изменять производительность на-
соса, приводимого от двигателя с постоянным числом оборотов,
без заметного уменьшения к. п. д., которое имеет место при ре-
гулировании подачи насоса с помощью перепускной задвижки.
Перепуск жидкости с помощью аппарата Гетье отличается
от обычного перепуска с напорной стороны насоса во всасываю-
Эксплуатация поршневых насосов
141
щую тем, что давление перепускаемой жидкости не доводится
до рабочего, а жидкость возвращается во всасывающий трубо-
провод при небольшом перепаде давлений. Этим и достигается
снижение потерь при регулировании.
Планово-предупредительный ремонт
Для обеспечения надежной работы насос время от времени
должен подвергаться ремонту.
Различают следующие виды ремонта: текущий, при котором
производится всевозможный мелкий ремонт насоса, осущест-
вляемый в порядке текущего систематического надзора за на-
сосом, и планово-предупредительный, производимый в опреде-
ленное время по намеченному графику.
Плановый ремонт может быть в одном случае ревизией на-
соса, которая включает в себя частичную разборку насоса, вну-
тренний осмотр и чистку, сопровождаемую часто притиркой
клапанов или заменой несложных деталей, как, например, таре-
лок клапанов, клапанных пружин, поршневых колец и т. п.
Во время ревизии насоса производится замер трущихся
частей насоса и определение степени износа деталей.
Плановый ремонт может быть и капитальным, сопровождаю-
щимся полной разборкой насоса, сменой деталей и серьезными
ремонтными работами, как, например, расточкой парового ци-
линдра.
Плановый ремонт насосов производится по заранее разра-
ботанному и утвержденному графику.
В основу графика кладутся допустимая длительность беспе-
ребойной работы насоса между плановыми ремонтами и время
простоя насоса, необходимое для производства ремонтных
работ.
Здесь следует различать три случая.
Первый случай, когда имеется самостоятельная насос-
ная установка с определенным количеством насосов и соответ-
ствующим резервом, как, например, товарная или водяная
насосная.
Здесь имеется возможность на основании вахтенного жур-
нала точно подсчитать время работы насоса в часах и остано-
вить насос на осмотр или ремонт после того, как он проработал
установленное для него время.
Иногда назначение календарного времени ремонта насосных
агрегатов бывает связано с сезонностью работы, например уси-
лением работы насосов в летний период, в связи с навигацией
или в связи с необходимостью увеличения подачи воды в лет-
ние месяцы года. Учитывая это, насосные агрегаты специально
готовят к сезону, производя все необходимые работы по
осмотру и ремонту насосов к указанному времени года.
142
Поршневые насосы
Очевидно график ремонта оборудования должен быть со-
ставлен с учетом сказанного выше.
Второй случай. На наших заводах имеется много так
называемых «технологических насосов», которые составляют
одно целое с технологической установкой.
График ремонта таких насосов зависит от графика ремонта
установки в целом и должен быть составлен таким образом,
чтобы время ремонта насоса было увязано со временем оста-
новки технологической установки.
Если график составляется для насоса, работающего на уста-
новке без резерва, то график ремонта насоса должен совпадать
с графиком ремонта установки.
Если же это относится к насосу, имеющему резерв, то гра-
фик остановки насоса на ремонт также должен совпадать с оста-
новкой установки на ремонт, так как резервный насос во время
работы установки должен быть готов к пуску на случай, если
основной, работающий насос необходимо будет остановить.
Такой график ремонта не всегда удобен потому, что при
остановке установки на ремонт последняя отвлекает на ремонт
рабочую силу, поэтому имеется стремление произвести ремонт-
ные работы по насосному оборудованию во время, когда уста-
новка работает и когда рабочая сила меньше занята.
В этих целях сравнительно небольшие насосы, которые без
особого труда можно снять с фундамента, заранее ремонти-
руются в ремонтных мастерских и там же испытываются рабо-
той на воде.
При остановке установки на ремонт работа по ремонту на-
соса сводится к замене существующего на установке насоса,
проработавшего положенный ему срок, привезенным из мастер-
ской вновь отремонтированным насосом.
Этот метод, к сожалению, трудно применим к большим на-
сосам. Такой насос снять с фундамента весьма затруднительно
и нецелесообразно, так как это может повлечь за собой затрату
длительного времени, значительно большего, чем время, необ-
ходимое для производства его ремонта на месте.
В этих случаях прибегают к так называемому агрегатному
или узловому способу ремонта, сущность которого заключается
в следующем. В ремонтных мастерских заранее заготовляют
агрегаты или узлы насоса, например поршень с поршневыми
кольцами и цилиндровой втулкой насоса, пригнанные друг
к другу, цилиндрический золотник с кольцами и золотниковой
втулкой, клапаны с седлами и так далее.
Заготовка узлов производится также по графику с тем,
чтобы к началу остановки установки иметь количество узлов,
достаточное для предстоящего ремонта.
Агрегатный ремонт требует тщательной и хорошо поставлен-
ной подготовительной работы отдела главного механика завода.
Эксплуатация поршневых насосов
143
Для организации агрегатного ремонта необходимо знать
точно в пределах допусков заводов-изготовителей посадочные
размеры для собранных узлов, например посадочный размер
рабочей втулки в гидравлический цилиндр, посадочные размеры
клапанных седел, запрессованных в клапанную коробку, допу-
ски для резьбы поршневого штока и т. д., и иметь разработан-
ную систему ремонтных размеров.
Например, одной из ремонтных работ является работа по
расточке парового цилиндра насоса. Если расточку цилиндра
насоса вести, не соблюдая ремонтных размеров, то после рас-
точки необходимо будет «по месту» расточить поршень, при-
гнать поршневые кольца н только после этого установить пор-
шень на место.
При разработанной системе ремонтных размеров время, по-
требное на ремонт, значительно сокращается.
Например, на заводе имеется несколько паровых прямодей-
ствующих насосов 4ПТ, которые имеют номинальный диаметр
парового цилиндра 350 мм.
Толщина стенок цилиндра насоса позволяет произвести рас-
точку максимум на 12 мм по диаметру.
Если заранее установить два ремонтных размера парового
цилиндра в 356 и 362 мм, то мы можем растачивать и подго-
нять поршни паровой части насоса 4ПТ с кольцами в ремонтной
мастерской.
Таким образом, для насосов 4ПТ у нас будут заранее заго-
товлены поршни с кольцами:
1) основного размера диаметром 350 мм\
2) первого ремонтного размера диаметром 356 мм-,
3) второго ремонтного размера диаметром 362 мм.
Произведя расточку парового цилиндра по одному из ука-
занных ремонтных размеров, мы без подгонки сможем произ-
вести быструю смену поршня парового цилиндра.
Третий случай, когда приходится составлять график
ремонта для одиночных насосов, используемых для различных
целей и разбросанных по всему заводу. К таким насосам отно-
сятся, например, пожарные насосы, насосы для ловушек, на-
сосы для промывки теплообменников и т. д.
Вахтенный журнал для таких насосов не ведется и исполь-
зуются они сравнительно редко, по мере надобности. Поддер-
жание в порядке таких насосов также ведется по графику,
причем в основу составления графика кладется не число часов
работы насоса, а определенный срок, например в четыре месяца
или полгода, через который насос должен быть осмотрен и ре-
зультаты осмотра записаны в паспорт насоса.
Производство периодических осмотров насоса в установлен-
ные сроки строго обязательно.
Если в процессе осмотра насоса будет обнаружен прежде-
J44 Поршневые насосы.
временный износ деталей, то срок капитального ремонта насоса
соответственно сокращается против графика.
Если же в процессе осмотра будет обнаружено, что в ре-
зультате хорошего ухода эксплуатационного персонала за насо-
сом или осуществления рационализаторских мероприятий износ
сменных деталей значительно уменьшился, то с разрешения
главного механика завода срок капитального ремонта соответ-
ственно отодвигается, этим не только сохраняется материальная
часть, но и сберегаются средства, которые необходимо было бы
затратить на ремонт.
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Глава IV
ТЕОРИЯ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ
О ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСАХ
В отличие от поршневых насосов, сообщающих напор пере-
качиваемой жидкости посредством поступательно-возвратного
движения поршня, в центробежных насосах перекачиваемая
Фиг. 108. Схема установки центробежного
насоса.
7—приемный клапан; 2—фильтр (сетка) прием-
ного клапана; 3—приемный резервуар; 4—всасы-
вающий трубопровод; 5—рабочее колесо; б —спи-
ральный кожух (спиральная камера); 7—напор-
ная^задвижка; обратный клапан; 9 — напорный
трубопровод; 10—напорный резервуар; 77 —ко-
ренная задвижка; 72—манометр; 13—вакуумметр.
жидкость получает напор на лопатках быстро вращающегося
рабочего колеса.
На фиг. 108 представлена схема установки центробежного
насоса, перекачивающего жидкость с уровня, расположенного
ниже оси насоса.
Жидкость засасывается через приемный клапан 1, снабжен-
ный фильтром (сеткой) 2, предохраняющим от попадания в
Ю К. С. Гуревич
146
Центробежные насосы
насос грязи и плавающих в приемном резервуаре 3 предметов,
и поступает во всасывающий трубопровод 4.
Из всасывающей трубы жидкость поступает на лопатки ра-
бочего колеса 5, где от быстрого вращения приобретает цен-
тробежную силу, под действием которой выбрасывается в спи-
ральную камеру 6, затем, пройдя напорную задвижку 7, обрат-
ный клапан 8, поступает в напорный трубопровод 9 и далее
в резервуар 10. При большой длине напорного трубопровода
для удобства обслуживания перед резервуаром устанавливается
так называемая коренная задвижка 11.
В отличие от поршневого центробежный насос не обладает
способностью засасывать жидкость в начале своей работы, т. е.
центробежный насос, не будучи заполнен жидкостью, вместе со
всасывающим трубопроводом не может произвести отсасывание
воздуха, которым он заполнен. Объясняется это тем, что возни-
кающая при вращении рабочего колеса насоса центробежная
сила вследствие небольшой плотности воздуха по сравнению
с плотностью жидкости недостаточна для того, чтобы выбросить
воздух в нагнетательный трубопровод и создать требуемое раз-
режение.
Поэтому центробежный насос перед пуском должен быть
обязательно залит перекачиваемой жидкостью. Приемный кла-
пан 1 и служит для того, чтобы заливаемая в насос перед пус-
ком в ход жидкость не уходила в приемный резервуар 3.
Приемный клапан представляет собой довольно заметное
сопротивление протекающей через него жидкости, поэтому
часто для насосов большой производительности от установки
приемного клапана отказываются и заполнение всасывающего
трубопровода и насоса осуществляется при помощи специаль-
ного вакуумного водокольцевого насоса.
Центробежные насосы для перекачки нефти и нефтепродук-
тов обычно устанавливают таким образом, что жидкость посту-
пает к насосу с некоторым подпором. Разумеется, что в этом
случае наличия приемного клапана не требуется, а насос обо-
рудуют приемной и напорной задвижками, при этом приемную
задвижку используют для отключения насоса на время ремонта.
Напорной задвижкой 7 пользуются для пуска насоса. При
закрытой напорной задвижке затрачиваемая мощность в момент
пуска составляет около 30% от нормальной мощности, разви-
ваемой при полной нагрузке насоса. При пуске насоса с откры-
той напорной задвижкой пусковая мощность резко увеличи-
вается, и если привод насоса осуществляется от электродвига-
теля, его обмотка может перегреться и сгореть.
Напорной задвижкой можно легко регулировать подачу
центробежного насоса при неизменном числе оборотов.
Обратный клапан является необходимой принадлежностью
насосной установки, перекачивающей большое количество жид-
Теория центробежного насоса
147
кости при длинном нагнетательном трубопроводе, и почти
всегда является обязательным для водонасосных установок.
При внезапном прекращении работы двигателя, когда на-
порная задвижка 7 открыта, насос под влиянием статического
напора жидкости, находящейся в напорном трубопроводе, на-
чинает вращаться в обратную сторону подобно гидравлическому
двигателю.
Обратный клапан 8 автоматически прекращает доступ воды
к насосу из напорного трубопровода, как только давление,
Фиг. 109. Рабочее ко-
лесо центробежного
насоса с короткими 7
и длинными 2 лопат-
ками.
Фиг. 110. Схематический разрез одноступенча-
того центробежного насоса с направляющим
аппаратом.
7 — рабочее колесо; 2—направляющий аппарат; 3—спи-
ральный кожух (улитка); 4— напорный патрубок; 5—
всасывающий патрубок.
развиваемое насосом, станет ниже давления в напорном трубо-
проводе.
Правильность работы центробежного насоса обычно контро-
лируется манометром 12, устанавливаемым на нагнетательном
патрубке насоса, и вакуумметром 13 — на всасывающем.
Главнейшей деталью центробежного насоса является рабо-
чее колеса Большей частью оно представляет собой от-
ливку, состоящую из двух дисков, между которыми располо-
жено от 6 до 12 рабочих лопаток.
При большой разнице между внешним диаметром рабочего
колеса D2 и внутренним £>i применяются лопатки через одну,
не доходящие до внутренней окружности (фиг. 109).
Спиральная камера 6 (фиг. 108), расположенная
вокруг рабочего колеса центробежного насоса, служит для
приема жидкости, выбрасываемой рабочим колесом, и напра-
вления ее к нагнетательному патрубку.
Для преобразования полученной жидкостью в рабочем ко-
лесе скоростной энергии в энергию давления используется спи-
10* \
/
148
Центробежные насосы
ральная камера или применяются так называемые направляю-
щие аппараты или безлопаточные каналы (плоские диффузоры).
Действие спиральных камер часто усиливается присоедине-
нием конического патрубка — внешнего диффузора.
Насосы с направляю-
щим аппаратом часто на-
зывают «турбинными на-
сосами», а насосы со спи-
ральными камерами—«во-
Фиг. 111. Внешний вид волютного насоса
с расширяющимся напорным патрубком.
Фиг. 112. Схематическое изо-
бражение многоступенчатого
центробежного насоса.
лютными насосами» — по наименованию кривой, по которой
очерчивается спиральная камера.
Фиг. 113а. Схематическое изображение рабочих колес
центробежного насоса.
7— последовательное расположение колес многоступенчатого
насоса; 2—параллельное расположение рабочих колес; 3—ко-
лесо с двойным входом.
Фиг. 1136. Схема
центробежного
насоса с рабочим
колесом двойно-
го входа.
В турбинных насосах (фиг. ПО) вокруг рабочего колеса
располагается направляющий аппарат 2, состоящий из двух
кольцевых дисков, между которыми помещаются направляющие
Теория центробежного насоса 149
лопатки, отогнутые в сторону, противоположную изгибу лопа-
ток рабочего колеса.
На фиг. 111 изображен внешний вид волютного насоса
с расширяющимся напорным патрубком.
В современных конструкциях специальных центробежных
насосов, применяемых в нефтяной промышленности, насосы
с направляющими аппаратами не имеют широкого применения,
за исключением вертикальных центробежных насосов для до-
бычи нефти из скважин и воды из артезианских колодцев.
Для получения высоких давлений необходимо было бы
иметь центробежный насос с весьма большой окружной ско-
ростью вращения рабочего колеса, выходящей за пределы, до-
пускаемые прочностью металла. Поэтому обычно' одним коле-
сом создают давление порядка 4—7 ат, а при необходимости
иметь более высокие давления применяют так называемые
многоступенчатые центробежные насосы, имеющие несколько
колес (фиг. 112).
Для увеличения производительности насоса при сохранении
давления, развиваемого одним колесом, применяют колеса
с двусторонним ходом жидкости (фиг. 1136). Схематическое
изображение возможных вариантов расположения рабочих ко-
лес центробежного насоса приведено на фиг. 113а.
Классификация центробежных насосов
Приведенный выше краткий обзор позволяет классифициро-
вать центробежные насосы.
Центробежные насосы разделяются на насосы низкого да-
вления, развивающие напор 15—25 м, среднего давления—до
150 м, высокого давления — до 800 м и выше.
Эта классификация отличается от общепринятой, согласно
которой к насосам низкого давления относятся насосы с напо-
ром до 15 м; среднего давления — до 50 м и высокого давле-
ния — свыше 50 м. Такая классификация, по нашему мнению,
устарела, по крайней мере для нефтяной промышленности, ко-
торая применяет насосы, развивающие напор в пределах, при-
веденных выше.
Затем насосы могут быть разделены на: 1) одноступенчатые
и многоступенчатые, 2) турбинные и спиральные, 3) горизон-
тальные и вертикальные (по расположению вала).
И, наконец, классифицируя по производственному признаку,
что подробно было сделано в начале книги, можно различать
насосы «холодные» и «горячие», для перекачки нефтепродук-
тов, сжиженных газов, реагентов, воды, насосы питательные,
артезианские, погружные и т. д.
150
Центробежные насосы
Основы одноразмерной теории
центробежного насоса
Для теоретических выводов сделаем следующие предполо-
жения.
Пусть в каналах рабочего колеса движется идеальная жид-
кость. Движение жидкости струйное, т. е. весь поток в рабо-
чем колесе насоса можно рассматривать как движение элемен-
тарных струек, одинаковых между
Фиг. 114. Графическое изображение
скоростей элементарной частицы на
лопатках рабочего колеса.
собой. Траектории частиц
жидкости будут одинаковыми с
профилем лопаток, вследствие
этого считаем, что элементар-
ная частица жидкости сколь-
зит по одной из лопаток колеса.
Тот же характер течения
жидкости получим, если рас-
сматривать рабочее колесо с
бесконечно большим числом
бесконечно тонких лопаток.
Любая частица Е на рабо-
чем колесе (фиг. 114), если
она с ним связана и вра-
щается вместе с ним, может
рассматриваться находящейся
в установившемся от-
носительном движе-
н и и, т. е.
1) при движении внутри ка-
нала рабочего колеса элемен-
тарная частица жидкости имеет
относительную с к о-
р о с т ь w, направленную ка-
сательно к лопатке в точке ее
приложения;
2) вращаясь вместе с рабочим колесом вокруг его оси
с постоянной угловой скоростью со, элементарная частица
имеет также окружную скорость u = r<a, где г — ра-
диус точки приложения скорости и. Скорость и направлена
касательно к окружности с радиусом г;
3) складывая геометрически эти две скорости, получим
абсолютную скорость С, с которой элементарная
частица жидкости перемещается в пространстве.
Угол между абсолютной скоростью С и окружной ско-
ростью и принято обозначать через а. Угол между касатель-
ной к лопатке и касательной к окружности в направлении, об-
ратном окружной скорости, обозначается через fl. Его вели-
чина обусловливает направление скорости w.
Теория центробежного насоса
1SI
Абсолютную скорость С можно разложить на две соста-
вляющие: 1) по направлению окружной скорости, равную С cos а,
Си — С cos а
и 2) меридиональную
Ст = С sin а.
Меридиональная скорость
с которой частицы жидкости -проходят в
нии цилиндрическое сече-
ние, соосное колесу, имею-
щее радиус г и высоту Ь,
равную расстоянию меж-
ду дисками рабочего ко-
леса.
Поэтому расход Q,
или количество жидкости,
протекающее через рабо-
чее колесо в одну се-
кунду, будет равен:
Q = 2лгЬСт- (48)
Если принять во вни-
мание толщину лопаток д,
измеренную по дуге
обозначить z, то
круга
Ст есть
радиальном
4»
скорость,
направле-
Фиг. 115. Параллелограммы скоростей на
входе и выходе из рабочего колеса при
струйном движении.
радиуса г, и число лопаток в колесе
Q = (2лг — zd) ЬСт-
(48')
Из треугольника скоростей (фиг. 114) нетрудно установить
следующую зависимость:
или
W2 = и2 + С2 — 2иС cos а
W2 =и2+С2 — 2иСи.
Для скоростей входа и выхода из рабочего колеса сохра-
няются те же обозначения с той разницей, что входным скоро-
стям придается индекс 1 и выходным индекс 2. Таким образом:
в\— относительная скорость при входе на лопатки;
иг—переносная скорость при входе на лопатки;
Сх—абсолютная скорость при входе на лопатки;
iv2—относительная скорость при выходе с лопатки;
и2—переносная скорость при выходе с лопатки;
С2 —абсолютная скорость при выходе с лопатки.
На фиг. 115 эти скорости представлены графически.
152
Центробежные насосы
Основное уравнение центробежного насоса
Принимая попрежнему движение струйным и установив-
шимся, мы можем для случая относительного движения эле-
ментарной части жидкости, проходящей между двумя смеж-
Фиг. 116. Схема рабочего колеса цен-
тробежного насоса (к выводу основного
уравнения).
Фиг. 117. Схема насосной уста-
новки. Измерительные приборы
уставовлены непосредственно
на входе и выходе вз рабочего
колеса; В—вакуумметр; М —
манометр.
ними лопатками рабочего колеса, написать уравнение Бернулли
с учетом скорости относительного движения w и переносной и-.
ИЦ
2g
Pi , и _ И
Рг
где и — скорости относительного движения при
входе и выходе (фиг. 116);
-у- = А1 и -у-= Л2 —манометрические высоты, соответствующие
точкам входа и выхода;
Нт — удельная энергия, приобретенная жидко-
стью в рабочем колесе.
Если рабочее колесо насоса (фиг. 116) вращается с постоян-
ной угловой скоростью со и движение идеальной жидкости
в рабочем колесе насоса, как это было оговорено выше, яв-
ляется струйным, то на элементарную частицу жидкости будет
Теория центробежного насоса
153
действовать центробежная сила, равная та? г — массе
частицы т, умноженной на ускорение. Элементарная работа
в направлении радиуса г будет равна т a?rdr, а работа на
пути от и до Гг будет:
А= / mm2 г dr = (aPr\ - со2г,) = (и’ -иг),
J х я л' 2 ' z 1
где и2 и Wi — скорости вращения рабочего колеса на внешней
и внутренней окружности (фиг. 116).
Заменяя массу частицы т через вес G и ускорение силы
тяжести g, получим
к, наконец, отнеся эту работу к 1 кг, окончательно получим
«2 «1
(49)
где Нт — удельная энергия, приобретенная жидкостью на рабо-
чем колесе; Нт — величина линейная, выраженная в метрах
столба жидкости, соответствующая той энергии, которая была
передана колесу при его вращении.
Подставляя значение Нт в приведенное нами уравнение
Бернулли, получим
W? р uj-uj _ р2
2g 7 2g 2g т" у ’
откуда, заменяя-у-= Лх и —- —Л2, окончательно получим:
ul — ul wl-wi
2g + 2j Л2-Л1-
(50}
Уравнение (50) показывает, что энергия, приобретенная
частицей жидкости весом в 1 кг или приобретенная ею удель-
ная энергия, преобразуются частично в кинетическую энергию
— wji
—— и энергию на создание разности напоров (Л2 —АД
Так как при работе действительного насоса w2 <
wl—
—— меньше нуля, т. е. в рабочем колесе насоса часть
кинетической энергии относительного движения превращается
в энергию давления, тем самым увеличивается разность (Л2—ЛД
т. е. манометрический напор, развиваемый насосом.
154
Центробежные насосы
Уравнение (50) является теоретическим уравнением работы
центробежного насоса, однако в приведенной выше форме не
пригодно для пользования.
Для придания практически удобной формы произведем сле-
дующие преобразования: выразим сначала разность (Л2 — hx)
через величину напора Не, который должен создать насос для
преодоления статической высоты подъема и всех сопротивлений
в системе (фиг. 117), и составим уравнение Бернулли для сече-
ний 0—0; 1—1; 2—% и 3—3.
Сечение 0—0 соответствует уровню в открытом приемном
резервуаре; сечения 1—1 и 2—2, располагаемые для простоты
на одной высоте, соответствуют высоте входа и выхода
жидкости из рабочего колеса и сечение 3—3 — высота уровня
в открытом напорном резервуаре.
Манометр М и вакуумметр В считаем установленными на
входе и выходе из рабочего колеса. Показания этих приборов,
выраженные в метрах столба жидкости, соответственно равны
ht и Л2.
Принимая за плоскость сравнений О—О для уровня 1—1,
можем написать уравнение Бернулли:
^+0 - О = fix + HB + hws,
где fiws—потеря напора во всасывающем трубопроводе на
трение и местные сопротивления.
Определяя из этого выражения уровень hx— показание
вакуумметра, имеем
с2 — с2
h1 = —HB—hws-----
Точно так же для сечений 2—2 и 3 — 3 при плоскости
сравнения 2 — 2 можем написать
С2 С2
-2j~+^2 + О = О 4- Нн 4- hWii,
где fiWH — потеря напора в напорном трубопроводе. Определяя
из этого уравнения Л2, имеем
Г*2_ С2
и, вычитая почленно выражение для hWii из Л15 получим
Q2 _ Q2 Q2 __ С2
Л2-Л1=(Ян + Яв) + (Л„н4-Л^)-----(а)
Теория центробежного насоса
155
При достаточно больших размерах приемного и напорного
резервуаров скоростями Со и С3 можно пренебречь, поэтому
С| — С2
^2 —= (Нн 4” Нв) Т (Ли>н + kws)----. (б)
Если обозначить полный геометрический напор НГ = Нн + Нв
и напор, потерянный на сопротивление в трубопроводах,
hw = huni-]-hWs и, наконец, сумму напоров Hr-\-hw — Не, то
окончательно можно написать
С?,— с?
Л2-Л1 = Не-----. ,(В)
Согласно этому равенству Не — тот полезный напор, кото-
рый должен быть создан насосом для преодоления статиче-
ской высоты подъема НГ и преодоления потерь во всасыва-
ющем и нагнетательном трубопроводах. Но Не — теоретический
напор, развиваемый насосом. Примем Не = Htю, где тео-
ретический напор при бесконечном числе z лопаток колеса.
Заменяя в уравнении (в) Не=Н1л и подставляя в уравне-
ние (50), получим
или, следуя уравнению (50):
С2 — с?
//too =—+ (52)
т. е. полный напор создается за счет манометрического
Cf — С2
напора (/г2 — йх) и скоростного —— .
Уравнение (51) является основным теоретическим уравне-
нием центробежного насоса и было выведено профессором Пе-
тербургской академии наук Леонардом Эйлером около двухсот
лет назад и носит его имя. Оно пфименимо для всех лопастных
машин: центробежных насосов, водяных и паровых турбин,
центробежных вентиляторов, турбовоздуходувок и турбоком-
прессоров.
Уравнение (51) можно подвергнуть дальнейшему упрощению.
Рассмотрим параллелограммы скоростей при входе и выходе
из (рабочего колеса (фиг. 115).
По теореме косинусов имеем
wi — ui + Cf — 2и1С1 cos аг
и
= ц2 4“ — 2u2C2 cos а%,
156
Центробежные насосы
разделив каждый член этих равенств на 2g и вычитая почленно
первое из второго, получим
Wj—wl Ui — U2 Cj—С2 «2C2cosa,— u1C1cosa1 . .
—__+--------------- . (а)
Подставляя полученный результат в уравнение (51), после
сокращения будем иметь
уу ^2б2 COS g2 • Я, С, COS Я, (б)
Последнее уравнение может быть еще упрощено, если
принять во внимание, что практически жидкость при отсут-
ствии направляющего аппарата перед входом на первое рабо-
чее колесо насоса поступает в него со скоростью Clt направ-
ленной почти радиально, т. е. под углом <^ = 90°. Поэтому,
приняв 005 02 = 0, окончательно имеем
c°s (53)
Это уравнение есть теоретическое уравнение работы центро-
бежного насоса в окончательном виде.
Уравнение работы реального насоса
Коэфициент циркуляции. В реальных насосах, имеющих ра-
бочие колеса с конечным числом лопаток, протекание жидкости
через колесо происходит не так, как это было принято при
выводе основного уравнения центробежного насоса, а с искаже-
нием струйного движения, с так называемой циркуляцией, что
ведет к уменьшению индикаторного напора, развиваемого
рабочим колесом.
Если обозначить Hi напор, действительно развиваемый
рабочим колесом насоса, имеющим конечное число лопаток, то,
пользуясь поправочным коэфициентом К <С 1 или к о э ф и-
циентом циркуляции, можем написать выражение для
индикаторного напора, развиваемого действительным колесом
с конечным числом лопаток:
Ht = КН= К-“2е*™ а* . (54)
Значение коэфициента /С в большой степени зависит от числа
и формы лопаток, от угла /32 и от отношения г2 П. Оно также
зависит от наличия и формы направляющего аппарата и опре-
деляется опытным путем для каждого типа насоса.
Теория центробежного насоса
157
Для центробежных насосов с радиальным потоком (лопатки
цилидрической формы) К. Пфлейдерер дает следующее выраже-
ние для определения коэфициента К:
X-1J1+4
_____1
*-(—У
\ rj
имеющий значения в пределах
(55)
где v* — опытный коэфициент,
0,8—1,0;
z — число лопаток рабочего
Г1 — внутренний радиус рабочего колеса;
г2 — наружный радиус рабочего колеса.
В табл. 10 даются значения коэфициента К (по Пфлейдереру)
для различных отношений п : г2 и различных чисел лопаток z,
причем верхние значения вычислены при у> = 0,8, а нижние
при у=1.
колеса;
Таблица 10
Значения коэфициента К для различных отношений — и различных
rs
чисел лопаток г (по Пфлейдереру)____________
X. Г1 0,6 0,5 0,5 0,33 V1
4 0,615 0,561 0,650 0,600 0,675 0,625 0,690 0,640 0,8 1
6 0,705 0,657 0,735 0,691 0,758 0,715 0,770 0,725 0,8 1
8 0,760 0,720 0,789 0,750 0,807 0,770 0,815 0,727 0,8 1
10 0,800 0,760 0,824 0,790 0,839 0,806 0,840 0,815 0,8 1
12 0,828 0,793 0,849 0,817 0,864 0,835 0,870 0,842 0,8 1
16 0,865 0,835 0,870 0,856 0,894 0,870 0,897 0,877 о,8 1
158
Центробежные насосы
ФОРМЫ ЛОПАТОК РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Лоиатки рабочего колеса центробежного насоса, как и у ра-
бочих колес всех лопастных машин, могут быть трех типов:
1) загнуты назад; угол /?2<90° (фиг. 118,7);
2) с радиальным выходом; угол /?2 = 90° (фиг. 118,2);
3) загнуты вперед; угол /?2>90° (фиг. 118,5).
Фиг. 118. Влияние формы лопаток рабо-
чего колеса на выходную скорость эле-
ментарной частицы.
Для исследования свойств
лопаток рабочего колеса в
зависимости от угла /?2 рас-
смотрим три рабочих ко-
леса одинакового диаметра
при одной и той же угло-
вой скорости от и произво-
дительности Q, имеющих
рабочие лопатки с различ-
ным углом /?2.
Для упрощения исследо-
вания также примем, что
достичь при соответствую-
Сгг = Сь чего не трудно
щем подборе ширины на
выходе из рабочего колеса Ь,
Рассмотрим пер-
вый случай. Выберем
угол /?2 <90° такой мини-
мальной величины, при ко-
торой угол а2 = 90°. Тогда
определяемый теоретиче-
ским уравнением центро-
бежного насоса напор Нt х
будет равен нулю:
Ht ю = cos °2 = 0,
так как cosa2 = 0, т. е. насос с таким рабочим колесом не
будет развивать напора.
ci — ci
Пользуясь уравнением Ht — + (Л2 — Лх) и принимая
во внимание, что по условию С^г ~ Сг, а следовательно,
С2г = С2=С1, будем иметь
Cl — Cl
—-л 1 = 0.
Подставляя полученное значение в уравнение для Н1<х, по-
лучим
О — О = h„ — йх,
Теория центробежного насоса
15»
ИЛИ
hl=h2.
(а)
Это означает, что при/tain насос не сможет создать напора.
Если угол а2 будет больше 90°, то напор Н toa получит
отрицательные значения. Следовательно, угол fh. т\п обусло-
вленный радиальным направлением абсолютной скорости
должен рассматриваться как наименьший.
Из рассмотрения параллелограммов скоростей (фиг. 119),
скоростей входа и выхо-
да, наложенных друг на
друга, видно, что работа
при — §2 min затрачи-
вается только на измене-
ние относительных скоро-
стей, причем жидкость
оставляет рабочее колесо
с той же скоростью, с ка-
кой в него поступает:
С2 = С2г = С1
Рассмотрим вто-
рой случай. Угол
/?2 = 90°. При угле вы-
хода /?2 = 90° получим
лопатку с радиальным
выходом. Так как в этом
случае C2cosa2 = u2, то
из основного уравнения
центробежного насоса по-
лучим
и| Фиг. 119. Параллелограммы скоростей на
/7/0о =--- • выходе из рабочего колеса в зависимости
S от угла /12.
Определяя из треугольника скоростей (фиг. 119,2) и22,
имеем
Z>2 2 2
С2 — = п2,
а так как
IF2 — С2г “
то можем написать
н(Оо_ с2-с? _ 1 и2
2 ~ 2g "2g-
Следовательно,
Л2-й1=-^-, (б)
т. е. скоростной и манометрический напоры в случае /?2 = 90°
одинаковы.
160
Центробежные насосы
Наконец, рассмотрим третий случай. Угол
При угле выхода /?2>90° угол а2 сильно уменьшается, в резуль-
тате чего получается лопатка, загнутая вперед.
Выберем угол /?2 достаточно большим (фиг. 119, 3) с тем,
чтобы можно было принять для этого случая
С — С?2 cos ct2 — 2iz2.
Основное уравнение центробежного насоса для этого слу-
чая примет вид:
Фиг. 120. Распределение манометрических и скоростных
напоров в зависимости от угла Рг-
и, следовательно, теоретический напор получается в два раза
больше, чем у лопатки с радиальным выходом.
Из треугольника скоростей имеем
Са — C2r = (2и2)3
И В силу ТОГО, ЧТО ПО условию Cir = С1г получим
н _ С*~ С' _ (2«а)2 _ 2"?
t0° 2g 2g g ’
а поэтому из уравнения (52) получим
Л2 — = 0,
т. е. весь напор создается насосом за счет изменения абсолют-
ных скоростей.
При дальнейшем увеличении угла разность — Л, полу-
чает отрицательное значение, физический смысл которого озна-
чал бы разрыв потока.
Результаты разобранных выше трех случаев можно изобра-
зить графически. Диаграмма на фиг. 120 представляет собой
Теория центробежного насоса
161
распределение манометрических и скоростных напоров в зави-
симости от величины угла /?2. " '
Анализируя диаграмму, не трудно видеть, что с возраста-
нием угла от pitain до /Згтах напор //too, развиваемый насосом,
непрерывно растет, причем, начиная с угла = 90°, это
возрастание происходит за счет увеличения скоростного напора.
Начиная с/?2=90°, напор (й2 — й,) = убывает.
Гидравлические потери у насосов, снабженных лопатками, за-
гнутыми вперед, вследствие высоких значений скоростей С2 по-
лучаются больше, чем у насосов, имеющих лопатки, загнутые
назад.
Однако у насосов, имеющих лопатки, загнутые назад, вслед-
ствие большой разности h2 — hi возрастут щелевые потери.
Общий гидравлический к. п. д. у насосов, имеющих лопатки
с углом /?2 <_90°, получается все же выше, чем у насосов,
имеющих лопатки с углом выхода /?2 > 90
В связи с этим у большинства насосов в настоящее время
применяются рабочие колеса, снабженные лопатками, загну-
тыми назад, причем угол Р2 берется обычно в пределах от
14 до 60°.
НАПРАВЛЯЮЩИЙ АППАРАТ И СПИРАЛЬНАЯ
КАМЕРА
Жидкость, покидающая каналы рабочего колеса, имеет зна-
чительную кинетическую энергию и, следовательно, обладает
большой скоростью. С увеличением скорости увеличиваются
потери, вследствие этого возникает необходимость преобразо-
вать кинетическую энергию и давление.
Преобразование скоростной энергии может быть произве-
дено: 1) в направляющем аппарате; 2) в кольцевом диффузоре,
представляющем собой упрощенную разновидность направляю-
щего аппарата; 3) непосредственно в спиральном кожухе.
Направляющий аппарату одноступенчатых насосов
с односторонним или двусторонним всасыванием снабжается
цилиндрическими лопатками серпообразной формы (фиг. 121),
заключенными между параллельными или расходящимися стен-
ками.
Аналогично обозначениям, принятым для рабочего колеса,
скорость входа жидкости на лопатку направляющего аппарата
будем обозначать через С3 и угол между скоростью С3 и каса-
тельной к лопатке направляющего аппарата а3 (угол а3 не-
сколько больше расчетного а2), и соответственно скорость вы-
хода из лопатки направляющего аппарата С4 и угол выхода а4.
И К. С. Гуревич
162
Центробежные насосы
Для входного и выходного сечений направляющего аппарата
можно написать уравнение Бернулли:
р2 -,2
Сз | Рз
„ (Сз-С4)2
2g ' 7 2g ' 7 + Лнап-ап 2g
где /<нап. ап — поправочный коэфициент, учитывающий гидра-
влические потери в направляющем аппарате, приблизительно
равный 0,2.
Определяя из этого уравнения разность напоров Р*—~ ,
Фиг. 121. Схематическое изо-
бражение лопатки направляю-
щего аппарата.
Фиг. 122. Лопастное колесо центро-
бежного насоса и направляющий
аппарат двоякой кривизны.
или повышение давления в
направляющем аппарате:
h __ Pt — Рз
11Р- V
с2_с2
=0'8^
(56)
У направляющих аппаратов с расширяющимися каналами
угол расширения канала во избежание отрыва струи берется не
больше 12°.
Наилучшее преобразование энергии в направляющем аппа-
рате достигается при возможно меньших значениях угла аа
и минимальном количестве лопаток направляющего аппарата.
У многоступенчатых центробежных насосов серпообразную
форму имеют лопатки только последней ступени, все же осталь-
*
Фиг. 123. Разрез многоступенчатого центробежного насоса с направляющими аппаратами.
Теория центробежного насоса 163
164
Центробежные насосы
ные ступени снабжаются направляющими аппаратами двоякой
кривизны (фиг. 122).
Канал направляющего аппарата у многоступенчатых насосов
переходит в канал с направляющими ребрами, по которому
жидкость, выходящая из направляющего, аппарата, подводится
к колесу следующей ступени (фиг. 123).
Кольцевой диффузор (фиг. 124) теоретически
можно рассматривать как направляющий аппарат без лопаток.
Частицы жидкости, попадающие в кольцевой диффузор, не
Фиг. 124. Кольцевой диф-
фузор.
7 —спиральная камера; 2—
плоский диффузор; 3—ло-
патка рабочего колеса; 4—
рабочее колесо.
Фиг. 125. Формы попе-
речных сечен й спираль-
ных камер.
1 — прямоугольная; 2—тра-
пецевидная; 3—круглая, пе-
реходящая в эллиптическую;
4—круглая.
встречая сопротивления лопаток, описывают свою естественную
траекторию, и, следовательно, потери от искривления струи
в кольцевом диффузоре отсутствуют.
Кольцевой диффузор является более простым и дешевым
устройством по сравнению с направляющим аппаратом и при-
меняется у одноступенчатых насосов.
Спиральная камера у насосов, имеющих направляющий аппа-
рат или кольцевой диффузор, служит для приема жидкости из
направляющего аппарата и направления ее в нагнетательный
трубопровод; причем в спиральной камере сравнительно неболь-
шая часть скоростной энергии преобразуется в энергию
давления.
Спиральная камера валютных насосов используется не
только для отвода в напорный трубопровод поступающей из
рабочего колеса жидкости, но и для преобразования скоростной
энергии в энергию давления.
Обычно спиральной камере центробежного насоса придается
улиткообразная форма с постепенно увеличиваю-
Теория центробежного насоса
165
щимнся сечениями пропорционально углу обхвата <р рабочего
колеса (фиг. 110 и 111). Сечение F выходного отверстия из спи-
ральной камеры, к которому постепенно переходят сечения
улитки, рассчитывается по наперед заданной скорости от 2 до
4 м/сек.
По форме сечения спиральная камера может быть прямо-
угольной (с закругленными краями), трапецевидной, круглой,
переходящей в эллиптическую (фиг. 125).
Фиг. 126. Схема спиральной камеры центробежного насоса (к теоретиче-
скому определению наивыюднейшей формы).
Теоретически наивыгоднейшая форма спирали получается
(фиг. 126), если Cur = const, где г — средний радиус в рассмат-
риваемом сечении и Си — средняя скорость, перпендикулярная
к радиусу в этом же сечении.
Для струи, движущейся посредине спирали (по пунктирной
линии), можно написать
v + 2g у fcnJ 2g ’
где Ссп — коэфициент, учитывающий сопротивление
Определяя из этого уравнения разность ₽3-,
Pf.-Рз _ __ 71 _ Г ч
~ У ’ 2g ( 2g •
спирали,
получим
(57)
Коэфициент сопротивления спирали £Сп увеличивается с уве-
личением числа лопаток рабочего колеса, а следовательно,
уменьшается к. п. д. насоса.
166
Центробежные насосы
Величина углаа3 также влияет на к. п. д. насоса; чем меньше
угол а3, тем обычно выше к. п. д. насоса. Спиральная камера
у волютных насосов оканчивается расширяющимся по направле-
нию к напорному фланцу патрубком под углом 8—10°. В этом
патрубке также производится превращение скоростной энергии
в энергию давления.
Скорость в диффузоре должна быть снижена до скорости,
допустимой в напорном трубопроводе (2—4 м/сек). При угле
раскрытия в 8—10° и выполнении упомянутого условия кониче-
ский напорный патрубок спирального насоса получается боль-
шой длины. Поэтому конический напорный патрубок спираль-
ных насосов изготовляют обычно такой длины, чтобы при угле
раскрытия в 8—10° скорость в ней снизилась в 2,5—3 раза.
Дальнейшее снижение скорости, также примерно в 2,5—3 раза,
производят во втором коническом патрубке, называемом внеш-
ним диффузором (фиг. 126).
Глава V
РАБОТА И ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ КОЭФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Фактический напор, развиваемый насосом, т. е. манометри-
ческий напор Нм, меньше напора, развиваемого рабочим коле-
сом, или индикаторного напора Hi, так как в рабочем колесе
и после выхода из него (до поступления к выходному отверстию
спиральной камеры) так же, как и во всасывающем патрубке,
часть энергии жидкости расходуется на трение и на скоростные
потери.
Все эти потери учитываются гидравлическим к. п. д.:
HK-hWp
(58)
где hwp — гидравлические потери в рабочем колесе, направляю-
щем аппарате и спирали.
Практически значение гидравлического к. п. д. современных
центробежных насосов колеблется в пределах от 0,7 до 0,9.
Введя значения коэфициента циркуляции К и гидравличе-
ского к. п. д. в основное уравнение работы, можем окончательно
написать
Н = т]гипКcgosa2 . (59)
Работа и мощность центробежного насоса
167
Гидравлические, объемные и механические потери
Гидравлические потери. Гидравлические потери при нормаль-
ном режиме работы насоса складываются из потерь на трение
и местные сопротивления в рабочем колесе, направляющем
аппарате и в спиральной камере.
Как уже указывалось, гидравлические потери определяют
величину гидравлического к. п. д.
Для простоты положим, что мы рассматриваем центробеж-
ный насос с одним рабочим колесом, имеющим односторонний
подвод жидкости.
Потери на трение в подводящих жидкость каналах насоса
и спирали зависят прежде всего от характера движения
жидкости (ламинарного или турбулентного).
При ламинарном движении потери на трение обусловли-
ваются главным образом вязкостью жидкости и незначительно
зависят от степени шероховатости стенок каналов.
При турбулентном движении, наоборот, шероховатость сте-
нок имеет большое влияние на величину рассматриваемых
потерь.
Для насоса заданных размеров потеря напора на трение при
заданном расходе Q тем больше, чем больше число лопаток и
их длина в рабочем колесе и направляющем аппарате. При
переходе от гладких каналов к каналам с небольшой шерохова-
тостью к. п. д. насоса снижается на 5—7%.
Кроме приведенных выше потерь, в центробежном насосе
возникает еще ряд других гидравлических потерь, как, напри-
мер, потерь, связанных с превращением кинетической энергии
в потенциальную, потерь на поворотах и т. д.
Трудность точного учета всех гидравлических потерь расчет-
ным путем заставляет прибегать к опытному определению
потерь, выражая их через гидравлический к. п. д., о котором
было сказано выше.
Объемные потери, или утечки жидкости через зазоры
(фиг. 127), возникают главным образом вследствие циркуляции
жидкости вокруг внутреннего диска рабочего колеса через про-
странство А, так как давление на выходе из колеса выше, чем
давление при входе на колесо и в примыкающем к диску про-
странстве А. Эта внутренняя циркуляция увеличивает количе-
ство жидкости, протекающей через каналы рабочего колеса, по
отношению к количеству, поступающему в насос по всасываю-
щему трубопроводу.
Сравнительно небольшое количество жидкости уходит через
сальник насоса наружу.
Многоступенчатые насосы имеют дополнительные потери,
связанные с протеканием жидкости от ступени к ступени.
168
Центробежные насосы
Практика показала, что потери в гладких зазорах
(фиг. 128, а) значительно больше, чем в зазорах кольцевого
типа (фиг. 128, б).
При сравнительном испытании, например, уплотнения с глад-
ким зазором й == 0,43 мм и уплотнения с кольцевыми канав-
ками с тем же зазором <5=0,43 утечка через зазор с кольце-
выми канавками уменьшилась на 32,2—35,5%.
Обозначив расход колеса через QK, будем иметь
Qk= Q4- q,
Фиг. 127. Паразитная цир-
куляция в центробежном
насосе.
где Q — расход, равный расходу, по-
ступающему по всасывающей трубе;
q — расход, циркулирующий через
зазоры.
Фиг. 128. Типы уплотнений рабочего ко-
леса.
а—гладкий зазор; б—уплотнение с кольцевыми
канавками.
Тогда объемный коэфициент центробежного насоса будет
<60)
Явление кавитации. Кавитацией называется явление скопле-
ния выделяющихся из жидкости, паров или воздуха на отдель-
ных участках внутренних поверхностей насоса в результате сни-
жения давления в этих местах до значений, при которых насту-
пает процесс парообразования жидкости и газа при темпера-
туре перекачки. Жидкость, оторвавшаяся от поверхности в ре-
зультате парообразования, подходя вновь к твердой стенке, про-
изводит удары. Эти удары вызывают появление колебаний
в насосе. Они вызывают эрозию деталей насоса, увеличивают
потери на трение, что влечет большую потерю энергии, а следо-
вательно, падение к. п. д. (фиг. 129).
При весьма небольшой величине кавитации кавитационный
шум можно различить только путем выслушивания при помощи
стетоскопа; при более сильной кавитации кавитационный шум
различим на-слух и колебания насоса без труда обнаружи-
ваются осязанием. Кавитация, достигнув большой величины,
является причиной появления большого шума и сильных коле-
Работа а мощность центробежного насоса
169
баний насоса, за этим обычно следуют обрыв струи и прекра-
щение перекачки.
Разрушение материала деталей насоса при кавитации увели-
чивается еще тем, что явлению эрозии от ударов жидкости,
сопутствует и химическая коррозия под влиянием кислорода,
выделившегося из жидкости воздуха или имеющихся в ней кор-
розиоактивных веществ. Если жидкость содержит в себе неболь-
шое количество кислоты, явления эрозии и химической коррозии
при кавитации могут сопровождаться явлениями электрохимиче-
ской коррозии.
Фиг. 129. Схематический разрез рабочего колеса центро-
бежного насоса (к явлению кавитации).
7 —поперечный разрез; 2 — продольный разрез.
В нефте-газовой промышленности, которая постоянно имеет
дело с перекачкой как легко испаряющихся жидкостей, так и
жидкостей, находящихся при температуре кипения (горячие
насосы), часто приходится встречаться с явлением кавитации.
Нефтепродукты в отличие от воды, имеющей определенную
температуру кипения при заданном давлении, часто предста-
вляют собой смесь большого количества углеводородов с раз-
личными точками кипения, и явление кавитации при перекачке
нефтепродуктов сложнее.
На практике явление кавитации при перекачке воды и неф-
тепродуктов наступает в следующих случаях:
1) при понижении уровня во всасывающем резервуаре ниже
расчетного;
2) при регулировании подачи насоса задвижкой, установлен-
ной на всасывающем трубопроводе;
3) вследствие уменьшения сечения всасывающего трубопро-
вода, например при загрязнении всасывающего трубопровода
водяного насоса, вследствие отложения парафина или кокса
во всасывающем трубопроводе при перекачке нефтепродуктов;
4) при повышении температуры перекачиваемой жидкости;
5) часто явления кавитации наблюдаются как результат
неправильной установки насоса, что подробно будет рассмот-
рено в соответствующем разделе.
179
Центробежные насосы
Механические потери (дисковые и трения)
Дисковые потери есть потери на трение рабочего колеса
о жидкость, окружающую его с внешней стороны, при враще-
нии колеса, зависящие от диаметра колеса и от вязкости пере-
качиваемой жидкости.
Установлено, что дисковые потери тем меньше, чем меньше
внешний диаметр рабочего колеса и число оборотов.
С увеличением так называемого «коэфициента быстроход-
ности» дисковые потери уменьшаются. Для одноколесного на-
соса с двусторонним вводом жидкости в колесо потери в два
раза меньше, чем для двухколесного насоса с односторонним
подводом жидкости при равных диаметрах колес сравниваемых
насосов.
В многоступенчатых насосах потеря мощности на трение
жидкости о диски колес в I раз меньше.
Механические потери на трение вала насоса в подшипниках
и сальниках от рода перекачиваемой жидкости не зависят.
Если Tjr — к. п. д., учитывающий дисковые потери, и т]е — меха-
нические потери на трение; Nr — потери мощности вследствие
наличия дисковых потерь и Ni — вследствие наличия механи-
ческих потерь, то можем написать следующее.
Мощность, затрачиваемая на механические потери:
Nm = Nr + Ni,
Ni
T)m = W = N _ (61)
Общий к. п. д. центробежного насоса
Общий к. п. д. центробежного насоса, как и всякой машины,
определится как произведение ее частных к. п. д.
Если гидравлический к. п. д.
Н«
/?™д — н + h >
11м “ Wp
объемный к. п. д.
_ Q
Vo~ Q + 9 ’
механический к. п. д.
Ч
1]m — VrV? — N _ кг >
i m
то общий к. п. д.
*7общ = 7/гид' Т]о ' Vm- (62)
Часто в формулу (62) взамен гидравлического и объемного
к. п. д. вводят так называемый индикаторный к. п. д.:
Vi =
N,
— 7/гид Т]о-
Работа и мощность центробежного насоса
171
Баланс мощности центробежного насоса
Баланс мощности насоса выражается следующим равенством:
или
N? — N [(Vsp + Nwp -f- Nr 4- N i ], (63)
где Ne — полезная (эффективная) мощность:
N — затраченная мощность (переданная от двигателя валу
насоса);
Ne
Фиг. 130. Графическое изображение баланса
мощности центробежного насоса.
Nsp—мощность, потерянная на внутреннюю циркуляцию;
Nwp — мощность, потерянная на гидравлическое сопротив-
ление насоса;
Nr — мощность, потерянная на дисковое (внешнее) трение
рабочих колес;
Ni — мощность, потерянная на трение в подшипниках, саль-
никах и т. п.
Графически это изображено на диаграмме фиг. 130.
Зависимость производительности, напора и мощности
от числа оборотов насоса
Из рассмотрения параллелограммов скоростей рабочего
колеса центробежного насоса, например параллелограмма на
выходе (рис. 131), можно притти к выводу, что, изменяя число
оборотов насоса п, при котором существовали скорости и2, С2
и w2, на новое при неизменном гидравлическом к. п. д ^гид =
= const, получим новые скорости 16, С2 и и>2, которые при
172
Центробежные насосы
неизменных углах а2 и /?2 образуют параллелограмм скоростей
при их оборотах в минуту, подобный)первому:
ц2 С2 W2 ^2m .
п2 С2 W2 С%т ’
(а)
с другой стороны, имеем
и2 = п
U2 П1
и, наконец, так как расход
Q—2лгЬСт (в)
пропорционален Ст — меридиональной скорости, выражения (а),
(б), (в) при сопоставлении дадут следующие зависимости:
Фиг. 131. Параллелограмм скоростей на вы-
ходе из рабочего колеса центробежного
насоса.
(64)
_O_ = JL
Qi «I
Напор, развиваемый
колесом, согласно основ-
ному уравнению центро-
бежного насоса пропор-
ционален u2C2cosct2:
fj „ IS C0S а2 .
П» ^ГИД 1\ ~ ,
при измененном числе
оборотов насоса пх раз-
виваемый напор будет Я».
Имеем
_ 02Са cos а2 _ u2Ca
Н'л U2C2 C0S а2 U2C2 ’
НО
следовательно,
о2 са п
^2 ?J^"2 ^2
__ П2
Н'м nl ’
(б)
(65)
и, наконец, зная, что мощность, потребляемая любым насосом,
равна
N = yQHMr],
при у = const можем написать
= _ „з
Ni QiHM nf
Работа и мощность центробежного насоса
773
или окончательно
№7Г' (66)
Уравнениями (64), (65), (66) часто пользуются на практике
при необходимости определить подачу и напор насоса при изме-
нении числа оборотов.
Серия колес
Развиваемый рабочим колесом напор зависит от числа обо-
ротов и от отношения его радиусов r2: t\. Таким образом, тре-
буемый напор можно получить колесами, различными не только
по форме, но и по числу оборотов.
Геометрически подобные колеса, имеющие одинаковые углы
наклона лопаток и одинаковые отношения соответствующих
размеров, например г2: п и т. д., но разные по величине, соста-
вляют серию колес.
Для колес одной и той же серии, имеющих радиусы га и Гь,
нетрудно найти зависимость между расходами Qa и Qb и на-
порами На И Нъ-
Зная, что соответствующие сечения колес пропорциональны
квадратам радиуса, а расход пропорционален сечению при
неизменном числе оборотов п — const, можем написать
Точно так же, исходя из того, что скорости пропорциональны
радиусам при одном и том же числе оборотов тг = const, можем
написать, что напор
При различных числах оборотов колес одной и той же серии,
скажем, колеса с размером та — пг оборотов в минуту и колеса,
имеющего радиус Гь — п2 оборотов в минуту, на основании
соотношений
можем написать
(67")
и точно так же для напоров НО1 и Нь2
П4
Центробежные насосы
откуда
Hai ^(Л\ 2 . I ri у
нь2 \ па 1 ’ ' гг /
(67'”)
Коэфициент быстроходности
Коэффициентом быстроходности ns называется число оборотов
эталонного (модельного) насоса, т. е. такого, который, будучи
подобен геометрически оригиналу при напоре Н = 1 м по-
требляет мощность N = 1 л. с. при оптимальном к. п. д.
Применительно к центробежным насосам формула для опре-
деления коэфициента быстроходности имеет вид:
=3,65(68)
у Н3
где ns — коэфициент быстроходности;
п — число оборотов в минуту;
Q — производительность (для насоса с двусторонним входом
жидкости Q/2);
Н—полный напор, развиваемый насосом, в м.
По этой формуле для любого колеса, если для него Известны
п, Q и Н, можно подсчитать коэфициент быстроходности.
Классификация вращательно-лопастных насосов
По коэфициенту быстроходности рабочие колеса лопастных
насосов могут быть классифицированы на центробежные, диа-
гональные и пропеллерные.
Рабочие колеса центробежных насосов в свою очередь мо-
гут быть тихоходные, нормальные и быстроходные: при ns —
= 40-?80 — тихоходное колесо; при ns = 80~ 150— нормальное
колесо; при ns = 150-4-300— быстроходное колесо: при ns =
300 4- 600 — диагональное (винтовое) колесо; при ns — 600 4-
4- 1200—пропеллерное колесо.
При коэфициенте быстроходности ниже 40 применяются
поршневые насосы, так как дальнейшее уменьшение коэфи-
циента быстроходности сильно сказывается на увеличении
потерь на трение при протекании жидкости по каналам рабо-
чего колеса, имеющим слишком малое живое сечение при отно-
сительно большом периметре.
Напор, развиваемый насосом, растет пропорционально квад-
рату числа оборотов, или, что то же, пропорционально квад-
рату окружной скорости:
Работа и мощность центробежного насоса
175
следовательно, и напор Нм, выраженный основным уравнением
центробежного насоса
и .„ rz COS а2
— ^гид К ~ ,
также растет пропорционально квадрату угловой скорости и2.
Для увеличения напора, развиваемого рабочим колесом
насоса, необходимо: 1) увеличить число его оборотов п или
2) увеличить его радиус г2-
Обычно числа оборотов насоса с лопастными колесами
выбираются в зависимости от синхронного числа оборотов элек-
тродвигателя, т. е. 750, 1000, 1500 и 3000 (без учета скольже-
ния магнитного поля двигателя), или паровой турбины, обычно
3000 об/мин и выше.
В нефтезаводской практике центробежные насосы большой
производительности и при низком напоре, главным образом
для перекачки воды, применяются при числе оборотов
1000—1500 в минуту, а специальные насосы для перекачки
различных нефтепродуктов и газов при 1500—3000 об/мин.
Число 3000 об/мин в последнее время становится основным, так
как является наиболее эффективным и допускает соединение и
с электродвигателем и с паровой турбиной. Кроме того, габарит
насоса, имеющего 3000 об/мин, значительно меньше.
Обычно на колесо создается напор 30—60 м и даже
70—100 м перекачиваемой жидкости.
Увеличить напор, развиваемый колесом, можно путем увели-
чения его наружного диаметра (или радиуса), сохраняя неиз-
менным диаметр (или радиус) его входного сечения, так как
последний обусловливается заданным сечением.
Другими словами, чем больше отношение —, тем больший
ri
напор будет развивать колесо.
Приближенные значения отношений диаметров рабочего
колеса таковы:
-ft- = 2,5 соответствует тихоходному колесу;
£>2 О
-jj- = 2 — нормальному колесу;
= 1,8—1,4 — быстроходному колесу;
-у-= 1,2—1,1 — диагональному (винтовому) колесу;
-77- = 0,8 — колесу пропеллерного насоса.
Теоретически число ступеней многоступенчатого насоса не
ограничено, но с их увеличением растут длина и диаметр вала.
Обычно число ступеней многоступенчатого насоса редко пре-
вышает 8.
176
Центробежные насосы
Исключение представляют центробежные насосы, приме-
няемые для откачки нефти из скважин. Эти насосы, будучи
связаны габаритом (диаметром скважины, в которую они опу-
скаются), выполняются с несколькими десятками ступеней.
При большой производительности насоса необходимо увели-
чить ширину колеса Ь2, а если эта ширина получается значи-
тельной, применяют колеса с двусторонним подводом жидкости.
Для колес с двусторонним входом жидкости не создается осе-
вых усилий, для восприятия которых требуются сложные допол-
нительные устройства.
Глава VI
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
РАБОЧАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Основной рабочей характеристикой центробежного насоса
называется зависимость между действительно развиваемым
напором Н и производительностью Q.
Основная рабочая характеристика центробежного насоса
чаще всего дается в виде
графической зависимости.
Для того чтобы по-
строить теоретическую ха-
рактеристику, воспользуем-
ся теоретическим уравнени-
ем центробежного насоса
Фиг. 132. Параллелограмм скоростей
для определения величины C2cos а2.
и2С2 cos а2
t 00 - ~
(а)
и ’преобразуем его^следующим образом. Из параллелограмма
скоростей на выходе рабочего колеса (фиг. 132) имеем
C2cos а2 = u2 — C2r ctg/?2; (б)
Г
2r F 7iD2b2 ’
где £)2 — внешний диаметр рабочего колеса;
Ьг— ширина лопатки рабочего колеса на выходе.
Сравнивая формулы (а) и (б), можем написать
Ht оо = («2 — C2rctg/?2) =
g
g
Q
nD2b2
Ctg^2.
(в)
Характеристики центробежных насосов
177
'nQ,
3600g/ \60g&, /
(г)
Фиг. 133. Теоретические характери-
стики Q — Ht от при различных углах
выхода лопатки рабочего колеса.
очевидно, зависеть от угла /?».
Это выражение можно написать иначе, если взамен скорости
л£>,л
«2 подставить ~^-0—:
Н(со =
или, обозначив
д и ct§& _р
3 6ОО«~~Л1 И 60g&2
получим теоретическую зависимость между QhH
или теоретическую характеристику:
= (69)
Если ограничиться частным
случаем постоянного числа
оборотов п = const, то уравне-
ние (69) примет окончатель-
ный вид:
Htm=A + BQ. (69')
Г рафически эта зависи-
мость, как известно, изобра-
жается прямой, наклонной к
оси координат и отсекающей
от оси ординат отрезок А
(фиг. 133).
Наклон этой прямой будет,
Анализируя эту зависимость, имеем
fi = wr''“BaCW”
D п
где В2 = 60g~y равно постоянной величине.
При /?2<90° ctg/?2> 0; следовательно, В>0 и прямая будет
снижающейся, так как знак минус во второй части уравнения
сохраняется; при /?2 = 90° ctg= 0, следовательно, В — 0
и наша прямая параллельна оси Q; наконец, при jS>90o
ctgA <0, а следовательно, прямая будет направлена вверх.
Таким образом, установлено, что теоретическая характери-
стика центробежного насоса —Н пои п — const полностью
зависит от типа лопаток рабочего колеса.
При рассмотрении всех трех типов лопаток рабочего колеса
было упомянуто, что на практике наиболее высокий гидравли-
ческий к. п. д. получается для рабочих колес с лопатками, за-
гнутыми назад, при этом угол /32 берется обычно в пределах
от 14 до 60°.
1-2 К. С. Гуре-вич
178
Центробежные насосы
Фиг. 134. Построение действительной ра-
бочей характеристики центробежного
насоса.
7 — потери на трение: 2—потери на удар.
Приведем соображения по построению характеристики Q—Н
для реального насоса.
Гидравлические потери, имеющие место в действительном
центробежном насосе, удобно разбить на две группы:
1) потери, пропорциональные квадрату производительности;
2) потери, возникающие вследствие искажения скоростных
треугольников при подаче, отличающейся от нормальной.
К первой группе потерь относятся все потери на трение,
а также дополнительные потери, возникающие от изменения
направления потока в каналах рабочего колеса, направляющих
устройствах, которые мо-
гут быть приняты пропор-
циональными квадрату
производительности.
Ко второй группе от-
носятся потери на удар
при входе и выходе жид-
кости из рабочего колеса,
связанные с несовпаде-
нием направления входя-
щей и выходящей струй
жидкости с направлением
кромок лопаток рабочего
колеса:
, wf,
^уд ~ Ks ~2jj~ »
где Ks — опытный поправочный коэфициент;
wls— ударная составляющая относительной скорости.
На фиг. 134 кривой 7 показаны потери на трение и кривой 2—
потери на удар. Для жидкостей со сравнительно небольшой
вязкостью эти кривые в общем случае приближаются к пара-
болам. Вычитая ординаты этих кривых из ординат прямой Hi m
мы получим действительную рабочую характеристику центро-
бежного насоса.
Баланс мощности центробежного насоса
при переменном режиме или характеристика Q — N
Баланс мощности центробежного насоса при переменном
режиме изображен на фиг. 135, где по оси абсцисс отложена
производительность насоса Q, а по ординатам мощности Ne —
эффективная мощность и мощности, израсходованные на пре-
одоление различных потерь. Мощности соответственно обо-
значены:
Nmn — мощность, потерянная в рабочем колесе и направляю-
щем аппарате насоса;
Характеристики центробежных насосав
779
Л/щ — мощность, израсходованная на щелевыеУпотери;
Nr —мощность, затрачиваемая на преодоление [дисковых
потерь;
Ni —мощность, затрачиваемая на трение в подшипниках
и сальниках.
Фиг. 135. Баланс мощности центробежного
насоса.
Фиг. 135 дает возможность проследить качественное соот-
ношение потерь мощности при переменном режиме и выбрать
наивыгоднейший режим перекачки.
Опытные характеристики центробежного насоса
Построение теоретических характеристик центробежного
насоса представляет собой довольно трудную задачу, при
решении которой возможны отклонения. Поэтому обычно тео-
ретическими характеристиками пользуются при проектировании
насоса, а затем при испытании головного образца снимают
с него рабочую характеристику, которой и пользуются на прак-
тике.
Наиболее просто определяется зависимость между Q и Н
при постоянном числе оборотов. При снятии этой характе-
ристики меняют подачу насоса напорной задвижкой и, замеряя
расход Q и соответствующий ему напор Н, получают характе-
ристику центробежного насоса при постоянном числе оборотов
(фиг. 136). Такую характеристику часто называют «рабочей»
характеристикой.
Имея характеристику насоса при каком-либо числе оборотов
в минуту п, нетрудно построить характеристику этого насоса
при каком-либо другом числе оборотов в минуту «ь если пред-
положить, что к. п. д. насоса при этом не меняется (фиг. 137).
Для этого выберем на имеющейся характеристике точку А,
которой соответствует максимальный к. п. д. насоса ^тах
и, задаваясь новым числом оборотов вычисляем соответ-
12*
ISO
Центробежные насосы
ствующие ему напор НМ1 и расход по известным нам фор-
мулам
Qi = Q~ и
Полученные значения наносим в систему
обозначаем точкой At.
Точно таким же образом по заданной точке
характеристике Q — Н при п
определена точка Bi или С{
при «1 оборотах в минуту
координат и
В или 6 на
оборотах в минуту может быть
и т. д.
Задаваясь числами обо- #
ротов п1г пя, пя,..пт, строя
ряд новых характеристик.
Фиг. 137. Построение рабочих характе-
ристик центробежного насоса при лю-
бом числе оборотов по заданной рабо-
чей характеристике при одинаковых
значениях к. п. д.
Фиг. 136. Рабочая характери-
стика центробежного насоса
Q — Н при п = const.
Соединяя точки на характеристиках, имеющие одинаковый
к. п. д., например, точки Л; Д; А2; А3, . . ., Ат, соответствую-
щие »?тах, получим ветвь параболы, вершина которой нахо-
дится в начале координат.
На фиг. 137 через начало координат проведено несколько
ветвей параболы, соответствующих одинаковым к. п. д., на
характеристиках, соответствующих п, пх, п2, п3, . . . , пт обо-
ротам рабочего колеса насоса.
В реальных условиях работы центробежный насос не сохра-
няет постоянства к. п. д. при изменении числа оборотов и
соблюдении зависимостей
и =
С увеличением числа оборотов насоса возрастают и скорости
жидкости в рабочих органах насоса, а следовательно, и гидра-
влические потери, которые растут пропорционально квадратам
Характеристики центробежных насосов
181
скоростей. Но механические потери относительно возрастают
при меньшем числе оборотов. Таким образом, величина
при различных числах оборотов насоса различна и будет дости-
гать наибольшего значения при определенном числе .оборотов,
которое обозначим п0.
Такие же отклонения будут иметь место и для других зна-
чений к. п. д. насоса, располагающихся по остальным парабо-
лам. Исправляя пара-
болы и проводя кри-
вые через точки с оди-
наковым к. п. д., по-
лучим кривые равных
к. п. д., которые имеют
вид кривых, замкнутых
снизу, и при продол-
жении могут быть
замкнуты и сверху.
Полученную харак-
теристику называют
у н и в е реальной
характеристи-
кой центробеж-
ного насоса
(фаг. 138).
Универсальная ха-
рактеристика дает воз-
можность иметь зави- фиг 138 Универсальная характеристика
симость между четырь- центробежного насоса,
мя элементами, харак-
теризующими работу центробежного насоса: числом оборотов п,
расходом Q, напором и к. п. д.
Вид кривой, изображающей характеристику центробежного
насоса, может быть различным. На фиг. 139, 140 и 141 приве-
дены наиболее типичные характеристики Q—Н центробежных
насосов.
Для анализа характеристик центробежных насосов введем
понятие крутизны напорной характеристики,
которая определяется отношением
Ккр = НхНцН° • Ю0%
(70)
где Нх — напор, соответствующий вращению насоса на холо-
стую (при Q = 0);
Но — напор в точке кривой (фиг. 140), соответствующий за
данной производительности Qo при »/тах-
182
Центробежные насосы
Пологую характеристику с крутизной от 8 до 12|% (фиг. 139)
выгодно иметь, когда регулирование подачи насоса произво-
дится при помощи напорной задвижки, так как при этой харак-
Фиг. 140. Сравнение характеристик
выпуклой и пологой.
7 — характеристика с горбом; 2—характе-
ристика пологая.
Фиг. 139. Вид характеристики Q— Н
центробежного насоса в зависимости
от характера кривой.
7— пологая с уклоном 8—12%; 2 —круто
падающая с уклоном 15—20%; 5—круто
падающая с уклоном 25—30%.
герметике потери напора на дросселирование меньше, чем для
насосов с круто падающей характеристикой. Недостатком поло-
гой характеристики является значительное колебание подачи
при малых изменениях напора.
Характеристики, центробежных насосов
183
Для загрузочных крекинг-насосов применяются более круто
падающие характеристики (см. кривую 2 на фиг. 139) с крутиз-
ной 15—18|%', что удобно при регулировании давления и подачи
насоса путем изменения числа оборотов паровой турбины.
Насосы, имеющие характеристику с еще большей крутиз-
ной— до 25—30%, с большим коэфициентом быстроходности
удобны для перекачки вязких жидкостей (см. кривую 3 на
фиг. 139).
Недостатком характеристики Q—Н центробежного насоса
с восходящей и падающей ветвями (см. кривую 1 на фиг. 140)
является восходящий участок ab, на котором не обеспечивается
устойчивая работа насоса. Устойчивую работу обеспечивает
непрерывно снижающаяся характеристика 2.
При правильном конструировании насоса в большинстве
случаев восходящего участка (ветви кривой) характеристики
удается избежать.
Насос, имеющий характеристику с восходящим участком
кривой, может работать вполне устойчиво, если он будет рабо-
тать на нисходящем участке характеристики, т. е. правее точки Ь.
Кроме характеристик Q—Н, для центробежного насоса мо-
гут быть построены характеристики Q—N зависимости мощ-
ности от расхода. Следует оговориться, что характеристика
Q—N может быть построена по отношению к мощности на
валу насоса Л^нас или к мощности на валу двигателя 27дв; в по-
следнем случае характеристика Q—Мдв будет относиться не
ц насосу, а к насосному агрегату в целом.
На фиг. 141 приведены характеристики центробежного
насоса 6НК при постоянном числе оборотов п=1450 об/мин.
Здесь кривая 1 — характеристика Q—Н (производительность—
напор), 2 — характеристика Q—N (зависимость мощности от
производительности) и кривая 3 — характеристика Q—г] (за-
висимость к. п. д. от производительности). Этих трех характе-
ристик вполне достаточно для того, чтобы судить о работе
насоса в заданных условиях.
ХАРАКТЕРИСТИКА МНОГОКОЛЕСНЫХ НАСОСОВ
Последовательное соединение колес (многоступенчатый
насос). Производительность многоступенчатого насоса остается
равной подаче одного колеса, а напор увеличивается во столько
раз, сколько имеется ступеней (колес), и будет равен сумме
напоров, развиваемых каждым колесом в отдельности.
На фиг. 142 показаны характеристики насосов с одним,
двумя и тремя последовательно расположенными колесами.
Ординаты характеристик двухступенчатого насоса получены
путем сложения двух ординат характеристик одноступенчатого
насоса. Ординаты трехступенчатого—трех ординат.
184
Центробежные насосы
Если бы имелся насос с I ступенями, то, очевидно, орди-
наты его характеристики были бы получены путем умножения
ординат характеристики для одного колеса (ступени) на I.
Абсциссы у всех кривых Q общие, равно как и ординаты
КРИВОЙ Q—Т].
Параллельное соединение рабочих колес. Насосы с парал-
лельно работающими колесами имеют подачу Q, равную сумме
подач всех колес. Если число колес I
и Q' — подача одного колеса, то
Q = iQ’.
Напор, развиваемый всеми ра-
бочими колесами, будет равен на-
пору, развиваемому одним коле-
сом. Характеристика центробежного
ка многоступенчатого
центробежного насоса.
Фиг. 143. Характеристика цен-
тробежного насоса при парал-
лельном соединении рабочих
колес.
насоса с параллельным соединением рабочих колес будет иметь
абсциссы в i раз длиннее, чем абсцисса насоса с одним рабо-
чим колесом при одинаковых с ней ординатах. Кривая Q —
по абсциссам также вытянется в i раз. На практике наиболее
часто встречается случай насоса с рабочим колесом, имею-
щим двойной подвод жидкости. Такое колесо может рассмат-
риваться как два параллельно работающих колеса.
Вид кривых характеристик для этого случая приведен на
фиг. 143.
Глава VII
ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
НА ТРУБОПРОВОДНУЮ СЕТЬ
РАБОТА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА НА ЗАДАННЫЙ ТРУБОПРОВОД
Работа центробежного насоса не может рассматриваться
вне зависимости от трубопровода или системы трубопроводов,
на которую он работает.
При снятии рабочей характеристики насоса мы напорной
задвижкой меняли сопротивление на нагнетательной стороне
Исследование работы центробежного насоса
7S5
насоса и тем самым влияли на подачу и развиваемый.
напор.
Б простейшем случае, когда центробежный насос работает
на один нагнетательный трубопровод, работа насоса, или, что
то же, его подача и напор,
будет зависеть от сопроти-
вления трубопровода.
Характеристикой трубо-
провода будем называть за-
висимость между пропуск-
ной способностью трубопро-
вода и потребным напором.
Эту зависимость удобно
выразить в тех же коорди-
натах, что и характеристик}7
насоса.
Характеристика трубо-
провода рассчитывается по
законам гидравлики и нами
будет приниматься извест-
ной.
Фиг. 144. Рабочие характеристики
насоса и трубопровода.
7 —характеристика горизонтального трубо-
провода; 2—характеристика трубопровода
с подъемом на высоту Нст; 3—характеристика
центробежного насоса.
Сопротивление горизон-
тального трубопровода зависит от подачи. Положим, что изме-
нение напора, затрачиваемого на преодоление этого сопротивле-
ния, в зависимости от подачи изобразится кривой 1 (фиг. 144)..
Фиг. 145. Определение высоты /7СТ.
Фиг. 146. Смещение рабочей точ-
ки при изменении характеристики
трубопровода.
Если же по этому трубопроводу откачивается жидкость на
уровень Нет, лежащий выше, чем уровень в приемном резер-
вуаре (фиг. 145), то кривую 1 (фиг. 144) необходимо переме-
стить вверх параллельно самой себе на высоту статического-
напора; она займет положение 2.
186
Центробежные насосы
Нанеся в тех же осях координат рабочую характеристику
насоса 3, получим рабочую точку на характер ии
стике насоса А, которая будет определять подачу и на-
пор насоса при работе на заданный трубопровод, так как она,
находясь на пересечении характеристик, одновременно отвечает
и характеристике насоса и характеристике трубопровода.
При изменении характеристики трубопровода, как, напри-
мер, это имеет место при перекачке вязких нефтепродуктов зи-
мой, когда, вследствие повышения вязкости нефтепродукта со-
противление трубопровода значительно возрастает, рабочая
точка (как видно из графика) сместится влево и при некотором
повышении напора, развиваемого насосом, подача последнего
заметно уменьшится (фиг. 146).
На фиг. 146, кроме характеристик насоса и трубопровода,
нанесен график изменения к. п. д. насоса^ Наивыгоднейшее
использование насоса будет при режиме, когда ордината
рабочей точки совпадает с ординатой максимального к. п. д.
Работа центробежного насоса при переменном статическом
уровне
Положим, что при работе центробежного насоса уровень
в напорном резервуаре непрерывно поднимается, как это, на-
пример, имеет место при заполнении какой-либо емкости.
Фиг. 147. Характеристики насоса и трубопровода
при работе с переменным уровнем.
Отмечая последовательно новые положения уровня прямыми,
параллельными оси абсцисс а1 а2,. ап (фиг. 147), мы соответ-
ственно должны перемещать параллельно самой себе кривую
характеристики горизонтального трубопровода.
Исследование работы центробежного насоса
187
При подъеме уровня системы может быть случай, когда ха-
рактеристика иасоса и характеристика трубопровода (системы)
будут иметь только одну общую точку 1. Затем, когда высота
уровня сравняется с началом характеристики насоса, обе харак-
теристики будут иметь по две общих точки 2 и 3 и, наконец,
когда характеристики насоса и трубопровода будут иметь
только одну общую точку касания 4, дальнейшее повышение
уровня приводит к разрыву характеристик, что указывает на то,
что напора, развиваемого насосом, недостаточно для подачи
жидкости на заданный уровень.
Пока имеется одна точка пересечения характеристик, ра-
бота насоса устойчива. При плавном подъеме уровня рабочая
точка непрерывно скользит по характеристике до тех пор, пока
начало характеристики насоса не совпадет с началом характе-
ристики трубопровода (точнее системы). После этого насос
резко прекращает подачу и переходит на рабочую точку 3.
При понижении уровня насос сразу с толчком забирает и рабо-
тает до тех пор, пока не достигнет неустойчивой зоны работы.
На участке характеристики от 3 до точки касания 4 работа
насоса будет неустойчивой и с толчками.
Подобные случаи имели место на практике и происходили
из-за незнания характеристик насоса и трубопровода.
Нетрудно заметить, что с повышением статического напора
связано и изменение к. п. д. насоса. О величине изменения
К. П. Д. МОЖНО СУДИТЬ ПО КРИВОЙ Q—7].
Совместная работа центробежных насосов
Совместная работа центробежных насосов может быть осу-
ществлена путем параллельного и последовательного соеди-
нений.
Фиг. 148. Схема параллельного Фиг. 149. Схема последовательного вкл не-
включения центробежных насо- чения центробежных насосов.
-сов, установленных в одной
насосной.
Параллельное соединение насосов в дальнейшем будем по-
нимать как совместную их работу на общий трубопровод или
трубопроводную сеть (фиг. 148).
При параллельной работе насосы могут быть расположены
не только в одном здании и приключены к трубопроводу на
расстоянии нескольких метров друг от друга, но и в различных
188
Центробежные насосы
точках трубопровода и приключены к трубопроводу на значи-
тельном расстоянии друг от друга.
Под последовательной перекачкой подразумевается пере-
качка из насоса в насос, при этом насосы, осуществляющие
последовательную перекачку, могут быть расположены рядом
(так называемая установка с форнасосом) или на некотором
расстоянии друг от друга (фиг. 149).
Параллельная работа центробежных насосов
Параллельная работа центробежных насосов, расположенных
рядом. Рассмотрим случаи параллельной работы нескольких
центробежных насосов одинаковой конструкции, расположен-
ных на одной насосной станции (фиг. 150).
в(+2<С;+С2; С,+2+3<0,+ 52+б7
Фиг. 150. Случай параллельной работы трех одинаковых насосов, располо-
женных рядом.
Определим режим работы насосов при раздельном и совме-
стном включении. Пусть кривая № 1 представляет собой харак-
теристику любого из установленных на станции насосов, напри-
мер насоса № 1. Для получения суммарной характеристики при
параллельной работе необходимо сложить абсциссы всех трех
характеристик, оставляя ординаты неизменными. Таким обра-
зом, получаем суммарную характеристику двух насосов № 1 ф-
ф № 2 и суммарную характеристику трех параллельно работаю-
щих насосов № 1 ф-, № 2 ф- № 3. Пересечение этой последней
с характеристикой Трубопровода Т дает нам рабочую точку
которая определит количество жидкости, перекачиваемой по
трубопроводу тремя одинаковыми параллельно работающими
насосами. Из графика видно, что при работе на один и тот же
трубопровод суммарная подача насосов меньше, чем подача
всех трех насосов в отдельности.
Параллельная работа центробежного и поршневого насосов.
Для получения суммарной характеристики при параллельной
Исследование работы центробежного насоса
189
работе поршневого и центробежного насосов (фиг. 151) доста-
точно поместить начало координат характеристики центробеж-
ного насоса в точку Oi и принять характеристику поршневого
насоса за вертикальную ось характеристики центробежного
насоса.
Разумеется, что начало координат характеристики трубопро-
вода Ti остается прежним в точке О.
Характеристика центробежного насоса, графически выра-
женная таким образом, и будет суммарной характеристикой
Фиг. 151. Параллельная работа центробежного и
поршневого насосов.
параллельной работы центробежного насоса с норшневым.
Топка ее пересечения с характеристикой трубопровода Т\ по-
казывает производительность и напор, развиваемые насосами
при совместной работе.
Последовательная работа насосов. На практике возможна
последовательная работа насосов, расположенных на одной
станции или расположенных в разных пунктах (фиг. 152).
Первая задача может возникнуть при необходимости полу-
чить напор большей величины, чем напор, которым обладает
каждый из насосов в отдельности.
Вторая задача может возникнуть на магистральном нефте-
проводе, осуществляющем перекачку из насоса в насос.
При последовательной перекачке двумя насосами, располо-
женными на одной насосной станции, первый насос носит на-
звание форнасоса. Если в качестве форнасоса и основ-
ного насоса приняты многоступенчатые насосы с одинаковой
характеристикой рабочих колес, например четырвхступенчатый
насос «Комсомолец» с производительностью 150 м^/час в каче-
стве форнасоса, и в. качестве основного шестиступенчатый
насос «Комсомолец» с той же производительностью, то дело
190
Центробежные насосы
сводится к построению суммарной характеристики всех десяти
ступеней, так же как это было проделано при разборе много-
ступенчатых насосов.
При различных характеристиках метод сложения характери-
стик не отличается от предыдущего.
Из-за недостатка пара иногда применяется последователь-
ная работа поршневого насоса с центробежным. В этом случае
Фиг. 152. Последовательная работа центробежных насосов,
расположенных в разных пунктах.
в качестве форнасоса применяется центробежный насос, обес-
печивающий равномерный подпор на приеме поршневого
насоса.
На разных насосных станциях при перекачке центробеж-
ными насосами из насоса в насос условия совместной работы
определяются построениями на фиг. 152.
График построен в предположении, что рабочие характери-
стики насосов. № 1 и № 2, расположенных на некотором рас-
стоянии друг от друга и на различных уровнях, одинаковы.
Характеристики ветвей трубопровода 7\ и Т2 нанесены на гра-
фике внизу без учета статической высоты напора.
Рабочая точка определится пересечением суммарной харак-
теристики трубопровода Т\ Т2, отложенной от горизонтали
статической высоты уровня в напорном резервуаре по отноше-
нию к уровню в приемном резервуаре, и суммарной характе-
ристики Ni N2 обоих последовательно работающих насосов.
Исследование работы центробежного насоса
19Т
Так как при производительности трубопровода, определяе-
мой точкой А, напор ВС, создаваемый насосом № 1, меньше-
сопротивления трубопровода Т}, вместе со статической высотой,
всасывания на величину h = BD, то, очевидно, на приеме
насоса № 2 создается вакуум, равный по величине h. Таким
образом, пропускная способность первого участка трубопровода
Т] усиливается за счет подсасывающего действия насоса № 2.
Глава VIII
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Центробежный насос, как всякую машину, рассчитывают на
работу при некоторых заданных условиях, при которых он дает
наилучшие показатели.
На практике часто необходимы отступления от наивыгод-
нейшего режима работы насоса, и тогда насос работает при
условиях, сильно отличающихся от расчетных.
Так, например, приходится прибегать к регулированию
в самых широких пределах подачи технологическими насосами,
когда, следуя изменению режима технологической установки,
приходится менять и производительность обслуживающих ее
насосов.
Регулирование работы центробежных насосов может быть
осуществлено: 1) при постоянном числе оборотов насоса; 2) при
изменении числа оборотов насоса.
Наиболее распространен в качестве приводного центробеж-
ного насоса асинхронный электродвигатель переменного тока,
который, как известно, обладает постоянным числом оборотов
и не поддается регулированию. Поэтому на практике наиболее
часто применяют регулирование работы центробежных насосов
при постоянном числе оборотов.
Регулирование насоса при постоянном числе оборотов мо-
жет быть осуществлено одним из следующих способов:
1) напорной задвижкой;
2) всасывающей задвижкой;
3) впуском незначительного количества воздуха во всасы-
вающий трубопровод;
4) поворотом лопаток направляющего аппарата и рабочего
колеса;
5) перепуском жидкости из какой-либо ступени насоса во
всавывающий трубопровод;
6) удалением части рабочих колес;
7) закрытием части каналов рабочего колеса;
8) последовательно-параллельным переключением насосов.
.192
Центробежные насосы
Регулирование напорной и всасывающей задвижками. Наи-
большим распространением пользуется регулирование подачи
центробежного насоса при постоянном числе оборотов прикры-
тием напорной задвижки. Прикрывая напорную задвижку, соз-
даем дополнительное местное сопротивление на выходе жидко-
сти из насоса, давление в. корпусе насоса будет больше, чем
давление за напорной задвижкой.
Пусть имеется характеристика насоса (фиг. 153) Q—Н при
полностью открытой напорной задвижке и характеристика тру-
Фиг. 153. Регулирование центробежного насоса напорной
задвижкой.
1—насос; 2—напорная задвижка; заштрихованная площадь-
работа, потерянная при регулировании.
-бопровода Т. Точка А пересечения этих кривых будет рабочей
точкой, и ее положение определит подачу и напор, создавае-
мые насосом, с полностью открытой напорной задвижкой при
работе на заданный трубопровод Т.
Если же при помощи напорной задвижки 2 на напорной
стороне насоса будет создано добавочное сопротивление, то
подача его уменьшится, что изобразится на характеристике
точкой В, и напор, потерянный в задвижке, изобразится отрез-
ком ординаты ВС. Уменьшение подачи и напора при регулиро-
.вании напорной задвижкой происходит за счет потери энер-
гии, а следовательно, и уменьшения к. п. д. насосного агрегата.
На фиг. 153, кроме характеристики насоса и трубопровода,
нанесена также кривая изменения к. п. д.
Чтобы получить новый к. п. д. насосного агрегата, необхо-
димо его уменьшить на величину DE в отношении BF : CF. Кри-
вая изменения к. п. д. при регулировании напорной задвижкой
также нанесена на график и обозначена
Регулирование/ произврдительнрсти центробежных насосов
193
Работа (гидравлическая мощность), теряемая при регули-
ровании напорной задвижкой, равная произведению Qi^no-r, на
графике изобразится заштрихованной площадью.
Регулирование центробежного насоса напорной задвижкой,
вообще говоря, невыгодно. Однако оно весьма широко приме-
няется вследствие простоты и надежности, особенно при пере-
качке горячих дестиллатов или легко испаряющихся жидкостей.
Более выгодно регулирование при помощи всасывающей
задвижки, при котором потери мощности значительно меньше.
Регулирование центробежного насоса всасывающей задвиж-
кой основано на том, что при наличии известной величины
вакуума во всасывающем трубопроводе насос начинает рабо-
тать в ненормальном режиме и работа его перестает соответ-
ствовать характеристике Q—Н. При увеличении вакуума рабо-
чие характеристики насоса заметно понижаются, особенно при
больших его значениях. Из опытов, проведенных с насосом,
оборудованным стеклянной всасывающей трубой, было выяв-
лено, что при небольших разрежениях вода во всасывающей
трубе оставалась прозрачной; при увеличении разрежения
наблюдалось значительное выделение пузырьков воздуха из
воды.
Смесь воды и воздуха, движущаяся через рабочее колесо,
ухудшает условия перехода кинетической энергии в потенциаль-
ную и вызывает падение развиваемого насосом напора. Пони-
женный удельный вес воздушноводяной смеси также способ-
ствует снижению напора, поскольку колесо работает в ненор-
мальных условиях.
Распределение нагрузки у многоступенчатых насосов, регу-
лируемых при помощи всасывающей задвижки, между отдель-
ными ступенями весьма неравномерно.
С увеличением вакуума на приеме, создаваемого всасываю-
щей задвижкой, потребляемая насосом энергия уменьшается,
хотя насос работает с к. п. д. худшим, чем в нормальных
условиях.
Регулирование центробежного насоса путем впуска неболь-
шого количества воздуха во всасывающий трубопровод имеет
ту же физическую сущность, что и регулирование насоса за-
движкой на приемной линии.
Оба последние способа регулировки центробежных насосов
не нашли применения в нефте-газоперерабатывающей промыш-
ленности^ часто имеющей дело с перекачкой легко испаряю-
щихся огнеопасных жидкостей. При создании вакуума на вса-
сывании насоса немедленно наступает явление кавитации и ра-
бота насоса становится невозможной. Регулирование работы
насоса, перекачивающего легко воспламеняющиеся жидкости,
с одной стороны, ограничивается явлением кавитации и с дру-
13 К. С. Гуревич
194
Центробежные насосы
гой — недопустимостью присутствия воздуха в смеси с легко
воспламеняющимися жидкостями и газами.
Регулирование центробежных насосов поворотом лопаток
рабочего колеса и направляющего аппарата применяется
только для очень больших насосов, обслуживающих гидротех-
нические сооружения, и для нефтяников практического инте-
реса не представляет.
Регулирование перепуском. К регулированию центробеж-
ного насоса перепуском части жидкости из напорного патрубка
во всасывающий приходится прибегать тогда, когда требуемая
условиями производства подача насоса лежит на неустойчивой
части характеристики.
При открытии перепуска общая подача центробежного на-
соса увеличивается, а давление соответственно характеристике
снижается. Пользуясь этим, можно уменьшить количество
жидкости, подаваемой по напорному трубопроводу.
С жидкостью, протекающей через перепускной трубопровод
из стороны нагнетания в сторону всасывания, теряется энер-
гия, соответствующая расходу перепускаемой жидкости и давле-
нию перекачки. Рассмотренный способ регулирования крайне
неэкономичен.
Регулирование многоступенчатых насосов удалением части
рабочих колес применяется в тех случаях, когда имеется необ-
ходимость использовать насос, создающий напор, значительно
превышающий требуемый по условиям перекачки. Такой слу-
чай, например, может иметь место, когда одним н тем же
центробежным насосом откачивается сырая нефть в летних
и зимних условиях. Летом при сравнительно малой вязкости
сопротивление трубопровода невелико и, следовательно, для
его преодоления необходим сравнительно небольшой напор.
Зимой вследствие значительного повышения вязкости, обусло-
вливающей повышение сопротивления трубопровода, необходим
напор значительно большей величины. Снимая некоторое число
рабочих колес, можно изменить рабочую характеристику насоса
и получить меньший напор, требуемый условиями перекачки.
Этот способ регулирования дает по сравнению с регулиро-
ванием при помощи напорной задвижки значительную эконо-
мию мощности, так как, несмотря на некоторое увеличение
потерь в насосе, к. п. д. насосного агрегата в целом будет зна-
чительно выше вследствие отсутствия потерь на дросселиро-
вание.
Уменьшить подачу и напор насоса со сравнительно неболь-
шой потерей энергии можно, заглушив часть каналов рабочего
колеса. Способ этот, однако, распространения не получил, так
как при все увеличивающемся применении насосов с большим
числом оборотов, заглушая каналы рабочего колеса, можно
нарушить его балансировку.
Регулирование производительности центробежных насосов
195
Следует отметить, что способ регулирования центробежного
насоса снятием части рабочих колес, как и способ регулирова-
ния заглушением каналов рабочего колеса, требует разборки
насоса и его остановки на более или менее продолжительное
время, тогда как все рассмотренные выше способы регулиро-
вания могут осуществляться непосредственно на работающих
насосах.
Регулирование работы центробежного Йасоса изменением
схемы соединения. Центробежные насосы допускают как после-
довательное, так и параллельное соединение.
Н
Фиг. 154. Регулирование работы центробежных насосов измене-
нием схемы их соединения.
Как было показано выше, при последовательном соединении
однотипных насосов развиваемые ими напоры складываются.
При параллельном соединении складываются производитель-
ности. Причем, если, пренебрегая потерями, можно считать,
что при последовательном соединении одинаковых насосов
напор удваивается, то при параллельном соединении одинако-
вых насосов хотя подача возрастает и распределяется поровну
между обоими насосами, она получается меньше, чем сумма
подач тех же насосов, работающих на заданный трубопровод
в отдельности. Пользуясь этим, можно изменить подачу
жидкости в трубопровод путем переключения центробежных
насосов с параллельного соединения на последовательное
и обратно.
13*
196
Центробежные насосы
Такое регулирование можно применять при резких колеба-
ниях сопротивления в напорном трубопроводе, чаще всего обу-
словливаемого изменением вязкости перекачиваемой жидкости
в зависимости от времени года.
Понятно, что для возможности осуществления этого способа
регулирования необходимо, чтобы корпус и сальники одного из
насосов могли выдерживать повышенное давление.
На фиг. 154 графически представлен способ регулирования
подачи при помощи параллельного и последовательного соеди-
нения насосов.
Если открыты всасывающие задвижки ВЗ насосов № 1
и № 2 и открыты их напорные задвижки НЗ, а перепускная
задвижка ПЗ закрыта, то насосы работают параллельно и их
суммарная характеристика Q—Н на графике изобразится кри-
вой 2. Точка А пересечения с характеристикой Т летом опреде-
лит напор и подачу насоса.
При закрытой всасывающей задвижке ВЗ насоса № 1 и за-
крытой напорной задвижке НЗ насоса № 2 жидкость из прием-
ного резервуара будет поступать через всасывающую за-
движку ВЗ в насос № 2, откуда через открытую перепускную
задвижку ПЗ на прием насоса № 1 и затем через напорную
задвижку НЗ насоса № 1 поступает в напорный трубопровод.
Таким образом, будет осуществлено последовательное включе-
ние насосов.
Пересечение суммарной кривой 3 с характеристикой трубо-
провода Т зимой дает нам рабочую точку Ль определяющую
подачу и напор, развиваемые насосами при этих условиях.
В нижней части графика нанесены кривые к. п. д. 4 и 5 для
параллельного и последовательного соединения насосов.
Перпендикуляры, соответственно опущенные из рабочих точек
А и Ai, дадут нам ординаты, определяющие к. п. д. установки
при рассматриваемых режимах.
Регулирование подачи центробежного насоса изменением
числа оборотов. Регулирование подачи центробежных насосов
изменением числа оборотов является одним из выгодных спо-
собов регулирования, так как при этом к. п. д. насоса не ме-
няется.
Регулирование центробежных насосов изменением числа
оборотов нельзя рассматривать изолированно от двигателя,
и выгодность этого метода регулирования становится очевидной
только тогда, когда при нем сохраняется высокий к. п. Д.
не только насоса, но и двигателя.
В самом деле, предположим, что мы осуществили регулиро-
вание подачи изменением числа оборотов центробежного
насоса, приводимого от асинхронного электродвигателя. При
регулировании числа оборотов асинхронного двигателя затрата
электроэнергии не уменьшается, а превращается в реостатах
Регулирование производительности центробежных насосов
7S7
в теплоту. Поэтому естественно, что при насосных агрегатах,
оборудованных асинхронными двигателями, регулирование из-
менением числа оборотов не применяется и асинхронные дви-
гатели принимаются как электродвигатели, не. допускающие
изменения числа оборотов.
В некоторых отраслях промышленности применяется регу-
лирование подачи центробежных насосов, приводимых от асин-
хронного двигателя, изменением числа оборотов. Для этой цели
между электромотором и насосом помещается передаточный
механизм, называемый гидромуфтой.
Вращательно-лопастные гидромуфты допускают плавное
изменение числа оборотов насоса в практически требуемых пре-
делах регулирования его произ-
водительности. При этом двига-
тель работает при постоянном
числе оборотов и, следовательно
может быть выбран наиболее
простого и надежного типа (на-
пример, взрывобезопасный). Гид-
ромуфты надежны в работе, име-
ют достаточно высокий к. п. д.,
при этом передача рабочего мо-
мента насоса происходит весьма
Фиг. 155. Коэфициент полезного
действия гидромуфт.
эластично.
Полный к. п. д. гидромуфт
(фиг. 155) может доходить при
нормальном числе оборотов до 96—98%, снижаясь при одно-
временном снижении нагрузки до 68—70% при числе оборотов
ведомого вала в 25—30%! от нормального и постоянном числе
оборотов двигателя.
Затрачиваемая на гидравлические сопротивления мощность
превращается в тепло, (нагрев масла), что вызывает необходи-
мость при гидромуфте специального холодильника. Необходи-
мость устройства громоздких холодильников является серьез-
ным недостатком гидромуфт. Гидромуфты этого типа в настоя-
щее время нашли применение на больших энергетических уста-
новках. В газо-нефтеперерабатывающей промышленности они
пока не применяются.
В качестве двигателя, допускающего регулировку центро-
бежных насосов^ в нефтяной промышленности применяется па-
ровая турбина как с противодавлением, так и конденсацион-
ного типа. Паровые турбины с противодавлением применяются
на насосных установках мощностью до 350 л. с. При большей
мощности установок турбины с противодавлением применяются
редко, предпочтение отдается конденсационным турбинам.
Картину самого процесса регулирования центробежного
насоса изменением числа оборотов легко видеть из универсаль-
198
Центробежные насосы
ной характеристики, на которую нанесена характеристика тру-
бопровода Т (фиг. 156).
По точкам пересечения характеристики Т с линиями равных
к. п. д. построена кривая г) насоса. Для этой цели на том же
графике по вертикали отложены деления, соответствующие
в некотором масштабе величине т]. Масштаб Q оставлен без
Фиг. 156. Универсальная характеристика центробежного
насоса (к регулированию насоса числом оборотов).
изменения. Кривая к. п. д. ц насоса указывает на небольшое
его понижение при широкой регулировке подачи.
Аналогично кривой г/ построена кривая п, по которой
находится число оборотов насоса, обеспечивающее подачу того
или иного расхода в нагнетательный трубопровод.
При правильном подборе числа оборотов насоса его рабо-
чая точка должна быть около линии максимального к. п. д.
Главнейшие детали центробежных насосов
199
Глава IX
ГЛАВНЕЙШИЕ ДЕТАЛИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
КОРПУС И НАПРАВЛЯЮЩИЙ АППАРАТ
Корпус центробежного насоса может быть изготовлен из
серого чугуна, модифицированного чугуна или из стали. Сталь-
ной корпус центробежного насоса может быть отлит из угле-
родистой или легированной стали. Имеются центробежные
насосы, корпуса которых изготовляют из стальной поковки.
Фиг. 157. Корпус горячего центробежного насоса из обработанной стальной
поковки.
Выбор материала для корпуса насоса всецело определяется
его назначением.
Так, для насосов, перекачивающих нефтепродукты при тем-
пературе до 200° С, корпуса изготовляются из серого или моди-
фицированного чугуна.
Насосы, перекачивающие холодные жидкости при высоких
давлениях (50 ат и выше), конструируются обычно с корпусом
из модифицированного чугуна или из стальной углеродистой
отливки.
Корпуса горячих загрузочных насосов, работающих при тем-
пературе свыше 300° С и развивающих высокое давление,
обычно представляют собой поковку. Одна из таких поковок
изображена на фиг. 157.
Насосы, предназначающиеся для перекачки жидкостей при
средних давлениях и при высокой температуре (свыше 300° С),
200
Центробежные насосы
изготовляют из стального литья, причем если они предназна-
чаются для неактивных в коррозионном отношении жидкостей,
то корпус отливается из обычной углеродистой стали. Если же
насос предназначается для перекачки активных в смысле кор-
розии жидкостей, то в качестве материала для корпуса берется
легированное стальное литье. Точно так же к легированному
литью приходится прибегать в тех случаях, когда насос пред-
Фиг. 158. Общий вид консольного насоса 5НК.
назначается для перекачки жидкости при температурах по-
рядка 400—450° С и выше.
По конструкции корпус может быть улиткообразным. Улит-
кообразный корпус применяется для одноступенчатых насосов.
На фиг. 158 изображен насос 5НК с улиткообразным корпусом.
Марка насоса расшифровывается следующим образом: цифра
пять — диаметр всасывающего патрубка, уменьшенный в 25 раз;
Н—насос и К — консольный. Из чертежа не трудно видеть,
что вал этого насоса представляет собой консоль, вращаю-
щуюся на подшипниках, расположенных вне насоса. Таким об-
разом, создается удобство для подвода всасывающего трубо-
провода к рабочему колесу.
На фиг. 159 представлен разрез консольного насоса, пред-
назначенного для перекачки горячих нефтепродуктов и сжи-
женных газов. На чертеже хорошо видны спиральный корпус
насоса (без направляющего аппарата) 1, рабочее колесо 2,
консольный вал 3, покоящийся на двух шариковых подшипни-
Главнейшие детали центробежных насосов
20Т
ках, и глубокий сальник с фонарем 4 для подвода уплотняю-
щей жидкости. Вода для охлаждения сальника подается в по-
лость 5. Уплотнение между рабочим колесом и корпусом дости-
Фиг. 159. Разрез консольного насоса для перекачки горячих нефтепро-
дуктов и сжиженных газов.
7 —спиральный корпус: 2 —рабочее колесо; 3—вал; 4—сальник с фонарем; 5—охлаж-
дающая полость; 6 — уплотнительные кольца.
гается при помощи уплотнительных колец 6. Уплотнительные
кольца иногда называют кольцами износа.
Фиг. 160. Общий вид насоса .Комсомолец”.
Секционные насосы — это насосы с корпусом, собираемым
из отдельных секций. Примером насосов с секционным корпу-
сом могут служить хорошо известные насосы «Комсомолец»
и АЯП. На фиг. 160 представлен общий вид насоса «Комсомо-
лец», а на фиг. 161 разрез насоса АЯП.
202
Центробежные насосы
Секционная конструкция во многих случаях является весьма
удобной, так как она позволяет изготовлять насосы сериями
одного и того же размера, отличающиеся друг от друга числом
перекачки воды. Обладая
ступеней, и, следовательно, до-
пускает возможность при оди-
наковой производительности
иметь насосы с различными на-
порами.
Однако надо иметь в виду,
что при работе с неполным
числом колес такой насос ис-
пользуется с меньшим к. п. д.
по сравнению с нормально тре-
буемым насосом, так как вал
насоса, рассчитанного для п
ступеней, имеет больший диа-
метр, а следовательно, боль-
ший диаметр колес D2 и свя-
занную с этим потерю мощ-
ности на дисковое трение, про-
порциональную а также
ухудшает кавитационные каче-
ства насоса.
Так, например, насос «Ком-
сомолец» (фиг. 160) при двух
секциях (ступенях) создает на-
пор Н = 50 м, при трех сек-
циях Н = 75 м, четырех сек-
циях Н = 100 м, и т. д. — по
25 м на каждую ступень
до десятиступенчатого насоса
включительно, развивающего
напор 250 м.
Производительность при лю-
бом числе ступеней от двух до
десяти включительно сохра-
няется постоянной.
Корпус секционного типа
применим только для много-
ступенчатых насосов с напра-
вляющим аппаратом.
Насосы с секционным кор-
пусом обычно применяются для
каче-
хорошими эксплуатационными
ствами, они нашли применение также и в качестве насосов для
перекачки холодных нефтепродуктов при температурах до
80—90° С. Наиболее часто их применяют для перекачки сырой
Главнейшие детали центробежных насосов 203
204
Центробежные насосы
нефти и невязких (при температуре перекачки) темных нефте-
продуктов: отбензиненной нефти, подогретого мазута прямой
гонки и т. д.
Специальные центробежные насосы с корпусом секционного
типа для нефтепродуктов и сжиженных газов в настоящее
время не строятся и если встречаются на наших заводах, то
в старых образцах.
Фиг. 163. Секции и рабочие колеса горячего центробежного
насоса.
При перекачке нефтепродуктов необходимо принимать меры
против возможной утечки нефтепродукта через корпус насоса.
Небольшая струя светлого нефтепродукта или сжиженного
газа вследствие пропуска в уплотнении между секциями может
быть причиной отравлений или взрыва. При перекачке горячих
нефтепродуктов такой пропуск может быть причиной пожара.
Часто у хорошо собранных горячих секционных насосов наблю-
даются небольшие пропуски, и насос, как говорят, начинает
«газить», отравляя помещение насосной.
Поэтому секционные насосы для перекачки нефтепродук-
тов имеют корпус в виде цельной чугунной или стальной от-
ливки, в которой помещаются секции направляющего аппарата.
Типичным представлением такого насоса является насос 4НКБ-4
(фиг. 162).
На фиг. 163 изображены секции и рабочие колеса горячего
загрузочного центробежного насоса. При сборке насоса эти
секции помещаются внутри корпуса, изображенного нафиг. 157.
Главнейшие детали центробежных насосов
205
Для перекачки воды и холодных жидкостей наиболее
удобны насосы с горизонтальным разъемом корпуса (фиг. 164).
При горизонтальном разъеме корпуса конструкция насоса пре-
дельно упрощается. Ремонт такого насоса сильно облегчается
благодаря доступности и удобству смены быстро изнашиваю-
щихся частей.
Поэтому, где только имеется возможность, предпочтение
отдают насосам этого типа.
Фиг. 164. Центробежный насос для пере-
качки воды с горизонтальным разъемом кор-
пуса.
К сожалению, предел применения корпусов насосов с гори-
зонтальным разъемом ограничен перекачкой горячих жидко-
стей с температурой до 200° С.
Насосы, предназначенные для перекачки горячих нефтепро-
дуктов с температурой свыше 200° С, должны иметь корпус
с вертикальным разъемом.
В корпус насоса с вертикальным разъемом вставляются сек-
ции направляющего аппарата или вставляется второй, внутрен-
ний, корпус с горизонтальным разъемом. Жидкость, просачи-
вающаяся через неплотности в разъеме внутреннего корпуса,
удерживается полностью наружным корпусом насоса. Конструк-
ция такого горячего насоса будет подробно описана ниже.
206 Центробежные насосы
ВАЛ И РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
Вал центробежного насоса может быть изготовлен из угле-
родистой или легированной стали.
Часто для защиты вала от износа в местах прохождения
вала через сальники надевают защитные гильзы. Для горячих
центробежных насосов защитная гильза по поверхности напла-
вляется стеллитом или сормайтом, что значительно повышает
ее износоустойчивость, а следовательно, обеспечивает надеж-
ную работу сальника.
При необходимости увеличения числа оборотов вал насоса
следует рассчитать не только на прочность, но и на критиче-
ское число оборотов.
Если известна мощность N в л. с. и число оборотов вала п,
то диаметр вала можно определить по следующей формуле:
d = 14,4 |/-£- см (71)
для вала из углеродистой или легированной стали
(717
г Rsn
где Rs— допускаемое напряжение ня кручение.
Проверка на критическое число оборотов вала центробеж-
ного насоса производится по формуле
лкр = 300 о'Рмин, (72)
где пкр — критическое число оборотов;
Р — сила, вызывающая прогиб вала на 1 см;
G — вес вала со всеми деталями и рабочим колесом
насоса.
~ 1
Сосредоточенную силу, приложенную на расстоянии -у- и
вызывающую прогиб вала на 1 см, можно определить по
формуле
/> = 48-^-.
То же для равномерно распределенной нагрузки:
р 384 Е/
5/4
где Е — модуль упругости для стали 2100000 при нормальной
температуре;
J — момент инерции вала в см1;
I —длина вала между опорами в см.
Для надежной работы вала необходимо выдерживать соот-
ношение
1,5 л < лк-.
Главнейшие детали центробежных насосов
207
рабочие колеса центробежных насосов большей частью'
изготовляют из чугуна. Рабочие колеса горячих центробежных
насосов могут быть из стального литья, как углеродистого, так
и легированного, или фрезерованными, изготовляемыми при
помощи сварки из проката. Последние допускают большие
окружные скорости.
Бронзовые рабочие колеса в настоящее время почти не
изготовляются, за исключением случаев перекачки коррозион-
но-активных жидкостей и пожарных насосов.
Для предотвращения коррозии чугунных рабочих колес, пе-
рекачивающих морскую воду, последние можно покрыть баке-
литовым лаком. Указанное мероприятие на опытных насосах
дало положительные результаты.
ОСЕВОЕ ДАВЛЕНИЕ
Рабочее колесо в центробежном насосе вращается в про-
странстве, залитом жидкостью. Через зазор между рабочим ко-
лесом и корпусом насоса или направляющим
жидкость попадает в пространства 1 и 2
разом, в пространствах 1 и 2, если пре-
небречь влиянием утечки через зазор 3,
незначительно снижающей давление в
пространстве 2, установится давление,
равное давлению нагнетания.
Со стороны всасывания рабочее не-
ограниченной
колеса,
всасыва-
аппаратом
(фиг. 165). Таким об-
поверхности,
входного отверстия
под давлением
неравен-
рабочего
лесо по
диаметром
находится
НИЯ.
Таким образом, в результате
ства давлений с двух сторон
колеса возникает осевое давление, на-
правленное в сторону всасывания, и если
при этом не будет принято каких-либо
мер к восприятию этого давления, рабо-
та насоса станет невозможной.
Рг
Фиг. 165. Давление жид-
кости на рабочее колесо
центробежного насоса.
7 и 2 —пространство за ди-
сками рабочего колеса; 3—
уплотнение.
Очевидно, давление на поверхности (О2 - О;) обоих ди-
сков рабочего колеса будет взаимно уравновешено. Неурав-
новешенной останется разность давлений на поверхность
Таким образом, осевое давление
(73)
208
Центробежные насосы
Для многоступенчатых насосов с колесами, работающими
последовательно, осевое давление равно сумме давлений, раз-
виваемых каждым колесом в отдельности.
Обозначим осевое давление через Ра и число колес много-
ступенчатого насоса z, а осевое давление на каждое колесо Р^,
общее осевое давление будет равно:
Ра = 2Р0С.
(74)
УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
Уравновешивание осевого давления в современных центро-
‘бежных насосах производится одним из следующих способов.
1. Расположением отверстий в заднем
диске рабочего колеса недалеко от ступицы.
Такая конструкция изображена на фиг. 166.
Направо аппарат
Фиг. 167. Разгру-
зочная шайба (ги-
дравлическая
пята).
Фиг. 166. Разгрузка осевого давле-
ния при помощи отверстий в зад-
нем диске рабочего колеса.
.7— пространство с давлением нагнетания;
2 — пространство у нижней части заднего
диска рабочего колеса; 3—пространство
всасывания; 4—уплотнение; 5—уплотнение.
При наличии отверстий / в заднем диске рабочего колеса
.давление в пространствах 2 и 3 выравнивается. Кольцевое
уплотнение 4 между рабочим колесом и корпусом насоса слу-
жит для того, чтобы не допускать повышения давления в про-
странстве 3, т. е. для уменьшения утечки.
Остающаяся неуравновешенная часть осевого давления
обычно воспринимается упорным подшипником.
Уравновешивание осевого давления при помощи отверстий
у ступицы рабочего колеса применяется для насосов, развиваю-
щих сравнительно небольшие напоры.
Главнейшие детали центробежных насосов
209
2. Установкой разгрузочной шайбы или
гидравлической пяты (фиг. 167). При работе центро-
бежного насоса жидкость, нагнетаемая через щель 1, прони-
кает в пространство 2 и давит в сторону, обратную по напра-
влению, развиваемому насосом осевого давления, на шайбу,
закрепленную неподвижно на валу насоса 3. Просачивающаяся
• через зазоры жидкость, проходя через пространство 4, вытекает
через отверстие 5 в атмосферу или возвращается во всасываю-
щий трубопровод.
Фиг. 168. Продольный ^разрез насоса с рабочим колесом двойного входа.
Па фиг. 167 представлена гидравлическая пята, расположен-
ная со стороны напорного подшипника насоса. Поверхности
и 7 сменные; уплотняющие кольца изготовляют из различных
материалов. Обычно одна деталь представляет собой каленую
(или цементированную) стальную шайбу, а другая заливается
композицией из мягкого металла или изготовляется из бронзы.
Гидравлическая пята обладает способностью саморегулиро-
вания. Действительно, если осевое давление уменьшится, диск
слегка передвинется вправо, вследствие этого щель по окруж-
ности диска увеличится, жидкость будет в большом количестве
протекать через зазор и давление на диск с левой стороны
также уменьшится.
Наиболее трудно в эксплуатационных условиях установить
требуемый зазор между поверхностями 6 и 7 у гидравлической
пяты, который может меняться в небольших пределах и изме-
ряется десятыми долями миллиметра. Однако, если гидравли-
14 ц. с. Гуревич
210
Центробежные насосы
ческая пята сконструирована и собрана правильно, она рабо-
тает вполне надежно.
3. Применением рабочих колес с двойным
подводом жидкости. В этом случае теоретически не
требуется разгрузки осевых усилий. Однако на практике вслед-
ствие неточности в отливках и механической обработке осевое
давление имеет место. В этих случаях довольствуются установ-
кой шарикового упорного подшипника, рассчитанного на вос-
приятие остаточной осевой нагрузки (фиг. 168).
4. Для горячих многоступенчатых насосов волютного типа
разгрузка осевого давления достигается тем, что направление
входа жидкости на рабочие колеса делается с разных сторон.
В этом случае также не достигается полной разгрузки вала
насоса от осевых усилий и для восприятия остаточного осевого
давления приходится предусматривать упорные подшипники.
САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Сальник и сальниковые набивки были достаточно подробно
рассмотрены в разделе, посвященном сальникам поршневых
насосов. Здесь остановимся на особенностях сальниковых уплот-
нений центробежных насосов и на
уплотнениях, применяемых только для
центробежных насосов.
Насос, изображенный на фиг. 168,
имеет сальник с фонарем. Такой тип
сальникового уплотнения наиболее
часто встречается у водяных насосов
с двойным всасыванием. Подаваемая
в сальники вода служит гидравличе-
ским затвором против засасывания
воздуха, ухудшающего условия рабо-
ты насоса.
Гидравлическое уплотне-
ние сальников насосов,
предназначенных для неф-
идких газов. Сальник с полым
Фиг. 169. Сальник центро-
бежного насоса с гидра-
влическим уплотнением.
7—фонарь; 2—отверстие, под-
водящее уплотнительную жид-
кость; 3—отверстие, отводящее
уплотнительную жидкость.
тепродуктов и ж
кольцом и с фонарем широко применяется для создания гидра-
влического уплотнения насосов, перекачивающих нефтепро-
дукты, сжиженные газы, или реагенты, когда нельзя допустить
выхода перекачиваемого нефтепродукта в помещение насосной.
В этом случае в сальниковой коробке высверливаются два
отверстия, как это показано на фиг. 169. Через одно из этих
отверстий уплотняющая жидкость подается к сальнику, а через
другое отводится. Обычно уплотняющую жидкость подают
к сальнику с давлением на 1—2 ат больше, чем давление
у сальника насоса. В этом случае при наличии неплотностей
в сальниковом уплотнении уплотняющая жидкость будет проса-
Главнейшие детали центробежных насосов
211
чиваться внутрь насоса и утечки перекачиваемой жидкости
в помещение насосной не будет.
Для подачи уплотняющей жидкости к сальникам насоса
необходима установка вспомогательного насоса.
В качестве уплотняющей жидкости при перекачке темных
нефтепродуктов и масел применяют нейтральные нефтяные
масла, например соляр.
Расход уплотняющей жидкости на один сальник приблизи-
тельно равен 1 л/мин.
Диаметр трубопроводов для подвода охлаждающей жидко-
сти колеблется в пределах от 6 до 13 мм. Например, для уста-
новки, обслуживающей только два сальника, достаточен трубо-
провод диаметром 6 мм-, при 4—6 сальниках — 10 мм и при
6—8 сальниках — 13 мм.
Для горячих центробежных насосов, как и для поршневых,
применяют охлаждаемые сальники. Центробежный насос с
охлаждаемыми водой сальниками приведен на фиг. 159.
ТОРЦЕВОЕ УПЛОТНЕНИЕ
В заключение приведем описание торцевого уплотнения,
применяемого для уплотнения вращающихся валов и являюще-
гося одним из наиболее совершенных типов сальникового уплот-
нения.
Торцевое уплотнение (фиг. 170) состоит из неподвижного
и вращающегося комплектов.
Вращающийся комплект имеет три элемента: первый эле-
мент — затворное кольцо 6, резиновое уплотнение вала 5 и
шпонку 4\ второй элемент — нажимное кольцо 3, которое сжи-
мает резиновую набивку 5; третий элемент — воротник 2, при-
соединяемый при помощи стопорных винтов 1 к валу насоса.
Пружины 10, надетые на шпильки, располагаемые между во-
ротником и нажимным кольцом, служат для создания давления
на трущиеся поверхности компенсации износа.
Неподвижный комплект состоит из сальниковой крышки 8,
крышки вкладыша 7 и прокладки 9.
При работе насоса вращается комплект, связанный с валом
при помощи стопорных винтов 1 и шпонки 4, причем торец
затворного кольца 6 будет тереться о торец крышки вкла-
дыша 7, сила трения будет пропорциональна нормальному к по-
верхностям трения давлению, создаваемому пружинами 10.
Приработавшиеся торцевые поверхности при надежной
смазке создают вполне герметическое уплотнение.
Торцевые уплотнения могут быть наружными и внутрен-
ними, а также одинарными и двойными. Внутренние (фиг. 170)
находятся внутри сальниковой коробки насоса, а внешние —
вне сальниковой коробки (фиг. 171).
14*
212
Центробежные насосы
1 2 3 н 56 78
10 Q
8
Фиг. 170. Одинарное внутреннее торцевое уплотнение.
7—стопорные винты; 2—воротник; 3—нажимное кольцо;
4—шпонка; 5—резиновое уплотнение; 6 — затворное
кольцо; 7—крышка-вкладыш; 8— крышка сальника;
9—прокладка; 10—пружины.
Фиг. 171. Одинарное наружное торцевое уплотнение.
1 — крышка-вкладыш; 2—крышка сальника: 3—затворное коль-
цо; 4—нажимное кольца; 5—воротник; б—стопорные винты;
7— шпонка;5 — резиновое уплотнение:9 — смазочное отверстие.
Главнейшие детали центробежных насосов
213
Двойное наружное торцевое уплотнение представлено на
фиг. 172.
Одинарные торцевые уплотнения применяются для работы
при давлении до 6 ати и вращении вала диаметром более
50 мм со скоростью, не превышающей 1500 об/мин, и для ра-
боты при давлении до 3 ати при диаметре вала менее 50 мм.
Фиг. 172. Двойное наружное торцевое уплотнение.
7 —прокладка; 2—сальниковая втулка; 3—крышка сальника; 4—
гильза; 5—уплотняющий воротник; 6 — нажимное кольцо; 7—
уплотняющее кольцо; 8—корпус сальника; 9—набивка; 10—уплот-
няющая пружина со шпилькой; 11 — проходная втулка.
Одинарные торцевые уплотнения в зависимости от рода
перекачиваемой жидкости могут применяться со смазкой под
давлением или без смазки, если перекачиваемая жидкость об-
ладает смазывающей способностью.
Двойные торцевые уплотнения применяются при высоких
давлениях и температурах. Для них требуется обязательная
подача смазки под давлением.
214
Центробежные насосы
Глава X
ОТЛИЧИТЕЛЬНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ, ПРИМЕНЯЕМЫХ
В НЕФТЕГАЗОПЕРЕРАБАТЫВАЮЩЕЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
В нефтяной промышленности применяют центробежные на-
сосы для перекачки различных жидкостей: горячих и холодных
нефтепродуктов, сжиженных газов, и реагентов.
В ряде случаев для этой цели применяют обычные насосы,
предназначенные для воды, с небольшими изменениями в кон-
струкции или же специально сконструированные насосы. Однако
имеется много случаев, когда даже при значительном уменьше-
нии к. п. д. использовать обычный центробежный насос для
данного случая не представляется возможным, тогда остается
единственный выход — применять специальные насосы.
Разберем основные требования, которые вносят отличитель-
ные особенности в конструкцию насосов, предназначенных для
перекачки нефтепродуктов и сжиженных газов.
Прежде всего остановимся на вязкости. Вязкость нефте-
продуктов в значительной степени влияет на к. п. д. центробеж-
ного насоса и предъявляет специальные требования к конструк-
ции рабочего колеса. При значительной вязкости перекачка
нефтепродуктов центробежными насосами мало эффективна,
и тогда перекачку приходится осуществлять при помощи плун-
жерных или поршневых насосов.
Вязкость нефтепродуктов, как известно, зависит от темпе-
ратуры и при повышении температуры резко падает.
Жидкости с большой вязкостью, которые приходится пере-
качивать при переработке нефти и при получении искусствен-
ного жидкого топлива, могут быть разделены на две подгруппы.
К первой подгруппе относятся жидкости, вязкость которых
при сравнительно невысоком подогреве становится близкой
к единице, как, например, сырая нефть, масла, топочный мазут,
газойль и т. д.
Ко второй подруппе относятся нефтепродукты, находящиеся
при нормальной температуре в твердом виде или вязкость кото-
рых имеет значительную величину, например асфальты, рубракс,
гудрон, некоторые сорта мазутов и т. д.
Очевидно, первую подгруппу вязких жидкостей можно пере-
качивать без предварительного подогрева или с небольшим по-
догревом, а вторую подгруппу нефтепродуктов следует транс-
портировать в твердом виде или подогретой настолько, чтобы
их вязкость не препятствовала перекачке по трубопроводам.
Поэтому естественно, что наибольший интерес представляют
насосы для перекачки холодных вязких жидкостей, к которым
относится большинство темных нефтепродуктов и сырая нефть.
Отличительные особенности центробежных насосов
215
Итак, первая большая группа — это центробежные насосы,
предназначенные для перекачки холодных вязких жидкостей.
Ко второй группе относятся насосы, предназначенные для
сжиженных газов и светлых нефтепродуктов. Вязкость перека-
чиваемой жидкости в рассматриваемом случае Hei играет суще-
ственной роли, так как вязкость последних практически меньше
единицы.
Насосы, предназначенные для легко испаряющихся жидко-
стей, должны иметь хорошую герметичность и облегченные
условия всасывания.
К третьей группе относятся так называемые «горячие» на-
сосы, предназначенные для перекачки горячих нефтепродуктов;
при этом часто перекачиваемый нефтепродукт может нахо-
диться в состоянии равновесия с парами.
К четвертой группе относятся насосы для перекачки раз-
личных жидкостей, включая реагенты, вызывающих коррозию
рабочих органов насоса. Обычно такие насосы работают при
сравнительно низких температурах, и особенности их конструк-
ции зависят главным образом от свойств антикоррозионного
сплава, из которого изготовлен насос, и устройства уплотнений.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ ПЕРЕКАЧКИ ВЯЗКИХ
ЖИДКОСТЕЙ
В настоящее время почти нет насосов, специально скон-
струированных для перекачки вязких жидкостей; конструирова-
ние насосов для этой цели еще не вышло из области экспери-
мента.
Основная масса вязких продуктов по этой причине сейчас
перекачивается насосами общего назначения.
При повышении вязкости перекачиваемой жидкости, обус-
ловливающей увеличение потерь на трение в проточных кана-
лах насоса, напор и производительность насоса снижаются.
Мощность же, необходимая для привода насоса, вследствие
снижения к. п. д. увеличивается.
При закрытой задвижке, когда подача насоса равна нулю,
поток жидкости через насос прекращается, а поэтому влияние
вязкости не сказывается на величине начального напора.
Потеря мощности при перекачке вязких жидкостей вызы-
вается главным образом возрастанием дисковых потерь; вслед-
ствие этого кривые мощности, соответствующие перекачке вяз-
кой жидкости, располагаются параллельно и выше кривой
мощности для работы насоса на воде.
При перекачке вязких жидкостей следует отдавать пред-
почтение насосам без направляющего аппарата (волютного
типа). В результате влияния вязкости потери в направляющем
аппарате возрастают быстрее, чем в насосах волютного типа.
216
Центробежные насосы
Дисковые потери связаны с размерами диска. Диск наимень-
шего наружного диаметра может быть запроектирован для на-
соса, предназначенного для работы при заданной характери-
стике, при условии увеличения коэфициента быстроходности.
Следовательно, с точки зрения уменьшения дисковых потерь
при перекачке вязких жидкостей желательно! использовать на-
сосы более высокого коэфициента быстроходности (ns).
Трение жидкости, протекающей по каналам рабочего колеса,
уменьшается с уменьшением числа лопаток и с увеличением
выходного угла вследствие расширения каналов между лопат-
ками в сторону выхода.
При перекачке вязких жидкостей целесообразно применять
насосы, имеющие круто падающую характеристику без «горба».
Насосы, имеющие: пологую характеристику, при колебаниях
вязкости не обеспечивают устойчивую работу; при круто падаю-
щей характеристике с повышением вязкости подача умень-
шается, но в связи с увеличением напора преодолевается воз-
росшее в результате повышения вязкости сопротивление. При
перекачке вязких жидкостей следует рекомендовать центробеж-
ный насос, имеющий характеристику с крутизной в 20—30%
и выше.
Проблеме конструирования центробежных насосов для пере-
качки вязких жидкостей посвящено немало трудов отечествен-
ных специалистов. У нас над этой проблемой работают проф.
Суханов Д. Я. и заслуж. деятель науки проф. Есьман И. Г.
Все приведенные выше соображения относятся к случаю»
когда движение жидкости в насосе остается турбулентным.
При перекачке вязких жидкостей число Re сильно падает и
может понизиться настолько, что режим движения вместо тур-
булентного станет ламинарным. Чаще всего такие случаи могут
наблюдаться при работе насосов с низким коэфициентом
быстроходности. При применении насосов с высоким коэфи-
циентом быстроходности возможность ламинарного режима
мало вероятна.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ ГАЗОВ
И ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Рассмотрим следующие насосы:
1) группу насосов для перекачки сжиженных газов и свет-
лых нефтепродуктов;
2) группу «горячих» насосов;
3) группу насосов для перекачки реагентов.
Все эти насосы сгруппированы в нормальный нефтя-
ной ряд центробежных насосов для нефтепере-
рабатывающей промышленности, разработанной Гипронефте-
машем. Нормальный ряд прежде всего должен удовлетворять
Отличительные особенности центробежных насосов
217
всю потребность нефтеперерабатывающих заводов по произво-
дительности и напорам, поэтому при его составлении была
учтена вся потребность нефтяной промышленности в насосах.
Применение направляющего' аппарата, как известно, значи-
тельно улучшает работу насоса при расчетном режиме и повы-
шает к. п. д. Это особенно сказывается у многоступенчатых
насосов.
При отклонениях от нормального режима направляющий
аппарат, наоборот, сильно снижает к. п. д., что особенно не-
удобно для всех технологических насосов, требующих регули-
ровки в широких пределах.
Волютные насосы быстроходного типа, или насосы без на-
правляющего аппарата, обладают также высоким к. п. д. и по
сравнению с насосами с направляющим аппаратом имеют ряд
преимуществ.
Быстроходные волютные насосы при регулировании изме-
няют к. п. д. не так сильно, как насосы с направляющим ап-
паратом.
Насосы без направляющего аппарата допускают в широких
пределах обточку рабочего колеса, что позволяет в одном на-
сосе иметь несколько отличных друг от друга характеристик.
Уравновешивание осевого давления у секционных насосов
производится при помощи гидравлической пяты; такое уравно-
вешивание для горячих нефтепродуктов не всегда приемлемо,
так как в нем могут быть неполадки, вызываемые отложением
кокса.
Осевое уравновешивание волютных насосов производится
подводом жидкости с противоположных сторон к попарно рас-
положенным рабочим колесам по принципу симметрии, что дает
возможность отказаться от применения гидравлической пяты.
Секционные насосы сложны и неудобны при сборке и раз-
борке, так как рабочие колеса, вал и секция корпуса и напра-
вляющие аппараты должны быть собраны в одно целое. Раз-
борка такой сложной части насоса как одного целого узла
создает возможность деформации вала, особенно учитывая
плотную посадку рабочих колес и наличие коксования у горя-
чих насосов.
В насос волютного типа при горизонтальном разъеме кор-
пуса ротор после балансировки легко устанавливается на месте
в нижней половине корпуса, и, наконец, механическая обра-
ботка насосов волютного типа проще и менее трудоемка по
сравнению с механической обработкой, требуемой для секцион-
ных насосов.
Расточка всех поверхностей у волютного насоса может быть
произведена борштангой за одну установку. Этим гаранти-
руется концентричность посадочных и центрирующих поверхно-
стей и обеспечиваются необходимые радиальные зазоры.
218
Центробежные насосы
В насосах секционного типа достижение правильной уста-
новки всех секций представляет собой грудную задачу как при
изготовлении, так и при эксплуатации насоса.
Используя указанные выше преимущества насосов со спи-
ральными камерами, потребность нефтеперерабатывающих за-
водов можно удовлетворить минимальным количеством типо-
размеров.
Из изложенного выше видно, почему в качестве насоса для
нормального нефтяного ряда был выбран насос волютного
типа.
Нормальный нефтяной ряд (см. фиг. 173) нанесен на лога-
рифмической сетке.
Фиг. 173. Нормальный ряд центробежных насосов для нефте-газоперераба-
тывающей промышленности.
Первая цифра—диаметр всасывающего патрубка в мм, уменьшенный в 25 раз (округ-
ленный); Н—нефтяной; Г—горячий; Д — первое рабочее колесо двустороннего входа
жидкости; В — вертикальный; К—консольный. Вторая цифра—коэфициент быстроход-
ности, уменьшенный в 10 раз и округленный. Третья цифра—число ступеней (колес):
К—кислотный; С—для сжиженных нефтяных газов. Маркировка насосов: 6Н-6х4—
диаметр всасывающего патрубка Ду — 150 мм, нефтяной (температура до 200°С), коэ-
фициент быстроходности 60, число ступеней 4; 6НГ-6х4—диаметр всасывающего
патрубка Д = 150 мм, нефтяной, горячий (температура от 200 Д£> 400°С); коэфициент
быстроходности 60, число ступеней 4; 6Н-6х4С—диаметр всасывающего патрубка
д = 150 мм, нефтяной, коэфициент быстроходности 60, число ступеней 4, для сжи-
женных нефтяных газов 6HK-6XIK —диаметр всасывающего патрубка Ду = 15® мм’
нефтяной, консольный, коэфициент быстроходности 60, число ступеней 1; кислотный
8НГД-9хЗ— диаметр всасывающего патрубка Д^=200 мм, нефтяной, горячий,
первое рабочее колесо двустороннего входа жидкости; коэфициент быстроходности
90, число ступеней 3; 21/зНВ-5х14—диаметр всасывающего патрубка Д =70 мм,
нефтяной, вертикальный; коэфициент быстроходности 50, число ступеней 14.
Поля очерченные сплошными линиями, соответствуют 3000 об {мин; поля, очерченные
пунктиром —1500 об’мин.
Отличительные особенности центробежных насосов
219
парал-
Если внимательно рассмотреть деления на горизонтальной
оси сетки нормального ряда, то они окажутся на неравных рас-
стояниях, причем расстояния между этими делениями пропор-
циональны делениям логарифмической линейки.
Вертикальный масштаб принят линейный и по нему отло-
жен создаваемый насосами напор.
Итак, нормальный ряд насосов с минимальным количеством
типо-размеров рационально покрывает всю площадь по произ-
водительности и давлению, определяемую потребностью нефте-
перерабатывающих заводов.
Разберем, что представляет собой поле, покрываемое одним
насосом. Это поле ограничено двумя
дельными друг другу, кривыми и
двумя наклонными к вертикали ;
прямыми.
Горизонтальная кривая пред-
ставляет собой часть рабочей ха- г
рактеристики насоса при постоян-
ном числе оборотов насоса в
3000 об/мин. На этой части характе-
ристики гарантируется устойчивая -
работа насоса.
Так, если (фиг. 174) кривая 1—1' Фиг. 174. Характеристика насо-
представляет собой рабочую харак- са, нанесенная на сетку нор-
теристику насоса при 3000 об/мин, мального ряда, и = 3000 об/лин.
то часть ее, лежащая между точ-
ками 3 и 4, соответствующая гарантийной устойчивой работе
насоса, нанесена на сетку нормального ряда.
Эта верхняя характеристика насоса отвечает рабочему ко-
лесу с номинальным диаметром. При обточке колеса напор,
создаваемый насосом, будет падать и характеристика будет
сдвигаться вниз.
Нижняя кривая 3'—4' на характеристике 2—2', ограничи-
вающая поле насоса, соответствует рабочему колесу с мини-
мальным рекомендуемым диаметром, при котором к. п. д. прак-
тически уменьшается незначительно.
Следовательно, поле, покрываемое насосом, ограничивается
его рабочими характеристиками при заданном числе оборотов
в зависимости от диаметра (обточки) рабочего колеса. Наклон-
ные прямые соединяют точки, соответствующие пределам гаран-
тийной устойчивой работы.
Таким образом, путем обточки рабочего колеса можно обес-
печить широкий диапазон производительности и напора, созда-
ваемый одним насосом в пределах его поля Q — Н.
Насосы нормального нефтяного ряда могут работать при
различном числе оборотов. Наибольший интерес представляют
собой рабочие характеристики при 3000 об/мин, которые были
4
' 9/пал
220
Центробежные насосы
рассмотрены выше, и рабочие характеристики при 1500 об/мин.,
соответствующие числам оборотов стандартных электродвигате-
лей переменного тока.
Из особенностей насосов нормального ряда остановимся на
следующих.
С целью улучшения всасывающей способности насоса диа-
метр отверстия De рабочего колеса первой ступени (для насо-
сов, перекачивающих горячие нефтепродукты и сжиженные
газы) увеличен по сравнению с диаметром всасывающего отвер-
стия рабочего колеса у насосов для воды и был определен по
формуле
где К — коэфициент, принимаемый от 4,5 до 5,5;
De—диаметр входного отверстия в рабочем колесе;
DB — диаметр вала в месте входа жидкости в рабочее
колесо в м-,
Q — производительность в м3[сек (для рабочего колеса
Q \
с двусторонним входом жидкости ;
п — Число оборотов в минуту.
С этой же целью у насосов большой производительности
первое рабочее колесо принято с двусторонним входом
жидкости.
Конструкция корпуса насоса была принята в зависимости
от двух основных факторов: температуры и давления.
При температуре выше 200° С температурные расширения
деталей насоса и сопряженных с ним трубопроводов создают
условия, при которых обеспечить герметичность соединения
корпуса с горизонтальным разъемом затруднительно.
Поэтому у насосов, предназначаемых для работы при тем-
пературе выше 200° С, принята конструкция с вертикальным
фланцевым разъемом корпуса, с алюминиевыми и асбо-алюми-
ниевыми прокладками или же с прокладками из мягкого мало-
углеродистого железа или отожженной легированной стали.
Для центробежных насосов, работающих в условиях высо-
ких давлений и температур, трудно получить стальные отливки
сложной конфигурации требуемой плотности. Ввиду этого для
насосов нормального ряда, предназначенных для указанной
цели, принята конструкция с двойным корпусом: литой внутрен-
ний корпус с проточными каналами, с разъемом по горизон-
тальной плоскости и наружный цилиндрический кованый корпус
с фланцевым разъемом в вертикальной плоскости.
Отличительные особенности центробежных насосов
221
Все насосы для перекачки холодных жидкостей с удельным
весом не меньше 0,65 изготовляют из чугуна с одним корпусом,
с горизонтальным разъемом вдоль оси насоса, со специальными
сальниками, уплотняющими кольцами и защитными втулками
вала из цементированной стали или же термически обработан-
ной высокохромистой легированной стали.
Для насосов, предназначенных для перекачки реагентов
(в основном кислот и щелочей), применена та же конструкция,
что и для насосов, перекачивающих холодные нефтепродукты.
Основное отличие насосов, сконструированных для перекачки
реагентов, — это замена материалов и иная компоновка саль-
ников.
Для кислотных насосов с целью уменьшения влияния корро-
зии И Эрозии ЧИСЛО оборотов В минуту Принято! 1450.
Коэфициент быстроходности насосов нормального ряда при-
нят ns = 60 ~ 90 для двух рядов большей производительности
и щ = 50 для насосов меньшей производительности.
Большое значение при перекачке горячих нефтепродуктов
имеет величина допустимой высоты всасывания (подпора), ко-
торая в данном случае является отрицательной.
Определение высоты всасывания (подпора) для насосов
нормального ряда производилось по формуле ВИГМ и для слу-
чая перекачки горячих нефтепродуктов и сжиженных газов, не
имеющих избыточного давления сверх упругости паров, значе-
ния ее приведены в табл. 11.
При наличии избыточного давления в сосуде сверх упруго-
сти паров величина этого: давления вычитается и подпор соот-
ветственно уменьшается; однако для горячих жидкостей и сжи-
женных газов подпор должен быть не менее 1,5—2 м.
В случае, если требуемая величина подпора Hs не может
быть подобрана по табл. 11, необходимо снизить число оборо-
тов насоса, что при паротурбинном приводе не представляет
затруднений, а при электродвигателе для уменьшения величины
подпора число оборотов вместо 2950 может быть принято 1475.
Приведем описание Нескольких наиболее типичных насосов
нормального ряда.
Насос 8НГД-6Х1 (фиг. 175) по конструкции является
горизонтальным одноступенчатым центробежным насосом с ра-
бочим колесом двустороннего входа и предназначен для работы
на горячих сернистых нефтепродуктах. Рабочее колесо с дву-
сторонним входом принято вследствие сравнительно большой
производительности и высокого числа оборотов. Это дает воз-
можность уменьшить расстояние между нижним уровнем
жидкости и горизонтальной осью насоса, т. е. значительно
улучшить условия всасывания.
Для уменьшения температурных влияний на вал опоры, на
которые опирается корпус, расположены в одной горизонталь-
222
Центробежные насосы
Таблица 11
Марка насоса Q, м3/час П, об/мин Hs, м ст. жидкости (подпор)
5 2950 1,05
10 2950 1,65
20 2950 3,67
4НГ 30 2950 3,50
5НГ 40 2950 4,10
50 2950 4,90
60 2950 5,50
70 2950 6,10
60 2950 •3,7
70 2950 4,1
6НГ 80 2950 4,5
100 2950 5,3
120 2950 5,9
100 2950 3,3
120 2950 3,7
140 2950 4,1
8НГД 160 2950 4,5
180 2950 5,0
200 2950 5,3
240 2950 5,9
ной плоскости, проходящей через ось насоса, и крепятся
к стойкам фундаментной плиты, которые охлаждаются водой.
Кроме того, корпус насоса входит в специальные пазы фунда-
ментной плиты, чем обеспечивается расширение корпуса вдоль
оси насоса.
Сальники насоса с внешней стороны охлаждаются водой,
а также имеют «фонарь», к которому подводится циркулирую-
щее холодное масло. Масло охлаждает и смазывает вал и на-
бивку и одновременно является гидравлическим затвором для
горячих нефтепродуктов.
Вода также подается во втулку сальника и отводится затем
из насоса, — это является дополнительным препятствием про-
тив выхода горячих нефтепродуктов и их паров.
Материалы для изготовления деталей выбраны с учетом ра-
боты насоса на горячих сернистых нефтепродуктах.
Вал в местах прохождения через набивку сальника и грунд-
буксы защищен съемной гильзой, на которой наплавлен твер-
дый сплав (стеллит или сормайт).
Уплотняющие кольца рабочего колеса также наплавлены
твердым сплавом.
Отличительные особенности центробежных насосов
223
Между торцами втулки рабочего колеса и гильзами вала
устанавливают алюминиевые прокладки толщиной 0,5 мм, ко-
торые предохраняют от проникания горячих нефтепродуктов
вдоль вала. Вал рассчитан на работу ниже первой критической
скорости.
Шарикоподшипники смазываются при помощи кольцевой
смазки; масло, пройдя через шарикоподшипники, возвращается
обратно в резервуар, который охлаждается водой.
Фиг. 175. Центробежный насос нормального ряда 8НГД-6Х1.
Насос 5НГК-5Х1 (фиг. 176) является горизонтальным
одноступенчатым центробежным насосом консольного типа,
предназначенным для работы на горячих сернистых нефтепро-
дуктах.
При конструировании насоса 5НГК-5Х1 была предусмот-
рена взаимозаменяемость максимального числа деталей с двумя
другими насосами консольного типа согласно нормальному
ряду, а именно: 6НГК-6 X 1 и 4НГК-5 X 1 •
Для обеспечения свободного расширения вала при высоких
температурах в конструкции предусмотрены необходимые
зазоры.
Для поддержания постоянных величин зазоров в корпусе,,
крышке корпуса, а также на рабочем колесе установлены
сменные уплотняющие кольца, которые по мере износа заме-
няются новыми.
Уплотнение вала в месте выхода его из корпуса осуще-
ствлено при помощи глубокого сальника с достаточным коли-
'24
Центробежные насосы
чеством колец набивки. Подтягивание сальниковой набивки
при ослаблении последней производится при помощи втулки
сальника.
Для охлаждения сальника в крышке корпуса предусмотрена
рубашка, охлаждаемая водой.
Вал насоса предохраняется от износа (в местах сальнико-
вой набивки) защитными гильзами, на которые наплавлен
твердый сплав.
Фиг. 176. Центробежный насос нормального ряда 5НГК-5Х1.
7 —насос 5НГК-5х1; 2—паровая турбина; 3—муфта сцепления зубчатого типа;
4— фундаментная плита; 5—стойка фундаментной плиты.
Действие осевых сил на ротор насоса, возникающее вслед-
ствие одностороннего подвода жидкости к рабочему колесу,
частично уравновешено наличием отверстий в заднем диске
рабочего колеса.
Для восприятия остаточного осевого давления на ротор
установлены радиально-упорные шарикоподшипники.
Вал насоса рассчитан на работу ниже первой критической
скорости с необходимым запасом на нарушение балансировки
ротора в период работы (из-за коксования и коррозии).
Приводом к насосу может служить паровая турбина или
электродвигатель. Агрегат монтируется на общей чугунной
фундаментной плите.
Для устранения дополнительных нагрузок на шпильки опор-
ных лап и шпильки фланцевого соединения корпуса от соб-
ственного веса насоса, а также для лучшей устойчивости по-
Отличительные особенности центробежных насосов
225
следнего предусмотрена дополнительная стойка, которая соеди-
няет консоль насоса с фундаментной плитой.
Для удобства демонтажа между зубчатыми полумуфтами
установлен удлинитель муфты. Это дает возможность, сняв
удлинитель, произвести демонтаж консоли с ротором и крыш-
кой насоса одним узлом без снятия с фундаментной плиты дви-
гателя и отсоединения трубопроводов от насоса.
Особым преимуществом конструкции консольных насосов
является то, что насос данного типа имеет только один саль-
ник, к тому же находящийся под давлением всасывания.
Фиг. 177. Насос нормального ряда6НГ-7х2.
7 — насос 6НГ-7х2; 2 —паровая турбина; 3—муфта сцепления зубчатого типа;
4 —фундаментная плита; 5—стойка фундаментной плиты.
Насосы 5НГ-5Х2 и 6НГ-7Х2 (фиг. 177) являются гори-
зонтальными двухступенчатыми центробежными насосами нор-
мального ряда и предназначены для работы на горячих серни-
стых нефтепродуктах.
Для обеспечения Необходимой плотности соединения при
высоких температурах корпус насоса имеет фланцевый разъем
в вертикальной плоскости.
Рабочие колеса 1-й и 2-й ступеней насоса в основном урав-
новешены в аксиальном направлении.
Нагнетательные спирали 1-й и 2-й ступеней, могущие иметь
диференциальное давление до 9 кг/см2, разделены промежуточ-
ной диафрагмой, положение которой фиксируется двумя уста-
новочными болтами, а указанная разность давлений между
ступенями обеспечивает диафрагме плотное прилегание в кор-
пусе насоса без дополнительного крепления.
Всасывающий и нагнетательный патрубки расположены
вертикально, что дает возможность парам, которые могут обра-
зоваться, свободно выходить из насоса.
15 к. с. Гуревич
226
Центробежные насосы
Для уменьшения температурных влияний на вал опорные
лапы корпуса располагаются в горизонтальной плоскости, про-
ходящей вдоль оси насоса.
Опоры корпуса насоса крепятся к стойкам фундаментной
плиты, устройство которых предусматривает возможность охла-
ждения водой.
Сальник охлаждается водой; кроме того, в фонарь сальника
подается холодное циркулирующее масло.
Фиг. 178. Насос нормального ряда 5Н-5х4.
Для разгрузки сальника рабочего колеса 2-й ступени пре-
дусмотрена специальная грундбукса с фонарем, от которой
нефтепродукт отводится во всасывающий патрубок. Для допол-
нительной преграды выходу горячих нефтепродуктов и паров
через сальник устроена водяная завеса при помощи впуска
воды во втулку сальника.
Вал в местах прохождения через набивку сальника защи-
щается гильзой, на которую наплавлен слой твердого сплава.
Внешняя поверхность уплотняющих колец рабочих колес также
имеет наплавленный слой твердого сплава.
Шарикоподшипники смазывают при помощи кольцевой
смазки. Масло, пройдя шарикоподшипники, возвращается в ре-
зервуар, который охлаждается водой.
Для присоединения вала двигателя к валу насоса приме-
нена муфта зубчатого типа.
Двигателем для насоса может служить паровая турбина
или электродвигатель взрывобезопасного типа.
Отличительные особенности центробежных насосов
227
Насос 5Н-5Х4 (фиг. 178) является горизонтальным че-
тырехступенчатым центробежным насосом с разъемом корпуса
вдоль оси насоса.
Благодаря горизонтальному разъему и расположению
в нижней половине корпуса насоса всасывающего и нагнета-
тельного патрубков осмотр внутренней проточной части насоса
легко доступен, что является большим преимуществом насоса
в условиях эксплуатации. Для осмотра внутренней части насоса
достаточно снять одну верхнюю половину корпуса.
Фиг. 179. Универсальная характеристика центробежного насоса
5Н-5 X 4 при работе на воде с п = 2950 об!мин. Мощность
при у=1. Сплошными линиями показана рекомендуемая зона
работы насоса; пунктиром—не рекомендуемая.
Рабочие колеса ротора в основном уравновешены в аксиаль-
ном направлении; это достигнуто попарно симметричным распо-.
ложением рабочих колес и подводом жидкости в колеса с про-
тивоположных сторон.
Нагнетательные спирали каждой пары насоса (1-й и 2-й сту-
пеней; 3-й и 4-й ступеней) смещены относительно друг друга
на 180°. Таким образом, радиальные силы, возникающие вслед-
ствие неравномерности давления в нагнетательной камере
насоса, уравновешивают друг друга.
В конструкции насоса предусмотрены глубокие сальники,
которые охлаждаются холодной проточной водой. В целях
уменьшения давления со стороны 3-й ступени на один из саль-
ников последний имеет разгрузочный канал, отводящий
жидкость из специальной грундбуксы через трубку во всасы-
вающий патрубок насоса.
При работе насоса под вакуумом к фонарю сальника, рас-
положенного со стороны всасывающего патрубка, присоеди-
няется трубка для подвода жидкости от нагнетательной спи-
15*
228
Центробежные насосы
ради 1-й ступени, назначение которой — создать гидравличе-
ский затвор, а также охлаждать и смазывать сальниковую
набивку и гильзу вала.
Корпус насоса выполнен из модифицированного чугуна
и рассчитан на перекачку нефтепродуктов с температурой
до 200° С.
В заключение описания насосов нормального нефтяного
ряда, разработанного Гипронефтемашем, приведем универсаль-
ные характеристики насосов 5Н-5Х4 (фиг. 179) и насоса
8НГД-6Х1 (фиг. 180).
Фиг. 180. Универсальная характеристика центробежного насоса 8НГД-5 х 1
при работе на воде с п = 2950 об)мин. Мощность при у=1. Сплошными
линиями показана рекомендуемая зона работы насоса; пунктиром — не
рекомендуемая.
ГОРЯЧИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КРЕКИНГ-НАСОСЫ
Горячие загрузочные крекинг-насосы имеют сравнительно
небольшую производительность при высоких давлении и темпе-
ратуре.
Вязкость нефтепродуктов при температуре 300—400° С
всегда бывает меньше единицы.
Горячие центробежные насосы по сравнению с плунжерными
имеют ряд ценных преимуществ, ввиду чего после Великой
Отечественной войны строительство плунжерных горячих насо-
сов прекращено и в настоящее время изготовляют только горя-
чие центробежные насосы.
Основным преимуществом центробежного насоса является
прежде всего равномерная, без толчков, подача жидкости, при
которой совершенно отсутствуют гидравлические удары в тру-
бопроводе.
Отличительные особенности центробежных насосов
229
Следующим важным преимуществом центробежного насоса
являются его весьма малые размеры по сравнению с плунжер-
ными. Так, в помещении, предназначенном для установки од-
ного плунжерного горячего насоса, можно установить, соблю-
дая необходимые расстояния между фундаментами, четыре
центробежных насоса с паротурбинным приводом.
Третьим преимуществом центробежного насоса является
простота его конструкции и эксплуатации и, наконец, его низ-
кая стоимость.
К недостаткам центробежных насосов, применяемых в каче-
стве загрузочных для крекинговых установок, относятся срав-
нительно меньший к. п. д. и большая по сравнению с плунже-
рами необходимая высота подпора на всасывании.
Более низкий к. п. д. установки, оборудованной центробеж-
ным насосом, в значительной мере компенсируется уменьше-
нием амортизационных отчислений, существенным снижением
эксплуатационных расходов на обслуживание, ремонт и смазку.
Выгода от безаварийной работы центробежного насоса в каче-
стве загрузочного крекингового весьма значительна, но, к со-
жалению, не поддается точному подсчету. Во всяком случае
очевидно, что даже небольшой простой, вызванный, например,
неполадкой в работе клапанов плунжерного насоса, может
быть причиной нарушения режима крекинговой установки
и даже ее закоксования.
Современные загрузочные центробежные насосы для кре-
кингов имеют довольно высокий к. п. д. (до 70%) и произво-
дительность в пределах от 30 до 250 м?1час при напоре 800 м
столба перекачиваемой жидкости при температуре до 400° С.
На фиг. 181 приводится общий вид загрузочного горячего
крекинг-насоса. Кованый стальной корпус насоса для уменьше-
ния излучения тепла в окружающую среду покрыт тепловой
изоляцией. На фотографии хорошо видны охлаждаемые водой
опоры: труба, отводящая жидкость, просочившуюся через
зазор гидравлической пяты во всасывающий трубопровод,
и вспомогательный масляный насос.
На фиг. 182 хорошо видны охлаждаемые •водой опоры 1
и направления 2.
На фиг. 183 представлен продольный разрез горячего за-
грузочного крекинг-насоса. Здесь 1 — эластичная муфта для
соединения насоса с приводом; упорный подшипник Кинг-
сбери для восприятия остаточных осевых усилий 2; крышка саль-
ника 3 закрытого типа с подводом воды (водяная завеса), слу-
жащая для конденсации просочившихся через сальник паров
нефтепродукта и смывания их в канализацию; сальники насоса 4
и 4' достаточно большой глубины с фонарем 5—5' для под-
вода уплотнительного масла и с водяной рубашкой для охла-
ждения 6—6'; гидравлическая пята 7, выполненная в виде раз-
230
Центробежные насосы
Фиг. 181. Горячий загрузочный центробежный крекинг-насос.
Фиг. 182. Фундаментная плита и
опоры центробежного горячего кре-
кинг-насоса.
Фиг. 183. Продольный разрез горячего загрузочного центробежного крекинг-насоса.
1 —эластичная муфта; 2 — упорно-опорный подшипник Кингсбери; 3—крышка сальника; 4—4' — сальник; 5—5' —фонарь; б—б' —водяная
рубашка сальника; 7 — гидравлическая пята; 8 — диффузор; 9 — распорные втулки; 10— вал; 11 — нагнетательный патрубок; 12—вса-
сывающий патрубок; 13—саморегулирующийся опорный подшипник; 14 —14' —пустотелые опоры; 15—уплотнительные кольца; 16 —
цилиндрический корпус насоса; 77—рабочие колеса; 18 — масляный холодильник; 19 — бак-отстойник для масла; 20—масляный
циркуляционный насос.
232
Центробежные насосы
грузочного поршня, уравновешивающая осевые давления и раз-
гружающая сальник с напорной стороны; диффузор 8, служа-
щий для превращения скоростной энергии в энергию давления
между ступенями насоса. Распорные втулки 9 между рабочими
колесами, используемые в качестве дополнительных опор вала
насоса 10; нагнетательный 11 и всасывающий 12 патрубки
насоса; саморегулирующйся подшипник 13 с шаровой опорной
поверхностью корпуса; жесткие пустотелые опоры 14—14', охла-
ждаемые водой; подвижные и неподвижные сменные уплотни-
тельные кольца (кольца износа) 15; цилиндрический стальной
корпус насоса 16; рабочие колеса 17; масляный холодильник 18;
бак-отстойник для масла 19 и масляный циркуляционный
насос 20.
Глава XI
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
ПРЕИМУЩЕСТВА И НЕДОСТАТКИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
ПО СРАВНЕНИЮ С ПОРШНЕВЫМ
Проведя сравнение между поршневыми и центробежными
насосами, мы можем указать на следующие преимущества
центробежных насосов.
1. Центробежные насосы требуют для своего изготовления
значительно меньше металла, чем поршневые, проще в изгото-
влении и значительно дешевле.
2. Они требуют небольшой площади машинного зала для
установки и могут быть установлены на легких фундаментах.
3. Уход за центробежным насосом, смазка и ремонт много
проще и дешевле.
4. Центробежные насосы, являясь высокооборотными ма-
шинами, допускают непосредственное соединение с электродви-
гателем и паровой турбиной без промежуточного редуктора.
5. Регулирование количества подаваемой насосом жидкости
осуществляется в самых широких пределах.
6. Центробежный насос при закрытой задвижке не может
развить чрезмерного давления, тогда как пуск поршневого
насоса при закрытой задвижке или закрытие напорной
задвижки во время работы насоса могут вызвать аварию.
7. При работе центробежного насоса на трубопроводную
сеть не требуется установки напорного резервуара, так как
подача центробежного насоса устанавливается автоматически
в зависимости от сопротивления напорного трубопровода.
8. Центробежные насосы допускают работу с загрязненными
жидкостями, что у поршневых насосов вызывает преждевремен-
ный износ и выход из строя.
Эксплуатация центробежных насосов
233
9. Подача центробежного насоса происходит плавно, без
колебаний. Выравнивающие подачу поршневого насоса воздуш-
ные колпаки, кстати сказать, имеющие всегда потенциальную
возможность взрыва, для центробежного насоса становятся
излишними.
10. При помощи центробежного насоса можно осуществить
подачу весьма больших количеств жидкости одним агрегатом.
Так, например, насосом 24НДН легко осуществить подачу свыше
4000 м31час, что далеко не является пределом. Поршневыми
насосами подача таких количеств жидкости не достижима.
11. Центробежный насос работает более надежно, чем
поршневой, так как не имеет поступательно-возвратных дви-
жущихся частей и клапанов; последние, как известно, склонны
к поломке.
12. Наконец, установка, оборудованная центробежными
насосами, легко может быть полностью автоматизирована и ра-
ботать длительное время без надзора обслуживающего персо-
нала.
Несмотря на ценные преимущества, центробежный насос во
многом уступает поршневому насосу.
Главнейшими преимуществами поршневого, насоса являются
следующие.
1. Его высокий к. п. д., который обычно на 10—20% выше,
чем к. п. д. центробежного насоса.
2. Поршневой насос гораздо лучше забирает жидкость
с уровня, расположенного ниже насоса, т. е. всасывающая спо-
собность поршневого насоса лучше центробежного.
С изменением высоты всасывания, как это бывает у насо-
сов, откачивающих воду или нефтепродукт из открытых водое-
мов или нефтехранилищ, подача центробежного насоса заметно
уменьшается, тогда как подача поршневого насоса остается
практически постоянной.
3. Поршневой насос незаменим при перекачке высоковязких
нефтепродуктов, например мазутов, вязкость которых сильно
меняется с температурой. Сохраняя производительность, он
при возрастании вязкости увеличивает развиваемое давление.
Перекачка жидкостей со значительной вязкостью при по-
мощи центробежных насосов в настоящее время трудно выпол-
нима.
4. При помощи поршневого (плунжерного) насоса можно
достигнуть весьма высокого давления в напорном трубопроводе
(например, в настоящее время имеются плунжерные насосы,
создающие в напорном трубопроводе давление свыше 700 ат).
Для центробежных насосов такие давления пока недостижимы
(в нефтяной промышленности в настоящее время эксплуати-
руются центробежные насосы, развивающие 65—70 ат, т. е.
234
Центробежные насосы
давление в 10 раз меньшее, чем развиваемое плунжерными
насосами).
б. Насосы при высоком напоре и малой производительности
ввиду зависимости создаваемого напора от числа оборотов
и низкого к. п. д. преимущественно изготовляют поршневыми
(плунжерными), например опрессовочные насосы, насосы для
фильтр-прессов, дозировочные и т. д.
ПРИВОД ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
В качестве привода центробежных насосов в настоящее
время применяют почти исключительно электродвигатели и па-
ровые турбины.
Применение для привода центробежных насосав двигателей
внутреннего сгорания встречается сравнительно редко, главным
образом там, где требуются немедленная готовность насоса
к пуску и редкое его использование, например у пожарных
мотопомп или для резервных насосов, устанавливаемых на слу-
чай прекращения подачи электроэнергии или пара.
Сейчас повсеместно применяются электродвигатели пере-
менного тока. Применение электродвигателей постоянного тока
весьма ограничено, они встречаются только на устарелых
установках.
Как известно, электродвигатель переменного тока во время
работы сохраняет постоянным число оборотов и не поддается
регулированию. Это является серьезным недостатком электро-
двигателя переменного тока.
Электродвигатели переменного тока могут быть асинхрон-
ными и синхронными. С электротехнической точки зрения син-
хронные электромоторы удобнее, так как позволяют поддержи-
вать высокий cosy>, т. е. коэфициент мощности.
При регулировке подачи центробежного насоса, когда по-
требляемая мощность насоса несколько падает, как известно,
при неполной загрузке cos <р у асинхронных электродвигате-
лей сильно уменьшается. Поэтому обычно стремятся для насо-
сов высокой производительности, потребляющих постоянно
большую электрическую мощность, применять синхронные
электродвигатели.
Центробежные насосы могут быть как правого, так и левого
вращения.
Электродвигатель трехфазного переменного тока в этом
случае весьма удобен, так как достаточно поменять местами
две фазы и электродвигатель меняет направление вращения.
Электродвигатели могут быть открытыми, защищенными от
капежа, продуваемыми и, наконец, взрывобезопасными.
Для нефте-газоперерабатывающей промышленности наиболь-
шее значение имеют взрывобезопасные электродвигатели, кото-
Эксплуатация центробежных насосов
235
рые допускают возможность установки их в помещениях насос-
ных, перекачивающих легко воспламеняющиеся нефтепродукты.
На фиг. 184 приведен взрывобезопасный электродвигатель
серии МА-35 специального исполнения, предназначенный в каче-
стве привода к центробежным нефтяным насосам нормального
ряда.
При большой мощности электродвигателя, когда нет воз-
можности применить взрывобезопасный электродвигатель, его
устанавливают за стенкой насосной, пропуская промежуточный
вал через сальник в стенке.
Фиг. 184. Взрывобезопасный электродвигатель
МА-35.
Большие удобства в качестве привода центробежного насоса
дает паровая турбина.
Наибольшим распространением пользуются активные паро-
вые турбины, работающие на выхлоп в общезаводской коллек-
тор пара низкого давления (обычно около 3 ата).
На фиг. 185 представлен внешний вид активной паровой
турбины, применяемой для привода центробежных насосов.
Для привода насосов большой мощности (свыше 400 л. с.)
применяют конденсационные паровые турбины.
Обычно паровые турбины, применяемые для привода цен-
тробежных насосов, имеют 3000 об/мин. Это привело к тому,
что параллельно с ними стали применять и электродвигатели
также с 3000 об/мин. До появления паротурбин в качестве
привода центробежных насосов наибольшим распространением
пользовался электродвигатель с 1500 об/мин.
236
Центробежные насосы
Паровые турбины малой мощности являются мало эконо-
мичными, расходуя на одну гидравлическую силу в час около
25—30 кг пара. Вследствие этого их применение экономически
целесообразно при условии работы на заводской коллектор
пара низкого давления.
Чтобы закончить раздел о паротурбинном приводе, приме-
няемом для центробежных насосов, отметим еще три особен-
ности.
Фиг. 185. Паровая турбина с двухвенечным активным колесом.
1. В случае внезапного падения нагрузки паровая турбина
может превысить допустимое число оборотов, что приведет
к аварии. Для предупреждения этого каждая турбина снаб-
жается регулятором безопасности, который при превышении
числа оборотов на 10% сверх номинального перекрывает доступ
пара и останавливает турбину.
2. Паровую турбину изготовляют только на одно направле-
ние вращения и в отличие от электродвигателя паровая тур-
бина не допускает изменения направления вращения. Следо-
вательно, с ней может быть соединен насос, имеющий одна и
то же направление вращения.
3. При описании паровых турбин мы подчеркнули, что в неф-
тезаводском деле применяют активные паровые турбины. При-
менение активных турбин удобно тем, что у них в сопловом
Эксплуатация центробежных насосов
аппарате преобразуется вся потенциальная энергия пара в ско-
ростную энергию. Следовательно, корпус такой турбины может
быть сделан из обычного материала — чугуна. Это обстоятель-
ство следует учитывать при монтаже турбины, так как при на-
личии температурных расширений трубопроводов последние
могут обломить фланец (в первую очередь паровыпускной).
В разделе, посвященном регулированию центробежных насо-
сов, мы упоминали гидромуфту как средство регулирования
центробежного насоса, приводимого от
числом оборотов.
Принцип работы гидродинамиче-
ской передачи заключается в том, что
двигатель приводит в движение насос
не через жестко связанную муфту,
а при помощи гидравлического сцеп-
ления. Вал двигателя разъединен
двигателя с постоянным
Фиг. 186. Принципиальная схема работы
гидравлической муфты.
7—насос гидромуфты; 2—турбина гидромуфты;
3—ведущий вал от электродвигателя Л1; 4—ведо-
мый вал основного насоса Н; 5—гидродинамиче-
ские потоки жидкости из насоса в турбину гидро-
муфты .
Фиг. 187. Общий вид гидро-
муфты низкого давления
конструкции ннж. Ядрова.
1— ведущее колесо; 2—ведомое
колесо; 3—корпус муфты; 4—
маслораспределительная втул-
ка; 5—черпаки; б —коллектор.
с валом насоса, и связь осуществляется при помощи гидравли-
ческой передачи. В качестве рабочей жидкости в гидропередаче
может быть применена вода или минеральное масло. Это соеди-
нение обеспечивает плавное изменение числа оборотов насоса,
а мощность, потребляемая электродвигателем, будет изменяться
соответственно загрузке насоса.
На фиг. 186 представлена основная принципиальная схема
работы гидравлической передачи применительно к центробеж-
ному электронасосу.
Насос гидромуфты и турбина разделены небольшим зазором
в несколько миллиметров и образуют замкнутый контур, в кото-
ром циркулирует рабочая жидкость.
При включении электродвигателя начинает вращаться насос
гидромуфты 1, насаженный на валу двигателя М; он сообщает
жидкости энергию, с которой она подводится к турбине, и при-
238
Центробежные насосы
водит ее во вращательное движение, превращая таким образом
гидравлическую энергию снова в механическую.
На фиг. 187 показан общий вид гидромуфты низкого давле-
ния (конструкции инж. Ядрова) для передачи в центробежных
машинах мощностью в 100 л. с. при 980 об!мин. Ведущее
колесо 1 жестко насаживается на первичный (ведущий) вал,
а ведомое — на вторичный вал. Вторичный вал с наружной сто-
роны закрывается корпусом 3, который одновременно служит
камерой для масла, забираемого муфтой при регулировании.
Масло подводится к рабочим полостям муфты через непо-
движную маслораспределительную втулку 4, а через черпаки 5
отводится обратно в распределительную систему.
Коллектор 6 предназначен для поддержания маслораспреде-
лительной втулки 4 путем подвода и отвода от нее масла.
Оба рабочие колеса снабжены радиальными лопатками,
образующими каналы для потока рабочей жидкости. С измене-
нием количества рабочего масла, циркулирующего между коле-
сами, изменяется число оборотов вторичного вала.
Регулирование подачи масла производится открытием или
закрытием регулирующего клапана, расположенного на внешней
стороне гидромуфты. Пределы регулирования — от 98 до 25%
оборотов ведущего вала.
УСТАНОВКА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Как было уже сказано, центробежные насосы более чувстви-
тельны к всасыванию, чем поршневые, и поэтому при обвязке
их трубопроводами требуют соблюдения правильного подклю-
чения.
Обычно для определения допустимой высоты всасывания
(или подпора) центробежных насосов пользуются формулой
ВИГМ:
( На — Н- \3/4
n^VQ -СЦ......a-fd- J , (75)
где п — число оборотов ротора насоса в минуту;
Q — производительность в м^сек-,
Скр — коэфициент;
На— давление на свободную поверхность сверх упругости
паров в м ст. жидкости;
Hs — эффективная статическая высота подъема^в^л 'ст.
ЖИДКОСТИ.
Для случая перекачки горячих нефтепродуктов в состоянии
равновесия с парами На — 0 имеем следующее уравнение:
кр /
(76)
Эксплуатация центробежных насосов
239
Согласно данным, полученным при испытаниях на7 В- воде
рабочих колес с проходным валом удельной быстроходности
ns = 50-?80, Скр для ns = 50 принимается не более 600; для
ns = 80—не более 800 и для ns = 150 — не более 1000; для
ns = 200 — не более 1200.
присоединения всасы-
вающего и нагнета-
тельного трубопрово-
дов к центробежным
насосам (правильные
и неправильные).
7 —напорная задвижка;
2—обратный клапан; 3—
насос; должно быть хоро-
шее уплотнение во флан-
цах; 4—всасывающая сет-
ка на расстоянии не ме-
нее 0,6 м от стенок и дна;
5—слишком малый ра-
диус закругления; 6 —
неправильно; 7 — непра-
вильно; этот участок
должен иметь подъем
к насосу; 8—неправиль-
но; 9— правильное при-
соединение конического
перехода; 10—напорная
задвижка; 11 — обратный
Клапан; 12—неправиль-
ное присоединение кони-
ческого перехода.
В целях облегчения условий всасывания всасывающая труба
насоса должна быть установлена так, чтобы оказывать воз-
можно меньшее сопротивление. На фиг. 188 представлены раз-
личные присоединения всасывающего и нагнетательного тру-
бопроводов к насосам (правильные и неправильные). На
схеме / показано расположение обратного клапана и задвижки
на напорном трубопроводе. Сетка приемного клапана располо-
жена правильно на достаточном расстоянии от дна бассейна и
его стены. Закругление колена на всасывающем трубопроводе
плавное. На схеме II показана неправильная конструкция всасы-
240
Центробежные насосы
вающего трубопровода. Здесь сетка приемного клапана распо-
ложена близко к стенке бассейна. Колено всасывающего трубо-
провода крутое, имеет недопустимо малый радиус закругления.
На схеме 111 показано устройство всасывающего трубопровода
с недопустимыми ошибками. Здесь горизонтальный участок вса-
сывающего трубопровода расположен выше оси насоса. При пра-
Фиг. 189. Схемы установки центробежного насоса
с отсасывающим устройством.
7— воздушный вакуум-насос; 2—центробежный насос; 3—
линия пола; 4—мокровоздушный вакуум-насос; 5—К водя-
ному уплотнению вакуум-насоса от источника холодной
воды; 6 — кран должен быть закрыт после наполнения насоса.
вильном его расположении этот участок должен иметь плавный
подъем в сторону насоса. Сетка приемного клапана поставлена
на дно бассейна; ввиду этого она работает с неполным сече-
нием. Обычно на дне бассейна скапливаются ил и грязь и при
расположении сетки приемного клапана на дне они уменьшают
живое сечение фильтра и будут засасываться в насос.
Очень часто к всасывающему трубопроводу присоединяют
переводный патрубок. На схеме IV показано правильное распо-
Эксплуатация центробежных насосов
241
ложение переводного конического патрубка, а на схеме V — не-
правильное. При расположении переводного конического па-
трубка, показанном на схеме V, во всасывающем трубопроводе
образуется воздушный мешок (см. пунктир).
Для уменьшения сопротивления всасывающего трубопровода
часто отказываются от приемного клапана. В этом случае
заполнение всасывающего трубопровода производят специально
установленным для этой цели вакуумным насосом.
На фиг. 189 показана схема установки центробежного насоса
с отсасывающим устройством. Схема I — с сухим вакуум-насо-
сом, который при пуске в работу отсасывает воздух из всасы-
вающей трубы и центробежного насоса при закрытой напорной
задвижке. Соединительные трубки А и С диаметром 20 мм и
подсасывающая трубка В диаметром 40 мм соединяются с па-
трубком D диаметром 150—200 мм, длиной около 1 м, располо-
женным на 0,5 м выше корпуса насоса. Трубка А присоеди-
няется ниже верхнего обреза трубы D не менее чем на */3 ее
длины, а на трубке В прикрепляется водомерное стекло F, по
которому можно судить о заполнении насоса водой, после чего
только может быть закрыт кран, отделяющий трубку А от верх-
ней части корпуса насоса. Далее осуществляется пуск послед-
него с последующим открытием напорной задвижки.
Схема II— с мокровоздушным насосом; обозначения соот-
ветствующих труб на обеих схемах одинаковы.
Если нижний конец трубки В трудно погрузить непосред-
ственно под уровень воды (см. схему /), то можно присоеди-
нить этот конец к всасывающей трубе, как показано пункти-
ром (трубка Е).
ПУСК, ОСТАНОВКА И УХОД ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ
Перед пуском ротор центробежного насоса необходимо
несколько раз провернуть от руки, чтобы убедиться, что вал
насоса вращается свободно; плотно закрыть напорную задвижку
и залить насос перекачиваемой жидкостью. Способы заливки
насосов перекачиваемой жидкостью могут быть различными.
Так, если насос работает с подпором, то для заливки насоса
необходимо открыть всасывающую задвижку и открыть воздуш-
ные краники на корпусе насоса. При этом необходимо следить,
чтобы струя нефтепродукта, выходящая из воздушного краника,
не попала на горячие предметы, от чего она может загореться.
Насос можно также залить и из напорного трубопровода.
В этом случае пользуются обводной задвижкой.
Такая схема соединения нами была разобрана в главе
о поршневых насосах для перекачки жидких газов.
Есть насосы, заливка которых производится через воронку на
корпусе насоса. Обычно этот способ применяется для небольших
16 к. С. Гуревич
242
Центробежные насосы
насосов. И, наконец, заливка центробежного насоса может быть
произведена при помощи специального вакуум-насоса, схемы
установки которого были разобраны выше.
Затем необходимо проверить сальниковые уплотнения, сма-
зать их и при гидравлическом уплотнении установить циркуля-
цию уплотняющей жидкости. Бели сальники имеют водяное
охлаждение, то следует отрегулировать нормальное течение
воды через охлаждающие рубашки; проверить наличие масла
в подшипниках насоса и мотора; включить электродвигатель
или паровую турбину.
Когда двигатель достигнет нормального числа оборотов и
манометр, установленный на насосе, будет показывать деление,
соответствующее холостому ходу насоса, надо открыть напорную
задвижку. При закрытой напорной задвижке насос может рабо-
тать не более 2—3 мин., так как при работе насоса с закрытой
задвижкой вся энергия, развиваемая рабочим колесом насоса,
переходит в тепловую и насос быстро нагревается, а это может
вызвать заклинивание трущихся частей.
Как только насос принял нагрузку, необходимо проверить
работу смазочных колец в подшипниках, а также поступление
уплотняющей и охлаждающей жидкости. Затем проверяют
показания манометра, вакуумметра и амперметра (для электро-
двигателя).
Во время работы насоса необходимо проверять работу под-
шипников и сальников. Нагрев подшипников и сальников не
допускается. Нормальная температура считается 30—50° С.
При нагревании деталей подшипника принимаются следую-
щие меры,- увеличивают подачу смазки в подшипник или
его «промывают». Промывка заключается в следующем: одно-
временно в подшипник заливается в большом количестве свежее
холодное масло, а снизу спускается нагретое. При промывке
удаляются загрязнения масла, песчинки и пр. и подшипник
начинает работать нормально.
При нагреве сальника следует увеличить подачу уплотни-
тельной жидкости и охлаждающей воды. Если из сальника
начинает вытекать нефтепродукт и его пары, следует увеличить
подачу охлаждающей жидкости. Подвинчивать сальник «на
ходу» не разрешается.
Через сальник должно проходить непрерывное, но весьма
незначительное просачивание нефтепродукта. Если такого про-
текания нет, значит сальник сильно затянут.
Насос должен работать без вибрации.
Хорошо центрированный насос с двигателем совершенно не
имеет вибрации и работает спокойно.
Вибрация может иметь место вследствие нарушения баланса
при парциальных расходах или при значительном изноРе
деталей. Если вибрация незначительна, то насос может продол-
Эксплуатация центробежных насосов
243
жать работать. Если же появление вибрации наступает вне-
запно, то насос надлежит остановить. Точно так же насос оста-
навливают при появлении ненормального шума.
Нагрузку насоса с электродвигателем проверяют по показа-
ниям амперметра, манометра и вакуумметра.
При паротурбинном приводе проверка работы насоса осуще-
ствляется по манометру и вакуумметру.
Внезапное падение давления по манометру или сильное
увеличение расхода мощности требуют остановки агрегата. При
остановке насоса выключают двигатель, закрывают напорную и
всасывающую задвижки.
ПЛАНОВО ПРЕДУПРЕДИТЕЛЬНЫЙ РЕМОНТ
Центробежные насосы периодически подвергаются осмотрам
и ремонту.
Графики ремонта насосов составляют, сообразуясь со сле-
дующим.
При сезонной работе насосной станции, как, например, водо-
заборной, основная нагрузка которой относится к летнему
периоду времени, график составляют таким образом, чтобы все
насосы были осмотрены и отремонтированы в зимний период.
Если насосная не является самостоятельной установкой,
а входит как составляющая в какую-либо технологическую
установку, то график ремонта насосов составляют с учетом
работы последней.
Так как во время планового ремонта установки свободной
рабочей силы бывает мало, удобнее иметь несколько насосов,
которые заранее ремонтируют в мастерской, а во время оста-
новки установки заменяют резервными. При отсутствии резерв-
ных насосов или при необходимости ремонтировать большие
насосы заранее заготовляют их узлы или агрегаты. Таким обра-
зом, во время остановки установки производится лишь смена
заготовленных узлов.
Отдельные насосы, применяемые для различных вспомога-
тельных нужд, также ремонтируются по графику.
В основу составления такого графика кладется не пробег
насоса, который трудно установить, а календарный срок работы.
Организация планово-предупредительного ремонта насосов
при эксплуатации была нами подробно описана при рассмотре-
нии поршневых насосов. Все сказанное выше, за исключением
особенностей, относящихся к поршневым насосам, применимо и
к центробежным насосам.
1G*
244
Центробежные насосы
Глава XII
НАСОСЫ СПЕЦИАЛЬНЫХ ТИПОВ
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
К роторным насосам относятся насосы, работающие по
объемному принципу, всасывание и нагнетание у которых про-
изводится вращением расположенного в корпусе насоса вытес-
Фиг. 190. Различные
типы роторных иасосов
(схемы).
нителя. Роторные на-
сосы имеют внешнее
сходство с центробеж-
ными насосами, одна-
ко по принципу рабо-
ты, основанному на
вытеснении поступив-
шей в рабочий цилиндр
жидкости, а не в сооб-
щении жидкости кине-
тической энергии, они
более близки к пор-
шневым, нежели к цен-
тробежным.
В настоящее время
разработано много ти-
пов роторных насосов.
Все эти типы, значи-
тельно отличаясь по
своему внешнему виду,
обладают почти равно-
ценными преимуще-
ствами. На фиг. 190
изображены различные
типы роторных насосов,
где а — шестеренчатый
насос с внешним заце-
плением; б и в — на-
сосы двух- и трехку-
лачкового типа; г —
насос с эксцентричным
ротором и скользящими
рабочими лопатками;
д — насос червячного
типа и е — шестеренчатый насос с внутренним зацеплением.
Из всего многообразия конструкций роторных насосов рас-
смотрим две наиболее часто встречающиеся: насос шестеренча-
того типа и насос с эксцентричным ротором и скользящими
лопатками.
Насосы специальных типов
245
Шестеренчатый насос
Насос (фиг. 191) состоит из двух шестерен, помещенных
в охватывающий их корпус с небольшими зазорами. Одна из
шестерен — ведущая, насаживается на приводной вал, другая —
ведомая.
При вращении ведущей шестерни ведомая будет вращаться
в противоположном направлении. Пусть шестерни вращаются
в направлении, указанном стрелками; зубья шестерен, располо-
женные влево от линии 00', будут выходить из зацепления и
освобождать, подобно плунжерам, в соответствующей впадине
О’
Фиг. 191. Шестеренчатый насос.
между зубьями объем V, равный Fb, где F — площадь сечения
зуба, ограниченная внешней окружностью соседней шестерни,
а Ь — ширина зуба.
Освободившийся объем под влиянием давления во всасы-
вающем резервуаре (чаще всего атмосферного) заполняется
жидкостью, которая увлекается впадиной в направлении враще-
ния шестерни до места зацепления, где зубья одной шестерни
вытесняют жидкость из впадин другой.
При одинаковом числе зубьев у обеих шестерен, равном г, и
п об/мин теоретическая подача насоса
Qreop =-62^- м3/сек. (77)
В действительности же вследствие неизбежных утечек через
зазоры между зубьями, а также между шестернями и корпусом
подача насоса меньше:
Q = щ м3/сек. (78)
Коэфициент наполнения % хорошо выполненных насосов
достигает значения 90—95% и общий к. п. д. насоса 60—70%.
При более подробном исследовании работы шестеренчатых
246
Центробежные насосы
насосов было установлено, что зубья работают не только как
плунжеры, но при соприкосновении двух зубьев соседних
шестерен происходит отсекание некоторого количества жидкости,
которое затем увлекается в нагнетательную сторону. В связи
с этим теоретическая подача должна быть несколько больше,
чем определенная по формуле. Обычно это увеличение подачи
сказывается на некотором увеличении коэфициента напол-
нения у0-
Насос с эксцентрическим ротором и скользящими лопатками
(фиг. 192)
Ротор такого насоса имеет такую же конструкцию, как и
весьма распространенный на наших заводах ротор пневматиче-
ской турбинки для чистки печных труб от кокса. В нем имеются
Фиг. 192. Насос с эксцентрическим
ротором и скользящими лопатками.
7 —корпус насоса; 2—ротор; 3—сколь-
зящие лопатки; 4 —всасывающий па-
трубок; 5— нагнетательный патрубок;
6 —пружина.
равновелик объему цилиндра,
и сечение F = 2 be-.
Рраб =2
две или оольше прорези, в кото-
рых помещаются лопатки. Ротор
по отношению к рабочему ци-
линдру насоса расположен с экс-
центриситетом е. При вращении
ротора в направлении стрелки ло-
патки будут поочередно отсекать
объем жидкости, находящейся в
серповидном пространстве, и вы-
теснять ее в нагнетательный тру-
бопровод.
Нетрудно подсчитать теорети-
ческую подачу такого насоса,
если пренебречь толщиной рабо-
чих лопаток. Для этого опреде-
лим рабочий объем насоса за
один оборот, который, очевидно,
имеющему средний радиус (Р—е)
л (/? — е) 2Ье.
Если ротор насоса делает п оборотов в минуту, то теоре-
тическая подача насоса будет
Фтеор = 2л(/?— e)2be-^- др/сек.
(79)
В действительности подача насоса будет меньше. Уменьше-
ние подачи объясняется утечками в зазорах, главным образом
между торцами рабочего цилиндра, лопаток и ротора, конечной
толщиной лопаток и обратным перетеканием жидкости в сто-
рону меньшего давления при перекрывании всасывающего и
нагнетательного отверстий рабочими лопатками. Учтя коэфи-
циент подачи %, получим действительную подачу насоса с экс-
центричным ротором и скользящими лопатками.
Насосы специальных типов
247
В технике роторные насосы известны уже несколько столе-
тий, но, несмотря на это, они получили распространение глав-
ным образом в качестве вспомогательных насосов небольшой
производительности. Они особенно удобны там, где смазка
насоса производится при помощи перекачиваемой жидкости.
Вязкость жидкости на работу роторных насосов не влияет.
Роторные насосы весьма чувствительны ко всяким механи-
ческим примесям и для перекачки жидкостей, засоренных твер-
дыми частицами, например песком, не пригодны.
При перекачке воды и маловязких жидкостей эти насосы
распространения не имеют.
В последние годы интерес к ним несколько возрос, главным
образом в тех случаях, когда требуется перекачка вязких
жидкостей, как, например, смазочных масел и их дестиллатов и
целого ряда мазутов. Следует полагать, что для работы в упо-
мянутых условиях роторные насосы могут найти применение
в широком диапазоне производительности и давлений.
Водокольцевые воздушные насосы
Для уяснения принципа работы водокольцевого иасоса рас-
смотрим три схематических чертежа: /„ II и III, представленных
на фиг. 193а. На этой фигуре изображен разрез насосною
цилиндра А, внутри которого помещен ротор В в виде звездочки.
Вал ротора расположен концентрично. При неподвижном роторе
налитая в цилиндр вода установится на некотором уровне V.
Если ротор насоса будет вращаться с некоторым числом
оборотов, то налитая в цилиндр вода вследствие центробежной
силы будет прижиматься к стенкам цилиндра насоса, образуя
водяное кольцо (схема II).
При вращении эксцентрично расположенного ротора (схе-
ма III) лопатки, образующие звездочку ротора, будут то погру-
жаться в водяное кольцо, то выходить из него, причем впадины
между лопатками периодически будут заполняться водой и осво-
бождаться от нее. Таким образом, вода будет играть роль плун-
жера, производящего за половину оборота ротора разрежение,
а за вторую половину оборота нагнетание.
Через щели, которыми оканчиваются каналы от всасываю-
щего и нагнетательного патрубков, например (фиг. 1936) при
вращении по часовой стрелке, справа в насос будет поступать
откачиваемый воздух, а слева будет выходить нагнетаемый.
Поступающая через всасывающую щель вместе с воздухом
вода также отбросится центробежной силой к периферии, и
излишек ее сольется в щель с нагнетательной стороны.
Теоретический объем газа, подаваемого насосом, и секунд-
ный объем воды, протекающей через радиальное сечение
24:
Центробежные насосы
кольца 1—2, определим в предположении отсутствия в насосе
утечек.
Секундный объем Q, протекающий через сечение 1—2
при числе лопаток z, ширине водяного колеса b и остальных
размерах, показанных на схеме III, напишется так:
Теоретический объем воздуха, перемещаемый насосом
в секунду при условии минимального погружения лопатки
I Л ш
Фиг. 193а. Схематический чертеж водокольцевого воздушного
насоса.
Фиг. 1936. Разрез водо-
кольцевого насоса.
в толщу водяного кольца на глубину и касания втулки
Da — Dt
водяного кольца, т. е. 1Г =------, выразится так:
VTeop = { (£>а — 2а)* -D?] - z{lx —a)S \b-^ м^/сек, (80)
При G — 0 V^reop — Q-
Действительный секундный объем газа, засосанный насо-
сом, будет
V = теор-
Водокольцевые насосы получили большое распространение
на наших нефтезаводах и применяются как для заполнения
приемов больших водяных насосов, так и для технологических
Насосы специальных типов
249
целей, например для создания вакуума в колонне вакуумной
трубчатки.
Водокольцевые насосы выпускаются Главхиммашем под мар-
кой от РМК-0 до РМК-4.
СТРУЙНЫЕ НАСОСЫ
Схематический чертеж водоструйного насоса дан на фиг. 194.
Рабочая жидкость под напором подается через патрубок 1
в сопло 2, из которого выходит с большой скоростью в горло-
вину 3 трубы Вентури 4. Вследствие значительного увеличения
скорости в сечении 3 давление в
нем падает, что обеспечивает под-
сос откачиваемой жидкости через
патрубок 5. Рабочая жидкость,
выходящая с большой скоростью
из сопла 2, интенсивно смеши-
вается с жидкостью (или газом),
засасываемой через патрубок 5,
увлекает ее за собой, отдает ей
часть своей энергии, которая за-
тем в расширяющейся части
трубы Вентури 6 преобразуется
в энергию давления или напора.
Фиг. 194. Схематический чертеж водо- Фиг. 195. Схема установки водо-
струйного насоса. струйного насоса.
Энергию рабочей жидкости можно выразить через расход
yQi и напор Л:
Nj = yQ-Ji кгм{сек.
Величина перепада давления —(—^-) = ЯМ (фиг. 195)
зависит от расхода, протекающего через расширяющуюся часть
250
Центробежные насосы
трубы Вентури (диффузор), и непосредственно связана со ско-
ростью струи, вытекающей из сопла, величина которой зависит
от полного напора й:
\ у ф 2g; ; у' + 2g/’
под которым происходит протекание жидкости от сечения / к
сечению III.
Полезная мощность, полученная от водоструйного насоса,
может быть выражена высотой Нк = Р1^Рз + затрачен-
ной на подъем жидкости и преодоление сопротивления в тру-
бопроводе, и расход yQ2, т. е.
IVстр. нас = кгм[сек.
Затраченная же мощность, как было замечено вначале:
No = yQrh кгм1сек\
следовательно, к. п. д. струйного насоса
Коэфициент полезного действия водоструйных насосов неве-
лик и в зависимости от размеров насоса колеблется в пределах
15—30%, при этом чем меньше насос, тем меньше и его к. п. д.
Несмотря на это, струйные насосы нашли широкое примене-
ние в нефтезаводской практике, где используются главным
образом в качестве смесителей. Они также распространены
и при всевозможных ремонтных и строительных работах, когда
требуется откачка воды из котлованов, особенно там. где по
каким-либо причинам недопустимо применение электрической
энергии.
Разновидностью водоструйного насоса является паровой
инжектор. В паровом инжекторе в качестве энергии приме-
няется водяной пар. Паровые двухступенчатые универсальные
инжекторы широко применяются на железнодорожном транс-
порте в качестве питательных насосов к паровым котлам. В неф-
тезаводской практике паровые инжекторы распространения не
получили.
Струйный насос также может работать тогда, когда в каче-
стве рабочего вещества и в качестве откачиваемой жидкости
используются пары и газы. Например, струйные двухступен-
чатые паровые эжекторы широко применяются на многих ваку-
умных установках для отсасывания перманентных газов и созда-
ния вакуума в колоннах.
Рассмотрение таких струйных насосов относится к области
компрессоров и воздуходувок.
Насосы специальных типов
231
Ручные насосы и область их применения
Ручные насосы на нефтеперерабатывающих заводах приме-
няются только для различных вспомогательных операций,
например для налива нефтепродуктов в ведра или бочки, для
откачки жидкости из различных приямков и стоков, если откачка
связана с небольшой затратой усилий. Иногда применяется
ручной диафрагмовый насос, так называемая «лягушка», для
откачки воды при строительных работах. Сейчас в большинстве
случаев откачивающие насосы, применяемые в строительном
деле, также приводятся от электродвигателя.
Ручные насосы могут быть крыльчатые и поршневые.
Фиг. 196. Насос Альвейера двойного действия,
7 —корпус насоса; 2—крыльчатый поршень; 3— рычаг; 4 — перегородка
у всасывающего патрубка; Ki—нагнетательный клапан; К2 — всасываю-
щий клапан.
Из крыльчатых насосов рассмотрим наиболее рас-
пространенный насос Альвейера. Перемещение поршня в этом
насосе происходит не как в обычных поршневых насосах, в ко-
торых оно осуществляется вдоль оси цилиндра, а вокруг его
оси, причем поршень поворачивается попеременно вокруг оси то
в одну, то в другую сторону на некоторую часть окружности.
Плоскости поршня, расположенные по обеим сторонам от его
оси, носят название «крыльев», откуда и происходит название
насосов — крыльчатые насосы.
Как видно из схемы (фиг. 196), этот насос имеет цилиндри-
ческий корпус 1, внутри которого помещен крыльчатый пор-
252
Центробежные насосы
Фиг. 197. Насос Альвейера четырехкратного действия.
шень 2. В крыльчатке, приводимой в качательное движение при
помощи рычага 3 усилием рабочего, имеются два отверстия,
перекрытые двумя нагнетательными клапанами Къ Всасываю-
щие клапаны расположены ниже, в перегородке у всасы-
вающего отверстия. Крыльчатка разделяет корпус насоса на две
рабочие камеры: когда в одну рабочую камеру жидкость заса-
сывается, то из другой нагнетается.
На фиг. 197 изображен
насос Альвейера четырех-
кратного действия, внутрен-
няя полость которого при
помощи крыльчатки и двух
перегородок а и b разделена
на четыре части: в нижней
перегородке помещены два
всасывающих клапана и в
верхней два нагнетательных.
Крыльчатка насоса четы-
рехкратного действия не
имеет клапанов, взамен кэ-
торых в ней отлиты два ка-
нала, причем канал 33 со-
единяет полости ДД, а ка-
нал КК — полости ЛЛ.
Насос действует следую-
щим образом: при переме-
щении рычага вправо крыль-
чатка также повернется в
правую сторону по напра-
влению стрелки С, а в поло-
Фиг. 198. Разрез ручного поршневого
насоса БКФ (бензино-керосиновый —
„Красный факел”).
7 — корпус насоса; 2— всасывающие клапаны;
3—нагнетательные клапаны; 4—крышка кла-
панной коробки; 5—отверстия для крепления
корпуса к стенке; 6 — валик насоса; 7—пор-
шень; £ —уплотнительные поршневые кольца.
Насосы специальных типов
253
сти ДД образуется разрежение. Жидкость под действием атмо-
сферного давления откроет всасывающий клапан К и начнет
поступать сначала в нижнюю часть полости ДД, а при даль-
нейшем движении рычага и крыльчатки ТТ через канал 33
в верхнюю часть полости ДД до тех пор, пока вся полость не
будет заполнена жидкостью.
При обратном движении рычага влево крыльчатка будет
вращаться в направлении стрелки Д и жидкость, заполнившая
полость ДД, будет вытеснена через нагнетательный клапан Д',
в то же время в полости ЛЛ будет образовываться вакуум, под
влиянием которого откроется всасывающий клапан Д, а посту-
пающая через него жидкость заполнит пространство ЛЛ и т. д.
Подача крыльчатого насоса определится следующим образом:
для насоса двойного действия
QnB = %2л (/?2 - г2) b з*0 ; (82)
для насоса четырехкратного действия
Q4eT = Vo 4т (/?2 - /-2) b , (82')
где и — число двойных качаний в минуту;
b — ширина крыла;
а — угол в градусах, на который поворачивается крыло,
обычно равный 90°; г/0 -— объемный к. п. д., который для новых
насосов может быть принят равным 80—90%.
Основным недостатком крыльчатых насосов является их
быстрый износ, почему они и не пригодны для длительной
работы.
Технические данные ручных насосов БКФ
Показатели БКФ-2 Б КФ-4
Диаметр поршня в мм . . 75 100
Ход поршня в мм 70 90
Подача насоса за один ход в л Число двойных качаний в ми- 0,5 1,3
нуту 30—45 30—45
Подача Q в л! мин . . Наибольшее давление нагнета- 15—23 39—59
НИЯ в м ..... Допустимая вакуумметрическая 30 30
высота всасывания Н®^ПК в м . . Диаметр всасывающего и на- 4,5 4,5
гнетателыюго патрубков в мм . 25 38
Вес насоса в кг 19 27
Число качалыциков 1-2 1—2
254
Центробежные насосы
В практике часто взамен крыльчатых применяют ручные
поршневые насосы. Схематический разрез насоса БКФ, изго-
товления завода «Красный факел», получившего у нас большое
распространение, представлен на фиг. 198.
Теоретических выводов в применении к ручным поршневым
насосам здесь не приводится, потому что к ним полностью при-
менимы все соображения, приведенные при рассмотрении
поршневых насосов.
ДОЗИРОВОЧНЫЕ НАСОСЫ
Плунжерные регулируемые дозировочные насосы. К числу
плунжерных насосов относятся так называемые дозировочные
Фиг. 199. Дозировочные насосы типа А.
7 —корпус насоса; 2—регулирующий аппарат; 3—редуктор; 4—
электродвигатель; 5—всасывающий и напорный фланец.
насосы, служащие для дозировки реагентов. Дозировочные
насосы конструкции Гипронефтемаша представляют собой одно-
Насосы специальных типов
255
или двухцилиндровые вертикальные плунжерные насосы с регу-
лированием хода поршня, приводимые от взрывобезопасного
электродвигателя через червячный редуктор.
Размеры дозировочных насосов в настоящее время норма-
лизованы. Ниже приводятся основные размеры и параметры
дозировочных насосов Гипронефтемаша типов А и В (фиг. 199
и 200).
Фи.. 200. Дозировочные насосы типа В.
1 — корпус насоса; 2—регулирующий аппарат; 3—редуктор;
4— электродвигатель; 5—всасывающий и напорный фланец.
Данные о производительности и развиваемом давлении
плунжерных дозировочных насосов Гипронефтемаша приве-
дены в табл. 12 и 13.
Условное обозначение насоса расшифровывается следую-
щим образом: Р — регулируемый, П — плунжерный, Н—насос;
2—двухцилиндровый и последняя цифра (например, 500 или
100) — давление, развиваемое насосом.
256
Центробежные насосы
Таблица 12
Основные данные по дозировоч-
ным насосам типа А
Таблица 13
Основные данные дозировочного
насоса типа В
Шифр насоса | Производи- । тельность, | л]час Напор, ат
РПН2-500 I 0 — 7 500
РПН2-100 0 4-70 100
РПН2-65 0 — 750 6.5
РПН2-50 | 0-?140 50
РПН2-30 I 0 4-1500 30
РПН2-10 , 0-4-5000 10
Шифр насоса Производи- тельность, л/час Напор, ат
РПН1-30 0 4-750 30
।
।
Насос РПН2-30 изготовляют также в варианте для дози-
ровки горячих жидкостей при температуре 300° С. Этот вариант
имеет условное обозначение РПНГ2-30 (Г обозначает горячий).
Фиг. 201. Дозировочный насос Р1Ш1 1-.>и.
Основным отличием РПНГ2-30 является наличие охлаждаемого
сальника.
Насосы специальных типов
257
Наконец, имеется вариант насоса РПНГ2-30, предназначен-
ный для дозировки жидкости, вызывающей коррозию, цилиндр
которого изготовляется из антикоррозийного металла. Этот на-
сос обозначается РПНК2-30.
Насос РПН1-30 также имеет два
дополнительных варианта. Вариант
РПНГ1-30 для дозировки горячих
жидкостей с температурой до 300° С
и вариант для дозировки кислоты,
обозначаемый РПНК1-30 (фиг. 201).
В качестве примера рассмотрим
дозировочный насос РПН2 с про-
изводительностью от нуля до
1500 л!час и от нуля до 3000 л/час.
Указанный насос предназначен
для дозировки жидкостей при тем-
пературе не свыше 80° С с приво-
дом от взрывобезопасного электро-
двигателя мощностью 5 кет при
1500 об!мин через червячный ре-
дуктор с i = 24 : 1. Число ходов
плунжера 62 в минуту, диаметр
плунжера 70 мм.
Насос имеет следующие пределы
регулирования: при ходе плунжера
от нуля до 60 мм — производитель-
ность от нуля до 1500 л/час при
давлении 30 кг/см2 и при ходе
плунжера от нуля до 116 мм — про-
изводительность от нуля до
3000 л/час при давлении 15 кг/см2.
На фиг. 202 представлен разрез
через рабочий цилиндр плунжерно-
го дозировочного насоса РПН-2.
В чугунном корпусе 1 переме-
щается плунжер 2, изготовленный
из нержавеющей стали, приводимый
в движение при помощи регулирую-
щего механизма 3. Сальник насо-
са 4 имеет пять колец мягкой асбе-
стовой набивки, между которыми
помещен фонарь 6. Грундбукса 5
выполнена из нержавеющей стали.
На плунжере имеется латунный
поршня 7.
Регулирующий механизм насоса
на фиг. 203.
7
7SS-
Фиг. 202. Разрез через рабо-
чий цилиндр плунжерного до-
зировочного насоса.
1— цилиндр или корпус насоса;
2 —плунжер; 3—регулирующий ме-
ханизм; 4—мягкая сальниковая
набивка; 5—грундбукса; (5—фонар-
ное кольцо; 7 —указатель хода
поршня.
указатель величины хода
схематически представлен
17 К- С. Гуревич
258
Центробежные насосы
Фиг. 203. Схема регулирующего механизма ^дозировочного
насоса.
7 —кривошип; 2—шатун; 3—коромысло; 4— сектор; 5— регулирующий
винт; 6—-камень; 7—маховичок.
Фиг. 204. Конструкция клапана дозировочного насоса.
7—корпус клапана;^?—стальное седло; 3—шарик; 4—пружина;
5—крышка клапана; 6 — ограничитель $подъема клапана^ 7—
паронитовая прокладка.
Насосы специальных типов
259
Движение плунжеру передается через кривошип Л наса-
женный на вал редуктора, шатун 1 соединяется с коромыс-
лом 3, шарнирно соединенным с сектором 4. Коромысло имеет
регулирующий винт 5, при помощи которого камень б, служа-
щий шарнирной опорой коромысла, может передвигаться. При
передвижении камня, которое осуществляется от руки через
маховичок 7, меняется длина коромысла, а с ней и длина хода
плунжера.
Вращением маховичка 7 можно изме-
нить длину хода плунжера от нуля до
максимум 116 мм при горизонтальном
расположении коромысла 5. Если же сек-
тор 4 будет переставлен и коромысло 3
будет установлено вертикально, то при
вращении маховичка 7 длина хода плун-
жера будет изменяться в пределах от
нуля до максимум 60 мм.
Насос имеет шаровые всасывающие
и нагнетательные клапаны конструкции,
изображенной на фиг. 204. Корпус кла-
пана 1 изготовлен из обычного серого
чугуна. Стальное седло 2 запрессовано
в корпус. В качестве клапана при-
менен стандартный каленый шарик 3.
Шарик нагружен пружиной 4. Крышка 5
клапана имеет ограничитель подъема 6
клапана. В качестве уплотнитель-
ного материала между клапанной короб-
кой и крышкой применен паро-
нит 7.
На нагнетательной стороне насоса
Фиг. 205. Пружинный
предохранительный кла-
пан регулируемого дози-
ровочного насоса.
7 —корпус; 2—седло; 3—та-
релка; 4— направляющая;
5—пружина.
установлено два предохранительных клапана по одному на
каждый цилиндр конструкции, изображенной на фиг. 205. Пре-
дохранительный клапан имеет стальной сварной корпус 1.
Седло клапана 2, тарелка клапана 3 и направляющая 4 выпол-
няются из нержавеющей стали ЭЖ2, а пружина 5 — из рояль-
ной проволоки.
Соединение насоса с электродвигателем осуществлено через
червячный редуктор, конструкция которого представлена на
фиг. 206.
Червячный вал редуктора соединен с электродвигателем
при помощи муфты. Червячный вал покоится на двух шарико-
вых подшипниках и одном наборном, упорном. Колесо редук-
тора имеет сменный венец и вращается также на шариковых
подшипниках. Движение от редуктора к плунжерам передается
при помощи двух кривошипов.
17*
Фиг. 206. Редуктор дозировочного насоса.
7 —ведомый вал; 2—корпус; 3 — червячное колесо; 4—червяк; 5 —кривошип; 6 — шатун; 7 —ведущий вал.
260 Центробежные насосы
Правила техники безопасности 261
Глава XIII
ПРАВИЛА ТЕХНИКИ БЕЗОПАСНОСТИ ДЛЯ
НАСОСНЫХ УСТАНОВОК
Правила техники безопасности для насосных, перекачиваю-
щих нейтральные, холодные жидкости, например воду, отличны
от правил техники безопасности для насосных, перекачиваю-
щих горячие и легко воспламеняющиеся нефтепродукты.
Правила техники безопасности для насосных, перекачиваю-
щих воду, общеизвестны. Рассмотрим правила техники безопас-
ности насосных установок, предназначенных для перекачки
нефтепродуктов, жидких газов и реагентов. Если из этих пра-
вил опустить все специальные требования, то они могут быть
применимы и к насосным, перекачивающим нейтральные холод-
ные жидкости.
Основным правилом по технике безопасности, которое необ-
ходимо соблюдать на насосных установках, является поддер-
жание абсолютной чистоты.
Рабочий, поскользнувшись на разлитом по полу нефтепро-
дукте, может попасть под движущиеся части насосных агрега-
тов. Если разлитый на полу нефтепродукт впитается в пол или
скопится в трубных лотках, он может быть источником пожара.
При испарении разлитого нефтепродукта помещение насос-
ной заполняется парами, вредными для здоровья обслуживаю-
щего персонала.
В помещении насосной полы должны быть непроницаемыми
для нефтепродуктов и не должны иметь трещин и других де-
фектов, через которые может просочиться нефтепродукт. Луч-
шим материалом для этой цели являются тометные или мет-
лахские плитки.
Пол, выложенный из таких плиток, непроницаем для
нефтепродуктов, химически стоек против действия нефтепро-
дуктов, кислот и щелочей, легко ремонтируется путем смены
поврежденных плиток и, наконец, его легко поддерживать
в чистоте. Рекомендуется в насосной облицовывать тометной
или метлахской плиткой и стены на высоту до 2 м. Пол насос-
ной и фундаменты насосов должны быть устроены так, чтобы
их можно было в любое время мыть.
Обычно пол насосной и трубопроводные лотки моют при
помощи брандспойта, причем, так как на заводе всегда имеется
горячая вода и пар, мытье трубных лотков для лучшей очистки
от темных нефтепродуктов производят горячей водой.
Смывают светлые продукты и реагенты холодной водой,
так как при мытье горячей водой возникают вредные испарения.
Фундаменты под насосы должны быть дренированными к по
ним непрерывной пленкой должна все время течь вода, кото-
262
Центробежные насосы
рая смывает с фундамента просочившуюся через сальники
жидкость.
Пример устройства фундамента с дренажем приведен на
фиг. 83. Очень легко поддерживать в чистоте фундаменты на-
сосов, облицованные тометными или метлахскими плитками.
Если насос перекачивает легко испаряющуюся жидкость,
то, во избежание отравления воздуха, у сальников насоса
должна быть устроена водяная завеса, которая охлаждает
и смывает просочившуюся жидкость.
Основным источником утечки нефтепродуктов в помещение
насосной являются сальники. Поэтому они должны быть в пол-
ной исправности и обеспечены бесперебойной подачей охла-
ждающей и уплотняющей жидкостей (если в этом имеется необ-
ходимость). В случае прекращения подачи охлаждающей или
уплотняющей жидкости к сальникам насос должен быть немед-
ленно остановлен.
Неисправность сальника горячего насоса влечет за собой
гэжар, часто с весьма серьезными последствиями. Просачива-
ние сжиженных газов через сальник насоса может привести
к отравлению людей, находящихся в помещении насосной
а при большом давлении, развиваемом насосом, может быть
причиной обмораживания. Поэтому необходимо следить за
исправностью сальников и никогда не ремонтировать их на
ходу.
В помещении насосных, перекачивающих нефтепродукты
и сжиженные газы, устраивается вентиляция, естественная или
искусственная, обеспечивающая поступление свежего и отсасы-
вание загрязненного воздуха. Иногда применяется так назы-
ваемое воздушное душирование, которое предусматривает под-
вод свежего воздуха непосредственно к рабочему месту.
С поверхности горячих насосов выделяется очень много
тепла, что может создать тяжелые условия для обслуживаю-
щего персонала, особенно в южных районах страны. Вентиля-
ция в таких случаях помогает мало и должна быть дополнена
тепловой изоляцией паровых и продуктовых цилиндров, кото-
рая дает хорошие результаты.
Отопление насосной, в которой установлены насосы для пе-
рекачки нефтепродуктов и сжиженных газов, должно быть
безопасным в пожарном отношении.
Этим требованиям отвечает центральное, водяное или паро-
вое отопление.
Освещение насосной для перекачки нефтепродуктов может
быть наружным (через оконные фрамуги) или внутренним, вы-
полненным при помощи взрывобезопасной проводки в трубах,
соединенных взрывобезопасными фитингами (кондулетами)
с применением специальной взрывобезопасной арматуры.
В качестве приводов для насосов применяются двигатели
Правила техники безопасности
263
паровые, электрические и внутреннего сгорания. Паровой дви-
гатель в пожарном отношении безопасен, и установка его в по-
мещении, опасном в смысле взрыва и пожара, не встречает
никаких осложнений.
Точно так же не встречает осложнений установка в поме-
щении такой насосной и взрывобезопасных электродвигателей.
Если же применяется электродвигатель в нормальном испол-
нении или двигатель внутреннего сгорания, то помещение на-
сосной разделяется на две части глухой железобетонной сте-
ной. Вал, приводящий насос от двигателя, в этом случае про-
пускается через имеющееся в железобетонной стене сальнико-
вое уплотнение (см. фиг. 60 и 61).
Все движущиеся части насосных агрегатов (что в первую
очередь относится к приводным насосам) должны иметь
исправные, всегда установленные на место ограждения. Окна
в помещении насосной всегда должны быть хорошо протерты,
чтобы обеспечить хорошее наблюдение за работой насосов.
Инструмент, применяемый при ремонте насосов, должен
храниться на инструментальной доске.
Масляные концы во избежание загорания должны соби-
раться в металлический ящик с плотно закрывающейся
крышкой.
Помещение насосной, перекачивающей нефтепродукты и сжи-
женные газы, должно быть оборудовано паротушением. Паро-
тушение прокладывается вдоль стен и, если имеется необходи-
мость, подводится и к сальникам насосов. Вентиль паротуше-
ния должен находиться вне помещения насосной, а двери
и окна насосной должны открываться только наружу.
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
КОМПРЕССОРЫ, ВЕНТИЛЯТОРЫ И ВОЗДУХОДУВКИ
КРАТКИЙ ИСТОРИЧЕСКИЙ ОБЗОР
Компрессоры, воздуходувки (газодувки) и вентиляторы вхо-
дят в большую группу так называемых воздуходувных машин.
Примитивные воздуходувные машины в виде мехов приме-
нялись еще в древние времена при производстве меди и железа.
На старинных металлургических заводах до начала
XVIII века воздух в доменные печи подавался ящичными ме-
хами, приводимыми от водяных колес.
Построенная И. И. Ползуновым первая в мире двухцилин-
дровая паровая машина (1769 г.) предназначалась для привода
воздуходувной машины.
С этого времени старые ящичные мехи стали заменять
поршневыми воздуходувками.
В конце XVIII века на Урале были построены крупнейшие
по тому времени в Европе доменные печи, оборудованные
поршневыми воздуходувками с водяным приводом.
В 1906 г. в России появились мощные поршневые воздухо-
дувки с непосредственным приводом от газового двигателя
(газопоршневые воздуходувки), которые стали вытеснять воз-
духодувные машины с паровым приводом.
В 1910 г. с газопоршневыми воздуходувками начинают
успешно конкурировать турбовоздуходувки с паротурбинным
приводом.
В настоящее время широко распространены турбовоздухо-
дувки с паротурбинным и электрическим приводом.
Сжатый воздух в строительном деле начали применять еще
в XVIII веке. В 1899 г. в Петербурге был построен первый
в Европе завод пневматических инструментов — «Пнев.матика>,
существующий до настоящего времени. Сжатый воздух нашел
широкое применение в горном деле, на строительных работах,
при добыче и переработке нефти.
Теоретические и экспериментальные работы советских уче-
ных на основе трудов Н. Е. Жуковского, С. А. Чаплыгина
и В. П. Горячкина сильно продвинули вперед развитие и со-
вершенствование отечественных воздуходувных машин.
Общие сведения 265
В области разработки теории вентиляторов и турбовоздухо-
дувок известны труды советских ученых Г. Ф. Проскуры,
В. Ф. Риса, В. И. Поликовского, В. Н, Косточкина, К. А. Уша-
кова и других.
За разработку и внедрение в промышленность вентилято-
ров новых типов в 1949 г. К. А. Ушаков совместно с М. И. Не-
вельсоном и А. М. Комаровым были удостоены Сталинской
премии.
ПОНЯТИЕ О КОМПРЕССОРАХ, ВОЗДУХОДУВКАХ
И ВЕНТИЛЯТОРАХ
Компрессорами, воздуходувками и вентиляторами называют
обширную группу машин, служащих для сжимания атмосфер-
ного воздуха и различных газов.
В зависимости от давления, развиваемого на напорной сто-
роне газо-воздуходувных машин, их условно называют:
вентиляторами, если развиваемое давление не пре-
вышает 1000 мм вод. ст.;
газо-воздуходувками при развиваемом давлении
в пределах 1000—15 000 мм вод. ст.;
компрессорам и, когда развиваемое машиной давление
превышает 1,5 ати.
Разумеется, что вентиляторы, газодувки и компрессоры
в зависимости от принципа работы, конструктивного оформле-
ния и назначения могут иметь множество разновидностей.
Основное деление газо-воздуходувных машин производят по
рабочей среде, для нагнетания которой они предназначаются,
разделяя их на две больших группы: 1) машины для сжатия
воздуха и 2) машины для сжатая различных газов.
По принципу работы машины для сжатия газов можно
также разбить на две группы; в одну из этих групп входят
так называемые поршневые компрессоры, в которых сжатие
и нагнетание осуществляются путем периодически повторяю-
щихся сокращений объема рабочего цилиндра. При увеличении
объема рабочего цилиндра последний сообщается со всасываю-
щим трубопроводом или непосредственно с окружающим воз-
духом. Происходит процесс всасывания. При сокращении
объема рабочего цилиндра заключенный в нем газ сжимается,
а затем нагнетается в трубопровод.
Таким образом, поршневой компрессор работает так же, как
и поршневой насос. Принципиальная разница при теоретиче-
ском рассмотрении поршневых насосов и поршневых компрес-
соров заключается в том, что насосы перемещают несжи-
маемую жидкость, тогда как при изучении поршневых
компрессоров приходится иметь дело с воздухом или газами,
которые подвержены значительному сжатию.
266 Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
К поршневым компрессорам помимо собственно поршневых
компрессоров следует также отнести все разновидности рота-
ционных компрессоров, у которых сжатие газа производится
посредством вращающегося ротора.
В современной технике поршневые машины для сжатия га-
зов и воздуха применяются только как машины для получения
высокого сжатия, поэтому они в подавляющем большинстве
относятся к компрессорам. Поршневые и ротационные воздухо-
дувки в настоящее время встречаются весьма редко.
Исключение составляет лишь ротационная воздуходувка
Рута, которая находит себе достаточно обширное применение
В дальнейшем изложении при рассмотренш! поршневых воз-
духо-газодувных машин будут подразумеваться поршневые ком-
прессоры.
Во вторую группу входят машины, которые производят сжа-
тие газа, сообщая последнему большую скорость с последую-
щим преобразованием кинетической энергии в•потенциальную.
Основной разновидностью этой группы являются центро-
бежные и аксиальные машины: вентиляторы, газо-воздухо-
дувки и компрессоры. К этой группе должны быть также отне-
сены компрессоры инжекционного действия.
В современной технике, применяющей двигатели с высоким
числом оборотов, электродвигатели и паровые турбины, центро-
бежные газо-воздуходувные машины получили весьма широкое
распространение особенно там, где необходима подача боль-
ших объемов газа или воздуха.
Этот вид машин распространен как в виде вентиляторов,
турбо-воздухо-газодувок, так и в виде турбокомпрессоров.
В переработке нефтяных и искусственных газов компрес-
соры имеют большое распространение как на основных техно-
логических установках, так и для различных вспомогательных
целей.
При переработке нефти и нефтепродуктов компрессоры при-
меняют в качестве технологических компрессоров на различных
установках по переработке и очистке нефтепродуктов, а также
в качестве вспомогательных при ремонте аппаратуры уста-
новок.
Общезаводское хозяйство современного нефте-газоперераба-
тывающето завода или завода искусственного жидкого топ-
лива немыслимо без компрессорных установок, питающих
сжатым воздухом контрольно-измерительные приборы, различ-
ный пневматический инструмент при ремонтных и монтажных
работах, поднимающих воду из артезианских скважин и ис-
пользуемых для ряда других вспомогательных целей.
На наших заводах также весьма распространены мощные
турбо-воздухо-газодувки, служащие для целей пневматического
транспорта.
Поршневые компрессоры
267
Вредность производственных условий ряда цехов требует
создания искусственной вентиляции; для этой цели приме-
няются многочисленные разновидности вентиляторов.
Вентиляторы и газодувки применяют также для дутья и от-
сасывания дымовых газов печей технологических установок.
Помимо весьма широкого применения в нефтезаводском
деле машины для перемещения воздуха и газов широко рас-
пространены на нефтепромыслах, где значительная часть
добычи осуществляется при помощи компрессоров, и, наконец,
при помощи компрессоров осуществляется транспорт газов на
дальние расстояния (например, газопровод Саратов—Москва).
Глава XIV
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ПРОЦЕСС ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
(фиг. zu/j, производится
? ь з
Пусть в цилиндре компрессора, который для удобства рас-
положим под осями координат pi
сжатие идеального газа, состоя-
ние которого в начале и в конце
всасывания одинаково, а следо-
вательно, одинаково и в начале
процесса сжатия. Такое неизмен-
ное состояние идеального газа на
всасывающей стороне может быть
достигнуто, когда всасывание
газа производится из сосуда бес-
конечно больших размеров и
когда отсутствует сопротивление
всасывающих клапанов, а движе-
ние поршня происходит без тре-
ния.
Предположим, что процесс
нагнетания происходит также
в идеальных условиях, т. е. при
отсутствии сопротивления нагне-
тательных клапанов, потерь на
трение поршня при нагнетании газа
не меняется, т. е. теоретически в сосуд бесконечно больших раз-
меров.
При этих условиях теоретический процесс всасывания и про-
цесс нагнетания могут быть изображены горизонтальными пря-
мыми линиями.
Фиг. 207. Теоретический процесс
одноступенчатого компрессора.
А—рабочий цилиндр; В —поршень;
mm —всасывающие клапаны; пп— на-
гнетательные клапаны.
в сосуд, давление в котором
268
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
На фиг. 207 обозначены: А — рабочий цилиндр компрессора,
В — поршень, приводимый в поступательно-возвратное движе-
ние при помощи какого-либо двигателя, m — всасывающие кла-
паны и п — нагнетательные клапаны.
При движении поршня А по направлению стрелки а, т. е.
вправо, в левой полости рабочего цилиндра I откроется всасы-
вающий клапан m и начнется процесс всасывания. Если давле-
ние в резервуаре, из которого происходит всасывание, будет
равно Pi, то процесс всасывания при перемещении поршня из
левого мертвого положения в правое в координатах pv изо-
бразится отрезком прямой 7—2, параллельной оси v и отстоя-
щей от нее на расстоянии pi. При обратном ходе поршня по
направлению стрелки Ь, т. е. влево, в полости I будет происхо-
дить процесс сжатия 2—3. Когда давление сжатия достигне.
д'авления рг, равного давлению в резервуаре, в который произ-
водится нагнетание, откроется нагнетательный клапан п и нач-
нется процесс выталкивания (или нагнетания) газа, что в коор-
динатах pv изобразится прямой 3—4, параллельной оси v, на
расстоянии от нее, равном рг. По достижении левого мертвого
положения поршень остановится и процесс нагнетания закон-
чится; также закроется нагнетательный клапан и давление
в рабочем цилиндре упадет. При движении поршня вправо
снова начнется процесс всасывания.
Процесс падения давления в рабочем цилиндре компрессора
при перемене направления вращения в левом мертвом положе-
нии изобразится вертикальной прямой 4—1.
Если проследим за изменением объема правой полости II
рабочего цилиндра компрессора в зависимости от движения
поршня, то получим негативное изображение построенной нами
теоретической индикаторной диаграммы одноступенчатого порш-
невого компрессора.
АДИАБАТИЧЕСКОЕ, ИЗОТЕРМИЧЕСКОЕ И ПОЛИТРОПИЧЕСКОЕ
СЖАТИЕ ВОЗДУХА И ГАЗОВ. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ РАБОТА
И МОЩНОСТЬ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
Площадь теоретической индикаторной диаграммы, как изве-
стно, представляет собой работу, затрачиваемую на нагнетание
газа, или, что то же, теоретическую работу, необходимую для
приведения компрессора в действие.
Следовательно, чем меньше площадь индикаторной диа-
граммы поршневого компрессора, тем меньше придется затра-
тить работы для получения заданного конечного сжатия для
одного и того же объема газа.
На теоретической диаграмме поршневого компрессора кри-
вая сжатия нами была изображена кривой 2—3 (фиг. 207).
Поршневые компрессоры
269
Теоретически это может быть любая политропическая кривая,
уравнение которой, как известно:
pvm = const. (83)
В пределе, когда показатель политропы т равен k, указан-
ное уравнение превращается в уравнение адиабаты
pvk = const, (84)
т. е. кривой, процесс которой происходит без подведения и от-
ведения тепла. Когда показатель политропы т=1, ее уравне-
ние превращается в уравнение изотермы
pv = const. (85)
Изотермическое сжатие осуществляется при постоянной тем-
пературе и должно сопровождаться интенсивным отведением
тепла.
Посмотрим теперь, как будет изменяться площадь индика-
торной диаграммы в зависимости от процесса адиабатического
или изотермического сжатия.
Если из точки 2 (фиг. 208) провести адиабату и изотерму,
то, как известно из термодинамики, адиабата расположится
выше изотермы, поэтому конец адиабатического сжатия на тео-
ретической диаграмме одноступенчатого компрессора, который
попрежнему обозначим точкой 5, будет находиться правее
точки 4 на той же горизонтальной прямой нагнетания, отно-
сящейся к концу изотермического сжатия.
Таким образом, мощность, затрачиваемая на адиабатиче-
ское сжатие газа в компрессоре, будет больше мощности, по-
требной для изотермического сжатия, на величину заштрихо-
ванной площади индикаторной диаграммы (см. фиг. 210).
Из сказанного следует, почему для экономичной работы
компрессора необходимо стремиться процесс сжатия газа вести
по изотерме, т. е. при постоянной температуре, соответствую-
щей температуре газа при всасывании.
Практически трудно осуществить процесс сжатия газа по
изотерме даже при интенсивном охлаждении рабочего цилиндра,
и процесс сжатия газа в цилиндре происходит по поли-
тропе 2—3' (фиг. 208), которая находится между адиабатой и
изотермой. Это отклонение от изотермического сжатия тем зна-
чительнее, чем выше конечное давление сжатия в компрессоре.
Изотермическое и близкое к нему политропическое сжатие
в компрессоре можно осуществить при интенсивном отводе
тепла от сжимаемого газа.
В этих целях рабочие цилиндры компрессоров небольшой
производительности снабжаются отводящими тепло ребрами,
наподобие ребер у цилиндра мотоциклетного двигателя. Для
компрессоров больших размеров требуемого эффекта в охла-
210
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
ждении сжимаемого газа при помощи ребер достичь не удается,
поэтому цилиндры компрессоров больших размеров, как пра-
вило, имеют рубашку, в которой непрерывно циркулирует охла-
ждающая жидкость (вода).
Рассматривая теоретическую индикаторную диаграмму ком-
прессора (фиг. 209), мы видим, что площадь ее, соответствую-
Фиг. 208. Сравнение изотермиче- Фиг. 209. Теоретическая индикаторная
ского и адиабатического сжатия, диаграмма одноступенчатого компрес-
сора (для определения работы сжатия).
щая работе сжатия L, представляет собой геометрически сумму
трех площадей:
£ = £,2 £j+ £сЖ,
где Li — площадь горизонтально заштрихованного прямоуголь-
ника 1—Г—2'—2, соответствующая положительной работе про-
цесса всасывания, равная
£i=
площадь £з = 4—1'—3'—3 вертикально заштрихованного пря-
моугольника, соответствующая отрицательной работе нагнета-
ния, равная
£2 = PzV2t
и, наконец, площадь £сж, соответствующая отрицательной
работе нагнетания, т. е. площадь 3'—2' —2—3, расположен-
ная под кривой сжатия и соответствующая работе, затрачен-
ной на осуществление процесса сжатия.
Подставляя эти выражения в исходную формулу, получим
£ == Р2Р2 РтРт. £сж*
Принимая сжатие изотермическим, будем иметь
= Pivi и £сж = pxvx In
откуда работа компрессора при изотермическом сжатии будет
£иа = Рт»1 In = 2,303/^1g (86)
Поршневые компрессоры
271
В выражение для работы изотермического процесса входят
только величины начального и конечного состояния газа, по-
этому оно справедливо для любого газа, например воздуха,
водорода, метана и т. д.
Если в выражении для работы сжатия изотермического про-
цесса заменить = RT\, то оно примет несколько иной вид:
LK3 = In -g кгм]кг. (87)
Из этого выражения видно, что работа изотермического
сжатия I кг газа зависит от начальной температуры 7\ и отно-
° р%
шения начального и конечного давлении —
Pi
Следовательно, одинаковая работа будет затрачена при
сжатии 1 кг газа от 1 до 4 ат и от 40 до 160 ат потому, что
р, 4 160 -
отношение — = -т-=—?к- в обоих случаях одинаково.
Pi l IV
Из этого же выражения видно, что при одном и том же
отношении давлений — работа сжатия 1 кг газа тем больше,
Pi
чем выше температура всасывания 7\.
Практически можно считать, что на каждые 3° С повыше-
ния температуры на всасывании работа сжатия увеличивается
на 1%. Следовательно, для уменьшения работы сжатия, или,
что то же, для повышения экономичной работы компрессора,
необходимо стремиться, чтобы газ, поступающий в компрессор,
имел более низкую температуру.
При адиабатическом сжатии работа сжатия мо-
жет быть представлена также в виде геометрической суммы
площадей
1- = £-2 £-1 "Ь Есж,
где соответственно
£-1 = Pivi> --2 — Pzv2 'I Есж = Еад = 1 (р2^г Pi^i)-
Подставляя указанные значения, получим
Ul = PjVj, — Рз^+уТ^Т (Р2^2 — РЛ) =
= 1 + jfzrr (^2 — P1V1) = -РЛ);
— P1VJ- (88)
Наконец, работу при политропическом сжатии не
трудно получить, если в выражения, полученные для адиаба-
272
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
тического сжатия, вместо показателя адиабаты к поставить
показатель политропы т:
кП0Л = т [ (Pzv2 Plvl)'> (89)
m — 1
^пол = -1]- (90)
ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ДИАГРАММА ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
КОМПРЕССОРА
Индикаторная диаграмма реального поршневого компрес-
сора отличается от теоретической прежде всего тем, что реаль-
ный компрессор между крышкой рабочего цилиндра и поршнем,
находящимся в крайнем положении, имеет вредное про-
странство.
Если произвести сравнение поршневого компрессора с порш-
невым насосом, то мы увидим, что поршневой насос также
имеет вредное пространство; однако наличие его не влияет на
работу поршневого насоса, так как это пространство во время
работы насоса остается заполненным несжимаемой жидкостью.
Наличие вредного пространства в поршневом компрессоре
оказывает существенное влияние на его работу, так как остаю-
щийся в этом пространстве газ при всасывающем ходе поршня
расширяется.
Практически вредного пространства в компрессорах избе-
жать нельзя, так как оно вызывается наличием каналов, в ко-
торых помещаются клапаны, и необходимостью иметь некото-
рый зазор между крышкой рабочего цилиндра компрессора и
поршнем, находящимся в крайнем мертвом положении, для
целей сборки и регулировки механизма компрессора.
Часто компрессорам приходится сжимать газы, конденси-
рующиеся во время сжатия; образовавшаяся при этом жид-
кость образует жесткую несжимаемую подушку между порш-
нем, находящимся в крайнем положении, и крышкой рабочего
цилиндра. Если жидкости сконденсируется больше, чем вме-
щается во вредном пространстве, то это приведет к неизбежной
аварии компрессора. Поэтому вредному пространству компрес-
сора придают такой объем, который всегда должен быть
больше возможного количества конденсированной из газа жид-
кости.
Обычно вредное пространство составляет от 3 до 8% от
объема рабочей части цилиндра.
Итак, ввиду наличия мертвого пространства с объемом, рав-
ным г'о, процесс всасывания начинается не в мертвом положе-
нии поршня (фиг. 210), как это принималось при теоретическом
процессе, а на некоторой части хода поршня, после того, как
закончится расширение оставшегося во вредном пространстве
Поршневые компрессоры
273
газа и объем v' всасываемого газа будет меньше объема vh,
описанного поршнем.
Благодаря наличию вредного пространства и расширению
оставшегося в нем газа работа всасывающих клапанов проис-
Фиг. 210. Теоретическая индикаторная
диаграмма одноступенчатого компрессора
с вредным пространством.
ходит более плавно и без ударов, это способствует более спо-
койной их работе.
Объемный или волюметрический к. п. д.
Отношение действительно засасываемого объема газа V
к объему vh, описываемому поршнем, называется объемным
или волюметрическим к. п. д. компрессора и обозначается
%=4-- <91>
Величина объемного коэфициента % зависит не только от
наличия вредного пространства по, но и от величины отноше-
ния начального (pt) и конечного (Рг) давлений, причем, чем
выше и правее лежит точка 4 (фиг. 210), соответствующая на-
чалу расширения, тем меньше действительный объем всасыва-
ния v', а следовательно, и меньше величина объемного к. п. д.
компрессора.
Зависимость объемного к. п. д. от величины вредного про-
странства для атмосферного воздуха приведена в табл. 14.
Рабочий цилиндр компрессора может иметь принудительно
действующие клапаны или самодействующие.
При принудительно действующих клапанах начало всасыва-
ния и начало нагнетания определяются соответственно момен-
том открытия всасывающего или нагнетательного клапана.
Самодействующие клапаны, получившие наибольшее распро-
странение, открываются под влиянием разности давлений газа,
принципиально не отличаясь от клапанов поршневых насосов.
Конструктивно же самодействующие клапаны поршневых ком-
18 к. С. Гуревич
274
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
прессоров в качестве основного элемента имеют обычно легкую
стальную пластинку, нагруженную сверху пружиной.
Таблица 14
Объемные к. п. д. воздушных одноступенчатых компрессоров
для различных конечных давлений сжатия при различных размерах
вредного пространства
Вредное про- Давления, ата
странство в % к объему 1 2 3 4 5 6 7 8
цилиндра Объемные коэфициенты полезного действия
0 1 1 1 1 1 1 1 1
1 1 0,99 0,98 0,97 0,96 0,95 0,94 0,93
2 1 0,98 0,96 0,94 0,92 0,90 0Д8 0,86
4 1 0,96 0,92 0,88 0,84 0,80 0,76 0,72
6 1 0,94 0,88 0,82 0,76 0,70 0,64 0,58
8 1 0,92 0,84 0,76 0,68 0,60 0,52 0,44
При рассмотрении теоретического процесса компрессора мы
полагали, что как только давление в конце сжатия достигнет
величины, равной давлению нагнетания, то открывается нагне-
тательный клапан и начинается процесс нагнетания. В реальном
Фиг. 211. Действительная индика-
торная диаграмма одноступенча-
того компрессора.
компрессоре давление сжатия
должно несколько превысить да-
вление нагнетания с тем, чтобы
поднять клапан и создать ско-
рость для преодоления сопроти-
вления седла клапана и напор-
ного патрубка. Точно так же от-
крытие всасывающего клапана
происходит под влиянием раз-
ности давлений в рабочем ци-
линдре к концу процесса расши-
рения, т. е. давление в рабочем
цилиндре должно быть несколько ниже давления в приемном
резервуаре.
Таким образом, в отличие от теоретической диаграммы
(фиг. 211) линии всасывания DA и нагнетания ВС не являются
прямыми линиями. Некоторая кривизна и волнистость этих ли-
ний являются следствием непостоянства потерь при прохожде-
нии газа через клапаны в связи с изменением скорости газа
в зависимости от скорости поршня, а также следствием пульса-
ции газа в трубопроводе и вибрации клапанных пластин.
На диаграмме видно, что линия нагнетания в действитель-
ном процессе располагается выше теоретической, а линия вса-
сывания ниже.
Поршневые компрессоры
275
Линии расширения и сжатия также отклоняются от поли-
троп, которыми они изображаются в теоретических циклах. Эти
отклонения вызываются теплообменом между газом и стенками
рабочего цилиндра компрессора.
Как известно, сжатие газа сопровождается повышением,
а расширение падением его температуры. При работе компрес-
сора, особенно быстроходного, следуя за ходом поршня, темпе-
ратуры газа в цилиндре (высокие и низкие) меняются с той же
быстротой. Температура поршня и стенок рабочего цилиндра
вследствие тепловой инерции остается почти постоянной, т. е.
некоторой промежуточной между меняющимися температурами
проходящего газа через цилиндр компрессора.
Разность температур между стенками рабочего цилиндра и
поршня, с одной стороны, и температурой находящегося в нем
газа, с другой, вызывает между ними непрерывный теплообмен,
который происходит на протяжении всего цикла. В процессе
всасывания, когда температура газа ниже, чем температура
стенок цилиндра компрессора, происходит нагревание газа.
В процессе сжатия температура газа продолжает повышаться,
и на некоторой части хода поршня сравнивается с температу-
рой стенок рабочего цилиндра, а затем превышает ее и начи-
нает происходить обратный переход тепла от газа к стенкам
цилиндра компрессора.
Точно так же в процессе расширения газа, оставшегося
во вредном пространстве, в начале процесса происходит отдача
тепла от газа к стенкам цилиндра, а в конце — от стенок ци-
линдра к газу.
Наличие теплообмена между газом и стенками цилиндра
искажает показатель политропы.
При определении величины индикаторной работы компрес-
сора обычно пользуются так называемыми эквивалентными
политропами, которые направлены так, что срезываемые и до-
бавляемые ими площади индикаторной диаграммы взаимно ком-
пенсируются.
Выше были даны выражения для величины работы при раз-
личных процессах сжатия в теоретическом процессе односту-
пенчатого компрессора при отсутствии вредного пространства.
В действительном процессе, заменив линии расширения и
сжатия политропами, его работу можно рассматривать как раз-
ность площадей двух теоретических процессов:
~ ^-пол ^-воз,
где Апол — работа компрессора с политропическим сжатием;
Ьвсз —работа, возвращаемая газом, оставшимся во вредном
пространстве при его политропическом расшире-
нии.
18*
216
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Имеем
m — 1
т — 1
, т Г / р,
L = PlVh--------Г —
,L т — 1 рх
(92)
Следовательно, работу сжатия в действительном процессе
поршневого компрессора можно определять по формулам для
теоретического процесса, принимая всасываемый объем и' за
начальный объем.
Аналогичный вывод может быть сделан и для реального
газа.
Приближенно можно считать, что работа, затраченная на
сжатие во вредном пространстве газа, при его расширении
возвращается полностью и наличие вредного пространства на
индикаторной мощности не отражается. Его влияние сказы-
вается главным образом на увеличении объема рабочего
цилиндра реального компрессора, а следовательно, на его утя-
желении и повышении стоимости.
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Объем газа, сжимаемый компрессором в единицу времени
(в минуту), пересчитанный на его состояние при входе в ком-
прессор, называется производительностью компрессора. Если
начальное его состояние определяется параметрами Pi и Л, то,
пользуясь характеристическим уравнением, можно определить
объем газа, сжимаемый за один цикл при начальных пара-
метрах: PliPl — Р2Р2 s RT & = _Л_ р2^2 Т2
откуда vt = ~Y~'~ v2 м?[цикл. (93)
Зная объем Vb сжимаемый за один цикл, и число оборотов
компрессора в минуту, не трудно определить производитель-
ность компрессора:
V = Угп.
Действительная производительность компрессора меньше
теоретической. На уменьшение производительности главным
образом влияет следующее.
1. Сопротивление всасывающего клапана, вследствие чего,
как было сказано выше, давление в цилиндре компрессора
Поршневые компрессоры
277
несколько ниже, чем в резервуаре, из которого происходит
всасывание газа.
2. Утечка газа через неплотности в клапанах. При про-
цессе нагнетания некоторая часть газа при наличии неплот-
ности во всасывающем клапане возвращается обратно в прием-
ный резервуар.
При наличии неплотностей в нагнетательном клапане в про-
цессе всасывания часть газа из напорного трубопровода посту-
пает обратно во вредное пространство рабочего цилиндра ком-
прессора во время процесса расширения, уменьшая тем самым
объем, освобождаемый поршнем для всасываемого газа.
3. Неплотности в уплотнении поршня и сальника. При
износе всегда имеет место некоторая утечка газа из одной
полости цилиндра в другую. Если в левой полости цилиндра
происходит процесс сжатия и нагнетания, то в это же время
в правой полости происходят расширение и всасывание. Под
влиянием разности давлений в левой и правой полостях рабо-
чего цилиндра газ через неплотности в поршне перетекает из
левой полости в правую.
4. Наконец, на уменьшение подачи компрессора влияет
подогрев поступающего в компрессор воздуха в каналах вса-
сывающих клапанов, а также при соприкосновении с горячими
стенками цилиндра. Повышение температуры газа к концу
процесса всасывания иногда бывает настолько значительным,
что вызванное им снижение производительности компрессора
в отдельных случаях достигает 10%.
Если действительно подаваемый компрессором объем газа
обозначить через Уд, а объем, описываемый поршнем, Ул, то
отношение Уд: Vh
= (94)
v h
будет называться коэфициентом подачи компрессора и дей-
ствительная подача компрессора будет следующая:
УД=^УЛ. (95)
В одноступенчатом компрессоре простого действия с диа-
метром Цилиндра, равным D метров, ходом поршня, равным
S метров, при числе оборотов в минуту, равном п, объем
газа, который теоретически компрессор должен был бы засо-
сать в 1 минуту, Утеор равен
Утеор — Sn м3/мин.
В одноступенчатом компрессоре двойного действия объем,
описываемый поршнем с теми же размерами цилиндра и при
том же числе оборотов в минуту, если пренебречь размерами
278 Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
штока, будет в два раза больше, чем в одноступенчатом ком-
прессоре простого действия, а именно:
Утеор = 2 -2^- Sn лр/млн.
Объем засасываемого газа с учетом объемного коэфи-
циента т)0 будет меньше:
Уоб = »?оУтеор М^МИИ,
и, наконец, действительная подача компрессора будет
У = (Утеор M'jMUH.
ИЗМЕНЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ВОЗДУШНОГО
КОМПРЕССОРА В ЗАВИСИМОСТИ ОТ ЕГО РАСПОЛОЖЕНИЯ
НАД УРОВНЕМ МОРЯ
Рассматривая рабочий процесс поршневого компрессора,
мы полагали, что всасывание газа происходит из какого-либо
резервуара с установившимся в нем давлением. Такое положе-
ние справедливо, так как в зависимости от технологического
процесса на установке к компрессору может поступать газ под
различным давлением.
Большая группа компрессоров, сжимая воздух, засасывает
его из окружающей атмосферы, которую можно принять за
бесконечно большой резервуар.
Давление атмосферы, как известно, не постоянно и ее ко-
лебания будут отражаться на производительности компрессора.
Производительность компрессора также зависит от темпера-
туры окружающего воздуха и повышение ее также снижает
подачу.
Основным фактором, влияющим на подачу компрессора,
Который приходится учитывать, является изменение атмосфер-
ного давления в зависимости от расположения компрессора над
уровнем моря.
Компрессор, установленный в горных условиях, на большой
высоте над уровнем моря, будет иметь сниженную подачу по
сравнению с компрессором, установленным на уровне моря.
Отношение конечного давления к первоначальному -Рг
Ро
у компрессора, расположенного выше уровня моря, возрастет
и, следовательно, затрата работы на сжатие одного 1 м3 воз-
духа будет больше.
Поршневые компрессоры
279
Расход мощности на работу компрессора
Мощность, расходуемая компрессором, определяется фор-
мулой т-1
<96)
где N — мощность в л. с,-
т — показатель политропы;
р0 — давление на приеме в кг]м2‘,
Ёо— фактический объем газа в условиях приема (р0Т0),
прокачиваемый компрессором, в м^мин-,
о — отношение сжатия ( q — .
\ Ра г
КОЭФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Из сказанного выше видно, что при необходимости сжать
в компрессоре газ, имеющий начальный объем vh и давле-
ние pi, до давления р2 при затрате наименьшей работы необ-
ходимо производить сжатие по изотермическому процессу.
Этим обусловливается, что за идеальный процесс для компрес-
сора принят процесс с изотермическим сжатием.
Если работу и мощность при изотермическом сжатии обо-
значим через ЬИз и NH3, а работу и мощность сжатия, опреде-
ляемые по индикаторной диаграмме (вычерченной теоретически
или снятой с натуры), через Еинд и ЛГИнД, то отношение инди-
каторной мощности к мощности изотермического сжатия носит
название изотермического к. п. д.
__ ^'из ^из
»?из— - N
ьинд ИНД
Практически изотермический к. п. д. компрессора колеб-
лется в пределах от 65 до 75%.
Изотермическим к. п. д. пользуются для оценки степени
совершенства при сравнении между собой компрессоров раз-
личных типов.
Известно, что для привода в действие компрессора тре-
буется мощность несколько большая, чем определенная по
индикаторной диаграмме.
Эта мощность расходуется на преодоление сопротивления
трению в механизме компрессора.
Если действительную мощность, необходимую для привода
компрессора, обозначим через N^ct, а индикаторную через
Агинд, то отношение
N ~
(97)
ИНД
называется механическим к. п. д. ;
280
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Механический к. п. д. компрессора зависит от степени
совершенства конструкции, тщательности изготовления и
сборки. Обычно значения механического к. п. д. колеблются
в пределах от 80 до 90%.
Коэфициент полезного действия сложной машины равен
произведению частных к. п. д., следовательно
^ком — ‘Члз'Чт’
(98)
МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ
Работа адиабатического сжатия значительно превышает
работу изотермического сжатия. Чем выше давление, разви-
ваемое компрессором, тем большее расхождение между адиа-
батой и изотермой и тем боль-
Фиг. 212. Теоретический процесс
двухступенчатого компрессора с про-
межуточным холодильником.
ше работа, затрачиваемая на
адиабатическое сжатие по
сравнению с изотермическим.
Однако чем больше отно-
шение давлений, развиваемых
компрессором, тем труднее
осуществить охлаждение ци-
линдра и приблизить поли-
тропу к изотерме.
Для уменьшения работы
сжатия взамен одноступенча-
того применяют многоступен-
чатое сжатие, достигая тре-
буемого давления газа после-
довательно в нескольких ци-
линдрах компрессора.
Газ после сжатия в 1-й
ступени компрессора напра-
вляется в холодильник, где охлаждается до первоначальной
температуры, а затем дожимается во 2-й ступени. Обычно при-
меняется двух- и трехступенчатое сжатие, и реже — четырех-
ступенчатое.
На фиг. 212 графически изображены наложенные друг на
друга теоретический процесс одноступенчатого и двухступен-
чатого компрессора. Здесь наглядно виден выигрыш в мощ-
ности от применения двухступенчатого сжатия, изображенный
заштрихованной площадью 3—3'—4—4'.
На этом чертеже площадью 7—2—4'—5—1 изображен тео-
ретический процесс компрессора без вредного пространства
с адиабатическим сжатием.
Площадь 1—2—3—3" представляет собой теоретический про-
цесс в 1-й ступени при адиабатическом сжатии, а площадь
Поршневые компрессоры 28Г
3'—3"—5—4 — теоретический процесс во 2-й ступени компрес-
сора.
Из точки 2 начала сжатия проведена изотерма 2—4".
Адиабатическое сжатие газа в 1-й ступени компрессора за-
канчивается в точке 3. После этого газ поступает в холодиль-
ник, где, как было сказано выше, охлаждается до начальной
температуры. Состояние газа по выходе его из холодильника
на диаграмме изображается точкой 3'.
Дожимая затем газ во 2-й ступени компрессора по адиабате
(кривая 3'—4), мы по сравнению со сжатием в одной ступени
получим «выигрыш в работе», равный заштрихованной площади
5—-4'
Экономия в работе, затрачиваемой на сжатие газа, является
не единственным преимуществом многоступенчатого сжатия.
С возрастанием отношения давлений температура в цилиндре
компрессора может оказаться настолько высокой, что смазка
компрессора вследствие падения вязкости смазочного масла
станет затруднительной и компрессор станет практически мало
пригоден из-за быстрого износа деталей механизма.
Кроме того, следует учитывать, что в компрессорах, сжи-
мающих воздух, возникает возможность взрыва масляных отло-
жений в цилиндре и трубопроводах, если температура сжимае-
мого воздуха будет выше температуры самовоспламенения сма-
зочного масла.
Многоступенчатое сжатие позволяет также разгрузить
механизм компрессора, так как при необходимости получить
высокое сжатие в одном цилиндре весьма сильно нагружаются
поршень, кривошипно-шатунный механизм и коленчатый вал.
И, наконец, многоступенчатое сжатие хорошо сказывается
на увеличении объемного коэфициента компрессора, так как
при одноступенчатом сжатии температура стенок цилиндра зна-
чительно выше, чем температура стенок цилиндров компрессора
с многоступенчатым сжатием. Высокий нагрев газа, сжимаемого
в одноступенчатом компрессоре, сильно снижает его объем-
ный к. п. д.
При достаточно высоком отношении давлений в одноступен-
чатом компрессоре объемный коэфициент может стать равным
нулю.
Для компрессоров средней и большой производительности
обычно число ступеней выбирают таким, чтобы отношение
давлений не превышало 1 : 4.
Более высоких отношений давлений на практике избегают,
опасаясь износа трущихся частей, и только в небольших ком-
прессорах, где условия охлаждения благоприятнее, допускается
некоторое увеличение отношения давлений на ступень.
Приблизительно число ступеней компрессора в зависимости,
от развиваемого им давления можно принять следующим.
282
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Давление в ат............ 30 100 150 200
Число ступеней ...... 3 4 5—б Минимум 5, лучше 6
в настоящее
Пределы конечного давления в существующих
•время компрессорах следующие:
для 1-й ступени .... до 7 ат
. 2-й , ... . . от 5 до 30 ат
«3-й . .... 13 . 150 ,
. 4-й 35 , 350 »
•5-й , . . . .... , 150 , 1С00 ,
. б-й , ... ... , 200 . 1000 ,
. 7-й ... , 800 , 1000 »
ОСОБЕННОСТИ СЖАТИЯ НЕФТЯНЫХ ГАЗОВ
Нефтяные газы могут находиться как в газообразном, так и
в жидком состоянии в зависимости от давления и температуры.
Если при заданных параметрах нефтяной газ представляет
.собой жидкость, то перекачка его ведется насосами, приспособ-
ленными для этой цели. Если же состояние нефтяного газа
газообразное, то сжатие его производится при помощи спе-
циальных газовых компрессоров.
Свойство нефтяных газов сжижаться при сравнительно
невысоких температурах широко используется, так как газ,
будучи в сжиженном состоянии, занимает значительно мень-
ший объем и заключенный в герметическую емкость, в которой
он хранится под давлением, может находиться в ней продолжи-
тельное время без потерь в окружающую среду. Перекачка
сжиженных газов также требует трубопроводов значительно
меньшего диаметра и осуществляется при помощи насосов,
машин, более экономичных по сравнению с компрессорами.
Если при рассмотрении процесса всасывания насосов, пере-
качивающих жидкие газы, приходится обращать внимание на
то, как избежать образования газовой подушки, сохранить высо-
кое значение объемного коэфициента насоса, то в газовых
компрессорах прежде всего приходится обращать внимание на
предотвращение образования конденсата во время сжатия и
своевременный отвод его из цилиндров компрессора.
Если образование конденсата происходит в промежуточном
холодильнике между ступенями компрессора, то при своевре-
менном удалении конденсата последний не представляет собой
•больших помех.
Если же образование конденсата происходит в цилиндре
компрессора, то это часто влечет за собой большие неудобства.
Конденсат, являющийся растворителем смазочного масла, смы-
вает его со стенок рабочего цилиндра компрессора, а если
количество конденсата сравнительно невелико, то его влияние
сводится к повышенному расходу смазочного масла и к увели-
чению износа рабочего цилиндра, особенно нижней части
Поршневые компрессоры
283
втулки рабочего цилиндра горизонтальных компрессоров, где
наблюдается наибольшее скопление конденсата.
Если же выпадение конденсата достигает значительной
величины, то смазка цилиндра становится настолько неудовле-
творительной, что происходят задиры цилиндровой втулки и
поршня и работа компрессора становится невозможной.
Часто при помощи компрессоров приходится сжимать есте-
ственные и искусственные нефтяные газы. Эти газы предста-
вляют смесь нескольких углеводородов, сжимающихся при раз-
личных условиях, и поэтому выпадение конденсата наблюдается
во всех ступенях компрессора. Однако практика показала, что
наибольшее количество конденсата выпадает в 1-й ступени
компрессора и в промежуточном холодильнике между 1-й и
2-й ступенью.
В разделе, посвященном процессу всасывания насосов, пере-
качивающих жидкие газы, приведена таблица и график
(фиг. 33) упругости паров жидких нефтяных газов. Пользуясь
этой таблицей и графиком и зная состав сжимаемого газа,
нетрудно определить возможность выпадения конденсата и его
количество.
Правильно подобранный компрессор для сжимания нефтя-
ных газов работает с минимальным выпадением конденсата
в цилиндрах компрессора, практически не влияющим на смазку
компрессора, и весь конденсат у такого компрессора выпадает
в холодильниках между ступенями.
Необходимо иметь холодильник и удалять конденсат из газа,
поступающего в напорный трубопровод, если газ из этого трубо-
провода, не подвергаясь последующему расширению, подается
к топкам. В этом случае, если конденсат забрасывается вместе
с газом в топку, получается «хлопок», который может быть
настолько сильным, что происходит разрушение огнеупорной
кладки топочного пространства и создается опасность для
обслуживающего персонала.
Выделенный из газа конденсат в зависимости от давления и
температуры, при которых произошло его выпадение, предста-
вляет собой смесь сжиженных газов, а иногда и бензина, кото-
рая может использоваться -как в быту, так и на транспортных
установках.
При рассмотрении теоретического процесса компрессора мы
остановились на компрессорах с адиабатическим, изотермиче-
ским и политропическим сжатием, при этом установили, что
у существующих компрессоров сжатие происходит по эквива-
лентным политропам, которые, вообще говоря, располагаются
между адиабатой и изотермой. Показатель адиабаты, т. е. отно-
шение теплоемкости при постоянном давлении ср к тепло-
емкости при постоянном объеме cv нами обозначался к, кото-
рый для идеального газа равен 1,41.
284
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Показатель адиабаты для реальных нефтяных газов значи-
тельно меньше этой величины. Показатели адиабаты для неко-
торых нефтяных газов приводятся в табл. 15.
Таблица 15
Показатели адиабаты для некоторых нефтяных газов
№ п/п Наименование газа Химическая формула Показатель адиабаты
1 Метан СН4 1,28
2 Этан с2н„ 1,22
3 Этилен С2Н4 1,25
4 Пропан ... сян„ 1,15
5 Пропилен с3нв 1,17
6 Бутан с4н10 1,108
7 Изобутан СдНю 1,11
8 Бутилен С4Н8 1,10
9 Изобутилен С4Н8 1,10
I
Следовательно, эквивалентная политропа при сжатии реаль-
ных нефтяных газов расположится между изотермой и адиаба-
той, расходящимися значительно меньше, чем адиабата и
изотерма для идеального газа.
Нефтяные газы в определенной пропорции с атмосферным
воздухом образуют гремучую смесь. Так, например, низший
предел взрываемости в объемных процентах газа к воздуху
равен для метана 5,6%, пропана 2,1%, бутана 1,6% и т. д.
Высший предел взрываемости соответственно для метана равен.
14,5%, пропана 3,5%, бутана 3,0% и т. д. Следовательно,
компрессор для перекачки нефтяных газов должен быть герме-
тичным, иметь хорошие сальники, хорошее удаление газа, про-
сачивающегося через сальники, и не допускать регулирования,
связанного с выбрасыванием газа в окружающую атмосферу.
В качестве двигателя к такому компрессору должен быть
применен взрывобезопасный двигатель, а если по каким-либо
причинам взрывобезопасный двигатель установить нельзя, то>
компрессор от двигателя следует отделить глухой стеной, а вал,
соединяющий двигатель, пропустить через сальник, вмонтиро-
ванный в стену.
Помещение газовой компрессорной должно хорошо вентили-
роваться и не допускать скопления газа (газовых мешков).
ПРИВОД КОМПРЕССОРА ОТ ДВИГАТЕЛЯ
Для поршневых компрессоров в настоящее время применяют
электромоторы и двигатели внутреннего сгорания, в частности
газовые.
Поршневые компрессоры
285
Д,ття воздушных компрессоров, устанавливаемых в помеще-
ниях, в которых исключается опасность взрыва скопившихся
газов, чаще всего применяют электродвигатели. Лучше всего,
если число оборотов поршневого компрессора соответствует
числу оборотов двигателя и, следовательно, имеется возмож-
ность непосредственного соединения компрессора с двигателем.
Большие удобства представляет привод компрессора от син-
Фиг. 213. Горизонтальный одноступенчатый компрессор с ременным
приводом от электродвигателя.
хронного электродвигателя. Синхронный электродвигатель, как
известно, является наиболее экономичным и позволяет улуч-
шить так называемый cos <р или коэфициент мощности.
Имеются конструкции поршневых компрессоров, где ротор
синхронного электродвигателя совмещен с маховиком компрес-
сора; таким образом, компрессор и электродвигатель предста-
вляют одну машину.
При различном числе оборотов поршневой компрессор при-
водится от электродвигателя при помощи ременной, чаще всего,
клиновидной передачи.
На фиг. 213 представлен горизонтальный одноступенчатый
воздушный компрессор, приводимый в движение от электродви-
гателя при помощи ременной передачи с лениксом.
Более совершенным вариантом ременной передачи является
клиновидная (тексропная) передача. Ременная передача бы-
вает причиной неполадок и остановок. Поэтому если допускают
число оборотов, стараются применять непосредственное соеди-
нение компрессора с электродвигателем (фиг. 214).
286
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Имеют большое распространение компрессоры, приводимые
в действие от различных двигателей внутреннего сгорания.
" Фиг. 214. Компрессор, непосредственно приводимый от электро-
двигателя.
К таким компрессорам, например, относятся приводимые от
автомобильного или тракторного двигателя (фиг. 215), широко
применяемые при различных котельных работах и главным
образом на строительстве.
Компрессоры, приводимые от тракторного или автомобиль-
ного двигателя, часто устанавливают на специальном прицепе
или тележке, позволяющей транспортировать компрессор
к месту производства работ.
С приводом газовых компрессоров дело обстоит несколько
сложнее, так как двигатель, применяемый для привода газовых
компрессоров, должен прежде всего отвечать условиям взрыво--
безопасности. С этой точки зрения ременная и тексропная пере-
дачи неудобны. Они, являясь источником накопления статиче-
ского электричества, могут послужить причиной воспламенения
скопившихся газов.
Следовательно, для газового компрессора пригоден привод
от взрывобезопасного электродвигателя, непосредственно соеди-
ненного с валом компрессора.
Весьма удобен привод к газовому компрессору от газового
двигателя, для которого в качестве топлива применяется тот
Фиг. 215. Компрессор с непосредственным приводом от двигателя
'внутреннего сгорания.
Фиг. 216. Общий вид компрессора МК-2.
Фиг. 217. Разрез газомоторного компрессора с угловые
расположением цилиндров.
7 —прошгнь компрессорного цилиндра; 2 —всасывающие Кла-
паны; 3 —нагнетательные Клапаны; 4— поршневой шток ком-
прессорного цилиндра; 5 —крейцкопф; 6 —поршень для сжатия
продувочного воздуха; 7 —всасывающий воздушный клапан;
8 — нагнетательный клапан продувочного насоса; Р —коленча-
тый вал; 70—распределительный валик; 77—днище картера;
72—поршни силовых цилиндров; 13—шатуны силовых цилинд-
ров; 14—окно для впуска продувочного воздуха; 75—окно для
выхлопа продуктов сгорания; 16 — газовпускной клапан; 77—за-
пальная свеча; 18— выхлопной коллектор; 19—холодильник для
смазочного масла; 20—центробежный насос для подачи охлажда-
ющей воды в рубашки силовых цилиндров; 27—шатун ком-
прессора; 22—мотылевый подшипник; 23—сальник компрессор-
ного штока; 24—люк для набивки сальника; 25—отъемная
крышка для осмотра и смены воздушных клапанов; 26—впуск
воздуха к продувочному цилиндру.
Поршневые компрессоры
289
же газ, который сжимается в компрессоре, и если такой дви-
гатель имеет взрывобезопасное электрозажигание (магнето
и свечи) и хорошо изолированную выхлопную систему, то такой
привод может отвечать требованиям взрывобезопасности.
Вначале газовые двигатели устанавливали рядом с компрес-
сорами и соединяли с ними посредством эластичной муфты,
а затем стали применять соединенные в одно так называемые
газомотокомпрессоры, у которых имеется общий коленчатый
вал и картер для газового двигателя и компрессора. Таковы,
например, угловые компрессоры МК-2 и МК-3 завода «Борец»,
где вертикально расположены цилиндры газового двигателя,
а горизонтально — цилиндры газового компрессора (фиг. 216).
На фиг. 217 изображен газомоторный компрессор, у кото-
рого цилиндры двигателя расположены V-образно.
Соединение компрессора с двигателем в одном агрегате
уменьшило в два раза площадь, занимаемую агрегатом.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Большинство компрессоров имеет привод от двигателя, раз-
вивающего постоянное число оборотов. Подачу поршневого ком-
От нагнетательного
•воздушного колпака
» ' -и------.
иг. 218. Регулятор постоянного давления
дпосселированием на всасывании.
прессора при постоян-
ном числе оборотов,
если не учитывать не-
которого незначитель-
ного уменьшения коэ-
фициента подачи с
увеличением противо-
давления, можно счи-
тать постоянной.
Регулирование по-
дачи компрессора мо-
жет оказаться необхо-
димым в связи с повы-
шением противодавле-
ния. Для этой цели
применяются регуляторы объема.
Для воздушных компрессоров применяются регуляторы по-
стоянного давления, особенно для компрессоров, применяемых
для привода пневматического инструмента, например турбинок
для чистки труб, когда происходит переменное потребление
сжатого воздуха, вызывающее сильное колебание давления
в ресивере.
Регулирование при помощи дросселирования всасывающим
клапаном. Регулирование при помощи дросселирования всасы-
вающим клапаном может быть произведено по схеме, изобра-
женной на фиг. 218.
19 к. С. Гуревич
290
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
На всасывающей линии устанавливается поршень, к кото-
рому подводится давление из воздушного аккумулятора, на
который работает компрессор. При нормальном давлении в ре-
сивере давление воздуха уравновешивается давлением пру-
жины. При повышении давления поршень регулятора начинает
передвигаться, уменьшает сечение
Фиг. 219. Влияние регулирования дрос-
селированием всасывания на индика-
торную диаграмму.
всасывающего трубопровода
(дросселирует) и вызывает
этим понижение давления
воздуха, поступающего в
цилиндр компрессора. С по-
нижением давления воздуха
уменьшается его удельный
вес, а тем самым умень-
шается подача (приведенная
к нормальным условиям), и
давление в воздушном акку-
муляторе падает.
Основное преимущество
этого метода регулирова-
ния — крайняя простота
устройства.
Основные недостатки:
образование вакуума в ра-
бочем цилиндре, влекущее
за собой подсасывание смаз-
ки через поршневые кольца, и расход излишней мощности.
Регулирование давления при помощи дросселирования, как
показали термодинамические расчеты, рационально только
р
тогда, когда отношение -р—>о,э.
* вс
На фиг. 219 представлено изменение индикаторной диа-
граммы компрессора при регулировании дросселированием на
всасывании.
Регулирование при помощи отжимного устройства является
также регулированием постоянного давления.
Изменение объема, подаваемого компрессором, достигается
путем открывания всасывающих клапанов компрессора при по-
вышении давления в воздушном аккумуляторе и закрывания
их, когда давление падает.
Регулятор (фиг. 220) состоит из цилиндрического корпуса /,
в котором ходит поршенек 2, нагруженный сменным грузом 3
или спиральной пружиной. Нижняя часть корпуса 7 регулятора
соединяется трубопроводом 4 с воздушным аккумулятором. Че-
рез отверстие в средней своей части корпус 1 регулятора со-
единяется трубопроводом 5 с отжимным устройством всасываю-
щего клапана.
Отжимное устройство состоит из коробки 6, стоящей
Поршневые компрессоры
291
в крышке всасывающего клапана, в которой помещается пор-
шенек 7 со стержнем 8, соединенным дугообразной вилкой 9;
концы вилки посредством пружины 10, сидящей в коробке
и упирающейся в нижнюю часть поршенька, поддерживаются
Фиг. 220. Регулирование при помощи отжимного устройства.^
/ — регулятор давления» /7—отжимное устройство» /// — воздушный аккумулятор;
7 — цилиндрический корпус регулятора; 2—поршенек; 3—сменные грузы; 4—трубо-
провод к воздушному аккумулятору; 5—трубопровод от регулятора к£ отжимному
устройству; 6—коробка отжимного устройства; 7—поршенек отжимного устройства;
3 — стержень; 9— вилка; 10— пружина; 77 —втулка; 12— кран; 13— обводной трубопровод*
на уровне седла всасывающего клапана. Коробка 6 вверху за-
крывается втулкой 11, соединенной с трубопроводом 5.
Действие регулятора и отжимного устройства следующее.
Когда давление в воздушном аккумуляторе поднимется выше
давления, отрегулированного грузом 3 регулятора, сжатый воз-
дух, поступающий из аккумулятора в корпус 1 регулятора,
поднимет поршенек 2; благодаря этому получается сообщение
между корпусом 1 и трубопроводом 5, ведущим к отжимному
устройству всасывающего клапана.
Сжатый воздух из аккумулятора через регулятор и трубо-
провод 5 поступает в коробку 6 отжимного устройства, давит
на поршенек 7, пружина 10 сжимается, и вилка 9 отжи-
мает (пластинку всасывающего клапана, держа его открытым
до тех пор, пока давление в аккумуляторе не упадет до мор-
19*
292
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
мального. Компрессор при открытом всасывающем клапане
работает вхолостую до тех пор, пока клапан не закроется. За-
крытие всасывающего клапана происходит в тот момент, когда
давление в аккумуляторе вследствие расхода воздуха упадет,
грузы 3 регулятора опустятся, возвращая поршень регулятора
в первоначальное положение и закрывая таким образом сооб-
щение регулятора с отжимным устройством.
Когда приходится пускать компрессор при наличии сжатого
воздуха в аккумуляторе, то регулятор давления отключается
посредством крана 12 и сжатый воздух из аккумулятора посту-
пает к отжимному устройству через обводной трубопровод 13.
Фиг. 221. Разрез цилиндра компрессора СГ-50 с регу-
лированием подачи изменением вредного пространства.
После того как двигатель компрессора достигнет нормального
числа оборотов, регулятор давления включается в работу.
Регулирование при помощи отжимного устройства имеет
широкое распространение.
Регулирование величины подачи. Регулирование газовых
компрессоров не может быть осуществлено при помощи отжим-
ного устройства.
Наряду с этим газовые компрессоры часто нуждаются в ре-
гулировании подачи, особенно в тех случаях, когда привод их
осуществляется от двигателя внутреннего сгорания, как это, на-
пример, имеет место при применении газомоторных компрес-
соров.
В этих случаях применяют регулирование величины подачи
компрессора путе.м увеличения вредного пространства.
Изменение объема вредного пространства достигается путем
устройства вспомогательных полостей в крышке цилиндра ком-
прессора или особой камеры.
В этих полостях устанавливают клапаны, закрывающие
сообщение полостей с цилиндром компрессора. Клапаны имеют
Поршневые компрессоры
293
стержень с резьбой, и их можно открыть извне при помощи
маховика. Увеличение вредного пространства уменьшает объем-
ный к. п. д. компрессора, который при соответствующей вели-
11
f все
Фиг. 222. Индикаторная диаграмма ком-
прессора при регулировании подачи изме-
нением объема вредного пространства.
чине вспомогательных полостей может меняться в весьма широ-
ких пределах.
На фиг. 221 изображен разрез через цилиндр компрес-
сора СГ-50 завода «Борец» с регулированием подачи измене-
нием объема вредного пространства.
На фиг. 222 представлено изменение индикаторной диа-
гоаммы компрессора при регулировании изменением объема
редного пространства.
КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ И ИХ ДЕТАЛИ
Краткое описание компрессора 2Р-20/8 завода им. Фрунзе.
Компрессор 2Р-20/8 предназначен для подачи воздуха объемом
20 м3/мин норм, при давлении 8 ат.
Из фиг. 223 видно, что он представляет собой вертикальный
двухступенчатый компрессор картерного типа.
Цилиндры высокого и низкого давлений двойного действия,
т. е. подача воздуха осуществляется обеими — верхней и ниж-
ней— полостями рабочих цилиндров. Во избежание выдувания
воздуха в картер оба цилиндра в нижней части имеют саль-
ники, препятствующие утечке воздуха. Цилиндры низкого и вы-
сокого давлений имеют охлаждающие водяные рубашки. В це-
лях уменьшения потребляемой мощности между 1-й и 2-й сту-
пенями компрессора имеется вертикальный трубчатый холо-
294
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Фиг. 223. Вертикальные разрезы
7 —станина и картер; 2 — коленчатый вал; 3 — шатун; 4—крейцкопф; 5— поршневой
иевЫе кольца; 9 — всасывающий патрубок; ТО—ТО' — всасывающие клапаны цилиндра
давления; ТЗ — поршень цилиндра высокого давления; 74 —охлаждающая водяная
77—желобчатый шкив; 7S —противовес; 79—тоубопро
Поршнев'г компрессоры
295
компрессора 2Р-29/8 Сумского завода.
шток цилиндра низкого давления; 6 — сальник; 7 —поршень низкого давления; S—порш-
низкого давления; 77 —промежуточный холодильник (ресивер); 72—цилиндр высокого
рубашка; 75—коренные подшипники коленчатого вала; 16 — выносной подшипник-
вод для подвода смазки к коренным подшипникам. ’
2$6 Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
дильник, в котором при помощи воды охлаждается воздух, по-
ступающий из 1-й ступени компрессора во 2-ю ступень.
Поступательно-возвратное движение поршней в цилиндрах
компрессора осуществляется при помощи коленчатого вала,
расположенного в картере компрессора.
Для уравновешивания вращающихся масс кривошипно-ша-
тунного механизма на кривошипы коленчатого вала насажены
противовесы. Каждый шатун связан со штоком приводимого им
поршня посредством крейцкопфа.
Коленчатый вал компрессора приводится во вращение от
электродвигателя посредством тексропной передачи. Смазка
компрессора — принудительная.
Краткое описание газомоторного компрессора с угловым
расположением цилиндров. Угловой газомоторный компрессор,
изображенный на фиг. 216, представляет собой соединение
в одной машине газового двигателя и газового компрессора.
Такие компрессоры особенно удобны там, где газ, сжимаемый
компрессором, может быть применен в качестве горючего для
газового двигателя.
Обычно цилиндры газового двигателя располагаются верти-
кально, а цилиндры компрессора горизонтально.
При одной и той же мощности газового двигателя, меняя
размеры и число компрессорных цилиндров, можно получить
большое количество комбинаций из давлений и производитель-
ностей компрессора.
Обычно подбор компрессорных цилиндров осуществляют
так, чтобы при заданном диференциальном давлении, развивае-
мом компрессором, получить максимальную нагрузку силовых
цилиндров.
Коленчатый вал, коренные подшипники, картер и опорная
плита у двигателя и компрессора общие.
В качестве двигателя у компрессора описываемой конструк-
ции применен1 газовый двухтактный двигатель с продувкой от
специального компрессорного цилиндра.
Угловые газомоторные компрессоры на практике оказались
мало удобными, особенно в двухцилиндровом варианте, так
как, будучи плохо уравновешенными машинами, они быстро
разрушают фундамент, обрывают фундаментные болты и ви-
брация компрессора начинает достигать недопустимых раз-
меров.
Ввиду этого угловые компрессоры, несмотря на весьма боль-
шие преимущества, в настоящее время применяются сравни-
тельно редко и уступают место газомоторным компрессорам
с V-образным расположением цилиндров, которые значительно
лучше уравновешены и работают без заметных вибраций на
фундаменте.
Поршневые компрессоры
297
На фиг. 217 приведен разрез газомоторного компрессора
с угловым расположением силовых цилиндров, где подробно
показаны основные детали компрессора, разобраться в которых
не трудно, пользуясь подписью, имеющейся под чертежом.
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Пуск и остановка
При пуске поршневого компрессора необходимо произвести
внешний осмотр компрессора, затем открыть все масленки; при
централизованной смазке компрессора следует подкачать масло
вручную, открыть запорный вентиль на напорном трубопроводе;
пустить охлаждающую воду в рубашку цилиндра компрессора
и в промежуточный холодильник, открыть кран у промежуточ-
ного холодильника и спустить конденсат. Кран после спуска
конденсата закрыть. Пустить в ход двигатель, приводящий
в движение компрессор.
При остановке поршневого компрессора все манипуляции
производятся в обратном порядке: останавливают подачу охла-
ждающей воды и закрывают вентиль на напорном трубопро-
воде.
При работе воздушного поршневого компрессора необхо-
димо соблюдать следующие основные правила по уходу.
1. Не допускать нагревания трущихся частей машины —
подшипников, крейцкопфа и поршневого штока. Это достигается
правильной смазкой механизма.
Масло для смазки, подшипников должно быть чистое, про-
фильтрованное. При централизованной смазке необходимо сле-
дить за давлением масляного насоса по манометру, уровнем
масла в масляной ванне в картере компрессора и время от
времени (примерно раз в месяц или раз в два месяца) сменять
масло.
Если у компрессора смазка цилиндров осуществляется по-
средством лубрикатора (автоматической масленки), то необхо-
димо следить за подачей масла в цилиндры по капельнику,
устанавливаемому перед входом масла в смазочную трубку.
В цилиндры компрессора масло должно подаваться не
свыше нормальной потребности. Если подача масла будет выше
нормальной потребности, то помимо увеличения расхода масла
будут загрязняться маслом нагнетательные трубопроводы и про-
межуточные холодильники.
Известны случаи, когда вследствие загрязнения маслом
в цилиндре воздушного компрессора происходил взрыв, кото-
рый выводил надолго машину из строя.
2. Следить за температурой цилиндров компрессора. Темпе-
ратура отходящей воды должна быть не выше 40° С, а при
охлаждении морской водой еще ниже.
298
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Если во время пуска компрессора забыли пустить охла-
ждающую воду, то следует остановить компрессор, охладить
его, а затем пустить охлаждающую воду. Если же в рубашки
нагретых цилиндров пустить воду, то это может привести к ава-
рии компрессора. Повышение температуры охлаждающей воды
указывает на необходимость чистки рубашек компрессора
и промежуточного холодильника от накипи.
3. Следить за температурой сжатого воздуха, выходящего
из компрессора. Повышение температуры у нагнетательного
патрубка может быть следствием неправильной работы нагне-
тательных клапанов.
При двухступенчатом сжатии следить за давлением и тем-
пературой и в промежуточном холодильнике. Повышение тем-
пературы воды, отходящей от промежуточного холодильника,
указывает на образование накипи, тогда необходимо очистить
холодильник.
4. Периодически спускать из холодильника конденсирую-
щиеся в нем влагу и масло.
5. Следить за правильностью работы фильтра. Загрязнение
фильтра сопровождается увеличением сопротивления всасыва-
ния и вызывает повышение температуры в нагнетательном
патрубке компрессора.
Падение давления в промежуточном холодильнике также
может быть следствием загрязнения фильтра.
6. Следить за нормальной работой механизма компрессора.
При обнаружении ненормального шума или стука в компрес-
соре необходимо устранить причину, а при невозможности
сразу выявить причину следует немедленно остановить ком-
прессор.
7. Следить за работой регулятора давления. Если давление
воздуха часто падает, значит регулятор работает неправильно.
8. При остановках компрессора в зимнее время необходимо
спускать воду из охлаждающих рубашек и промежуточного
холодильника.
9. Следить за чистотой компрессорной установки. Рекомен-
дуется обтирочный материал хранить в ведре с плотно закры-
ваемой крышкой.
Неисправности в работе поршневого компрессора
и их устранение
Неисправности, которые могут встретиться при пуске и во
время работы поршневого компрессора, приведены в табл. 16.
Поршневые компрессоры
299
Таблица 16
Неисправности в работе поршневого воздушного компрессора
Неисправности : Причина I Устранение
Нагрев подшипников выше нормального Плохая пригонка под- шипников; отсутствие или загрязнение смазки Проверить подачу ма- сла масленками; при ав- томатической смазке ра- боту масляного насоса отрегулировать на тре- буемое давление; прове- рить состояние подшип- ников
Нагрев цилиндра и крышек компрессора вы- ше нормального i Недостаточность пода- \ Проверить подачу во- чи охлаждающей воды; 1 ды и температуру ее на отсутствие смазки; не- ' выходе; нет ли закупорки правильность работы I водопроводных труб; по- поршня । дачу масла лубрикато- | ром; нет ли закупорки | маслопровода; проверить ! работу поршня и порш-* 1 невых колец
Стук в подшипнике Люфт у подшипника Подтянуть болты, снять прокладки
Стук в цилиндре Люфт у поршневых колец; заедание поршня или поршневых колец вследствие плохой смаз- ки или образования на- гара Сменить поршневые кольца; проверить пода- чу масла в цилиндр
Сильный внезапный стук в цилиндре; сильный стук от постороннего Просачивание охлаж- дающей воды в цилиндр вследствие неплотности прокладок между крыш- кой и цилиндром; полом- ка клапана Немедленно остановить компрессор; сменить про- кладку на новую; удалить постороннее тело; испра- вить компрессор
Стук в клапанах Слабость пружины; по- ломка клапана Увеличить нагрузку на клапан; сменить пружи- ну; сменить поломавшую- ся часть
Понижение конечного давления воздуха, пода- ваемого компрессо юм Пропуск поршневых, колец; неправильность работы регулятора дав- ления вследствие заеда- ния или. наоборот, не- плотности поршенька ре- гулятора или вследствие( поломки пружины регу- i лятора давления i i Проверить, а в случае надобности сменить поршневые кольца; от- крыть и прочистить ре- гулятор давления; приве- сти в порядок поршенек регулятора; сменить у него пружину, а также регулятор на новый
300
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Продолжение табл, 16
Неисправности Причина Устранение
Повышение давления нагнетания против нор- мального давления (см. фиг. 224) Большая нагрузка пру- жин нагнетательных кла- панов; неисправность предохранительного кла- пана Отрегулировать на- грузку пружин на нагне- тательные клапаны; про- верить работу предохра- нительного клапана
Понижение давления всасывания — линия вса- сывания индикаторной диаграммы компрессора проходит значительно ни- же линии атмосферного давления (фиг. 225) Малое поперечное се- чение всасывающего кла- пана (конструктивный дефект); загрязнение фильтра для воздуха Переменить клапаны; очистить воздушный фильтр
Падение давления в промежуточном холо- дильнике ниже нормаль- ного без изменения ко- нечного давления 2-й ступени Загрязнение воздушно- го фильтра Очистить воздушный фильтр
Повышение температу- ры в одноступенчатых компрессорах свыше нор- мальной при одновремен- ном падении давления всасывания Загрязнение воздушно- го фильтра Осмотреть и очистить фильтр
Повышение темпера- туры нагнетательного штуцера компрессора Загрязнение охлади- тельной рубашки ком- прессора; загрязнение промежуточного холо- дильника; недостаточный подвод охлаждающей воды Очистить охлаждаю- щую рубашку компрес- сора; очистить промежу- точный холодильник от грязи
Фиг. 224. Вид индикаторной
диаграммы компрессора при
слишком большой нагрузке
нагнетательного клапана.
Фиг. 225. Вид индикатор-
ной диаграммы компрес-
сора при малом сечении
всасывающего клапана.
Поршневые компрессоры
301
Ремонт поршневых компрессоров
Поршневые компрессоры, как и другие машины, подвер-
гаются текущему и планово-предупредительному ремонтам.
Текущий ремонт производится во время работы компрессора
или кратковременных его остановок; плановый — по специально
разработанному графику. При назначении планового ремонта
исходят из практически установленных сроков износа частей
машины (вкладышей подшипников, шеек коленчатого вала,
пальцев шатуна и кривошипа, клапанов и клапанных седел,
поршневых колец и т. п.) и сроков, необходимых для ревизии
компрессора в связи с отложением накипи и образованием
грязи как в самом компрессоре, так и в промежуточном холо-
дильнике и трубопроводах, а также необходимостью осмотра
аккумулятора для воздуха.
В основном ремонтные работы сводятся к исправлению де-
талей или замене их новыми.
Исправление сработанных частей производится путем шаб-
ровки вкладышей подшипников, притирки и пригонки клапанов.
Пригонка вкладышей подшипников имеет целью достичь
наилучшего соприкосновения вкладышей подшипников с шей-
ками вала. Это достигается шабровкой вкладышей. После шаб-
ровки вкладыши протираются и смазываются маслом.
Подтяжку вкладышей производят после укладки вала. Для
проверки натяга поперек шейки вала кладут два отрезка свин-
цовой проволоки, ставят верхнюю половину вкладыша без про-
кладок и зажимают кромку вкладыша доотказа. Остаточная
толщина сплющенных проволок указывает на необходимую
толщину прокладок. После этого между поверхностями сопри-
косновения вкладышей кладут ряд тонких прокладок, наклады-
вают крышки и затягивают их, одновременно проверяя враще-
ние вала.
Шлифовка шеек коленчатого вала становится необходимой
в случае наличия задиров или овальности шеек.
Шлифовка вручную шатунного пальца для устранения обра-
зовавшихся задиров может производиться за неимением станка
при помощи деревянного вкладыша.
Очистка охлаждающей рубашки компрессора от образо-
вавшейся накипи производится (после остановки компрессора
и спуска воды) введением в рубашку компрессора раствора
соляной кислоты (одна часть соляной кислоты на три части
воды), оставляемого в ней в течение нескольких часов. После
этого спускают жидкость и тщательно промывают рубашку све-
жей водой. При осадке ила в охладительной рубашке компрес-
сора его удаляют содовым раствором.
Обслуживание газомоторных компрессоров представляет со-
бой более трудную задачу, так как сводится к обслуживанию
302
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
не только компрессора, но и двигателя внутреннего сгорания,
установленных во взрывоопасном помещении, и производится
по инструкциям завода-изготовителя. Такая инструкция имеется,
например, в книге А. С. Смирнова «Оборудование и эксплуата-
ция компрессорных станций».
Техника безопасности
Техника безопасности в применении к газовым компрессо-
рам в основном та же, что и техника безопасности, применяе-
мая в горячих насосных, перекачивающих легко воспламеняю-
щиеся нефтепродукты.
Здесь особое внимание необходимо уделить различным огра-
ждениям, так как поршневые компрессоры часто имеют движу-
щиеся части, за которые обслуживающий персонал может легко
зацепиться одеждой.
Так как газ вместе с воздухом образует взрывчатую смесь,
необходимо помещение компрессорной тщательно вентилиро-
вать. Не допускается применение огня и не разрешается
курить.
Глава XV
РОТАЦИОННЫЕ КОМПРЕССОРЫ
В отличие от поршневых в ротационных компрессорах газ
сжимается не при поступательно-возвратном, а при вращатель-
ном движении поршня, называемого ротором, откуда и назва-
ние компрессоров — ротационные компрессоры.
Ось вала ротора (фиг. 226) располагается с эксцентрисите-
том к вертикальной оси цилиндра компрессора. Вследствие
этого ротор в нижней части почти касается внутренней поверх-
ности рабочего цилиндра, а вверху образуется серповидное
пространство. По окружности ротора на равных расстояния •
друг от друга имеются пазы, в которые вставлены тонкие
стальные пластины (лопасти), могущие свободно переме-
шаться в пазах.
Б корпусе компрессора имеются два канала, оканчиваю-
щиеся патрубками с фланцами — всасывающим и нагнета-
тельным.
При вращении ротора с большой скоростью пластины ком
прессора благодаря центробежной силе выдвигаются из пазов
и плотно прижимаются к так называемым «кольцам катания»,
служащим для уменьшения трения между рабочим цилиндром
и пластинами. Серповидное пространство между ротором и кор-
пусом во время вращения ротора разделяется на ряд отсеков
Фиг. 226. Продольный и поперечный разрез ротационного компрессора.
7 —корпус компрессора; 2—опора; 3 — полость для водяного охлаждения; 4 —всасывающий патрубок; 4' —напорный патрубок; 5 и 5' — вы-
точки рабочего цилиндра; б и б'— Кольца катания; 7—пластина (лопасть); 5— прорезь ротора; 9 — ротор компрессора; 10 — вал;5 11 и 11' —
крышки корпуса компрессора; 12 и 72' —шариКсвая и роликовая опоры вала;) 13 и 13' — сальники; 14 и 14' — уплотняющие диски; 15 и 15' —
масленки для смазки подшипников; 16 и 16' — масленки для смазки колец катания.
304 Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
различного объема. Газ, поступивший в один из таких отсеков,
при вращении ротора сжимается и под повышенным давлением
выбрасывается в нагнетательный патрубок. Так как отсеки
между пластинами ротора компрессора непрерывно проходят
мимо всасывающего отверстия, то они заполняются газом и вы-
брасывают сжатый газ в нагнетательный патрубок. Подача
ротационного компрессора происходит без толчков и отличается
большой плавностью. На всасывающем патрубке ротационного
компрессора обычно устанавливается регулятор, который не до-
пускает повышения давления нагнетания выше расчетного.
Корпус компрессора имеет водяное охлаждение. Ротацион-
ные компрессоры, подобные изображенному на фиг. 226, имеют
большое распространение на наших заводах и показали себя
надежными при длительной работе.
Ротационные компрессоры строятся в одноступенчатом ис-
полнени производительностью от 300 до 4000 м?/час и двухсту-
пенчатые— до 8000 м^/час.
Давление, развиваемое двухступенчатым ротационным ком-
прессором, достигает 10 ат.
Ротационные компрессоры отличаются от поршневых сле-
дующими преимуществами:
1) не имеют ни всасывающих, ни нагнетательных клапанов;
2) отличаются непрерывной и плавной подачей, вследствие
чего имеется возможность в ряде случаев устанавливать ком-
прессор без аккумулятора для газа на нагнетательной стороне;
3) имеют большое число оборотов, позволяющее непосред-
ственное соединение с быстроходным электродвигателем
(с синхронным числом 500—1500 об/лши);
4) занимают меньшую площадь при одинаковой производи-
тельности с поршневым.
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ РОТАЦИОННЫХ КОМПРЕССОРОВ
Теоретическое количество газа, засасываемое ротационным
компрессором, КТеоР может быть определено следующим
образом.
Если высота выступающей части лопасти компрессора при
максимальном ее выдвижении из паза ротора qnon,l— ее длина
в м, Di—диаметр ротора в .и и D2—диаметр рабочего ци-
линдра, то поверхность лопасти при максимальном ее выдви-
жении из ротора
Положим, что лопасть движения с окружной скоростью и,
равной:
и = crD^n м/мио,
где п—число оборотов ротора.
Ротационные компрессоры
305
Тогда объем, описываемый рабочей лопаткой в минуту,
будет
Утеор = nDtfi (Di — D2) I м3/мин. (99)
Действительный же объем воздуха, засосанного ротацион-
ным компрессором, будет меньше на величину, учитываемую
коэфициентом подачи т]0, которая колеблется в пределах от 80
до 90% в зависимости от отношения конечного давления к
начальному ~н~ , при этом меньший коэфициент соответ-
Рвс
ствует большей величине - Р-аг- t а больший коэфициент по-
Рвс
/'’наг
дачи — меньшей величине —— :
"вс
Удейст = ЛТ]0О2П (Di — D2) I M3/MUH. (100)
Величина (Dx — D2), равная удвоенной разности радиусов
рабочего цилиндра и /?2 ротора компрессора, представляющей
собой эксцентриситет г, может быть заменена в выражении (100)
на 2г; тогда формула примет следующий вид:
1/дейст = 2 ЛТ/0О2 rln (100')
Если принять во внимание число лопастей компрессора z,
имеющих толщину S, то значение окружной скорости и необ-
ходимо уменьшить на величину Szn, т. е.
= и — Szn = ctD2n — Szn = п (xD2 — Sz),
и формулу подачи ротационного компрессора в окончательном
виде можно написать следующим образом:
Удейст = 2»/0 rln (ziD2 — Sz) м3/мин. (100")
МОЩНОСТЬ РОТАЦИОННОГО КОМПРЕССОРА
Изотермический к. п. д. у ротационных компрессоров не-
сколько ниже, чем у поршневых, и может быть принят равным
от 50 до 60%, цри этом нижний предел изотермического к. п. д.
относится к компрессорам небольшой производительности,
а верхний предел — к компрессорам большей производитель-
ности.
Мощность ротационного компрессора может быть опреде-
лена по формуле
VZ
<101)
20 к. С. Гуреви1
306
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
где N — искомая мощность в л. с.;
V — производительность компрессора в м^мин-
Ьиа — работа изотермического сжатия 1 л3 газа при данном
отношении конечного и начального давления - ^"аг ;
»?из — изотермический к. п. д.
Обычно мощность двигателя берется на 10% больше по-
требной, принимая во внимание колебания давления газа иа
всасывающей стороне.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ РОТАЦИОННЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Регулирование производительности ротационных компрес-
соров, как упоминалось выше, осуществляется при помощи
регулятора давления. Один из распространенных в СССР регу-
ляторов давления для ротационных компрессоров устроен сле-
дующим образом (фиг. 227).
В цилиндре 1 регулятора помещается поршенек 2, который
нагружен чугунными гирями—дисками 3 и металлическими
шарами 4. *
В нижней своей части (под поршнем) цилиндр 1 сооб-
щается с ресивером или с нагнетательным трубопроводом, так
что сжатый воздух, находящийся в ресивере или в напорном
трубопроводе, всегда находится под поршнем 2.
Цилиндр 1 сообщается через трубку 5 с пространством над
регулировочным клапаном 6, который при повышении давления
сжатого воздуха, когда поршенек 2 находится в верхнем поло-
жении, сообщается через трубку 5 с ресивером или напорным
трубопроводом, опускается на свое седло 7 и закрывает доступ
наружного воздуха во всасывающий патрубок компрессора.
Всасывание прекращается, и компрессор начинает работать на
холостом ходу.
При незначительном подъеме поршенька 2 шары 4 скаты-
ваются с тарелки в выемки 8, что способствует быстрому
.подъему поршенька 2, так как при этом нагрузка на поршенек
уменьшается. При опускании поршенька 2 шары скатываются
обратно на тарелку, увеличивают нагрузку на поршенек и спо-
собствуют быстрому размыканию трубки 5 с напорным трубо-
проводом.
При опускании поршенька 2 в нормальное положение про-
странство над регулировочным клапаном через трубку 5 и
канал 9 в поршеньке получает сообщение с наружным возду-
хом, поэтому клапан 6 разгружается и поднимается под дей-
ствием пружины 10; компрессор при этом начинает вновь заса-
сывать наружный воздух.
Ротационные компрессоры
307
На пружине 10 сидит клапан 11, прижимаемый ее давлением
к седлу. При опускании регулировочного клапана 6 шток 12
одновременно открывает клапан 11 и воздух, находящийся
в пространстве между компрес-
сором и обратным клапаном, вы-
ходит наружу, а в компрессоре
вследствие этого не возникает
противодавления.
Регулятор следует устанавли-
вать в вертикальном положении;
при отклонении от последнего ша-
ры 4 регулятора работать не бу-
дут.
При необходимости произ-
вести подъем регулировочного
клапана вручную, например в це-
лях проверки его работы, поль-
зуются рукояткой 13, которая во
время пуска компрессора на хо-
лостом ходу может быть закли-
нена шплинтом, подвешенным к
регулятору на цепочке 14.
Описание конструкции
ротационного компрессора
Вернемся к фиг. 226, на кото-
рой в двух проекциях изображен
ротационный компрессор. Здесь
корпус 1 компрессора предста-
вляет собой чугунный горизон-
тальный цилиндр, отлитый за одно
целое с опорой 2, при помощи ко-
торой он крепится к неподвиж-
ной чугунной фундаментной плите,
служащей одновременно и осно-
Фиг. 227. Регулятор давления
ротационного компрессора.
ванием для электродвигателя.
Корпус компрессора имеет полости 3, в которых непрерывно
циркулирует охлаждающая вода.
На середине корпуса компрессора располагаются два па-
трубка 4 и 4' — всасывающий и напорный. По патрубку 4 воз-
дух поступает в цилиндр компрессора, а по патрубку 4' сжатый
воздух нагнетается в ресивер или при отсутствии ресивера
непосредственно в напорный трубопровод.
Рабочий цилиндр имеет две выточки 5 и 5', в которых вра-
щаются так называемые «кольца катания» 6 и 6'; на послед-
20*
308
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
ние опираются пластины (лопасти) 7, помещенные в прорези
8 ротора.
Кольца катания удерживаются от бокового перемещения
опорными кольцами, вставляемыми в специальные выточки
5—5', имеющиеся в корпусе компрессора.
Ротор 9 компрессора представляет собой массивный чугун-
ный цилиндр, насаженный неподвижно на вал 10. Ротор
имеет прорези, в которых помещены пластины (лопасти) 7
компрессора.
Крышки 11 и 1Г корпуса ротационного компрессора также
имеют полости, в которых циркулирует вода, охлаждающая
компрессор. Одновременно они служат и опорами для подшип-
ников вала компрессора.
Вал компрессора вращается на двух подшипниках качения—
роликовом подшипнике 12 и радиально-упорном шарикопод-
шипнике 12', предназначенных для восприятия осевых усилий.
К крышкам корпуса компрессора крепятся кронштейны,
в которых расположены сальники 13 и 13' и вращающиеся
диски 14 и 14'; последние служат для уплотнения вращающе-
гося вала компрессора.
Смазка компрессора осуществляется при помощи масле-
нок 15 и 15', служащих для смазки подшипников, и масле-
нок 16 и 16', при помощи которых смазываются кольца ката-
ния, а следовательно, и внутренняя полость компрессора.
Остальные детали компрессора смазываются автоматически
при помощи лубрикатора.
Ротационный компрессор с приводящим его электродвига-
телем соединяется при помощи эластичной муфты.
УХОД ЗА РОТАЦИОННЫМ КОМПРЕССОРОМ И УСТРАНЕНИЕ
НЕИСПРАВНОСТЕЙ
Пуск и остановка ротационного компрессора. При пуске ро-
тационного компрессора необходимо соблюдать следующие
правила.
1. Наполнить маслом масляные ванны подшипников до
уровня сливного отверстия.
2. Масляный трубопровод заполнить при помощи вращения
маховичка лубрикатора.
3. Открыть напорный вентиль и соединить компрессор с ре-
сивером или нагнетательным трубопроводом.
4. У двухступенчатого компрессора необходимо спустить
конденсат с промежуточного холодильника.
5. Пустить и отрегулировать охлаждающую воду и охла-
ждающие рубашки цилиндров' компрессора и промежуточный
холодильник.
Ротационные компрессоры 309
6. Поднять поршенек регулятора и закрепить его шплинтом.
7. Провернуть несколько раз ротор компрессора, взявшись
руками за эластичную муфту, чтобы убедиться, что его свобод-
ному вращению ничто не препятствует.
8. Включить электродвигатель.
9. По достижении электродвигателем постоянного числа
оборотов вынуть шплинт и установить регулятор в рабочее
положение.
При остановке компрессора эти операции производятся
в обратном порядке.
Основные правила ухода. Для обеспечения надежной работы
ротационного компрессора необходимо соблюдать следующие
правила.
1. Следить за исправным действием смазочной системы.
После продолжительного бездействия компрессора последнему
при пуске необходимо обеспечить более обильную смазку, чем
при непрерывной длительной работе. Для этого внутрь ком-
прессора через ручные масленки 16 и 16' (фиг. 226) вводится
достаточное количество масла.
Для промывки выточек за кольцами катания необходимо
раз в пятидневку через ручные масленки вводить разбавленное
керосином смазочное масло.
2. Следить за равномерным охлаждением цилиндра ком-
прессора и, если имеется, промежуточного холодильника; не до-
пускать перерывов в подаче охлаждающей воды. Время от вре-
мени проверять температуру охлаждающей воды компрессора,
не допуская ее нагревания до температуры, при которой наблю-
дается интенсивное выпадение солей (накипи).
3. При возникновении в цилиндре компрессора неравномер-
ного шума необходимо компрессор немедленно- остановить и
устранить причины.
4. Несколько раз в смену проверять давление в ресивере и
в промежуточном холодильнике.
Если наблюдается падение давления в промежуточном
холодильнике, а температура воздуха в цилиндре 2-й ступени
возрастает, значит ротор компрессора трется о внутреннюю
поверхность рабочего цилиндра.
5. Несколько раз в смену проверять конечную температуру
сжатого воздуха при выходе из компрессора и температуру
у всасывающего патрубка цилиндра 2-й ступени компрессора.
Если температура у всасывающего патрубка цилиндра 2-й сту-
пени возрастает, значит охлаждающая вода подается в недо-
статочном количестве или охлаждающая рубашка цилиндра
1-й ступени и промежуточный холодильник загрязнены. Повы-
шение температуры выходящего из компрессора воздуха ука-
зывает на загрязнение охлаждающей рубашки цилиндра высо-
кого давления и всей охлаждающей системы компрессора.
310 Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
6: Необходимо несколько раз за смену проверять расход
тока электродвигателей, приводящих компрессор. Если расход
тока возрастает, значит компрессор работает с большим про-
тиводавлением, созданным большей нагрузкой, на предохра-
нительный клапан или на клапан регулятора.
7. Три раза в смену необходимо спускать конденсат из про-
межуточного холодильника.
8. При остановке компрессора в зимнее время, когда
имеется опасность замерзания воды, у охлаждающих рубашек
компрессора, промежуточного холодильника и связанных с ним
трубопроводов вода должна быть обязательно спущена.
9. Очистку фильтра для воздуха производить через каждые
10—15 дней.
При односменной работе ротационного компрессора его раз-
борку и чистку достаточно производить раз в год.
При круглосуточной работе компрессора, особенно когда
засасывается загрязненный воздух или охлаждение компрес-
сора ведется жесткой водой, время цикла работы снижается и
ревизии устраивают чаще.
ВОЗДУХОДУВКА РУТТА
К числу ротационных компрессоров следует также отнести
ротационный компрессор Рутта, который обычно работает на
небольших давлениях (от 0,06 до 0,8 аги) и известен под
названием воздуходувки Рутта.
Две лопасти (фиг. 228), наружные поверхности которых
спроектированы таким образом, что при вращении обкатывают
друг друга наподобие зубьев шестерен с циклоидальным зацеп-
лением, устанавливаются в корпусе воздуходувки. При перека-
тывании лопастей друг по другу попеременно образуется
полость, ограниченная корпусом воздуходувки и одной из
лопастей (на чертеже заштрихована); в эту полость из всасы-
вающего трубопровода поступает воздух, вытесняемый затем
лопаткой в напорный трубопровод. К моменту выталкивания
сжатого воздуха из этой полости вторая лопасть занимает
положение, аналогичное положению первой в начале процесса
сжатия, образуя вогнутой частью своей поверхности и противо-
положной стороной корпуса полость, в которую поступила но-
вая порция воздуха; при дальнейшем вращении воздух выжи-
мается в нагнетательный трубопровод.
Одновременное вращение лопастей воздуходувки Рутта,
сохраняя неизменным расположение обеих лопастей воздухо-
дувки относительно друг друга, достигается при помощи пары
зубчатых колес, насаженных на валы рабочих лопастей возду-
ходувки вне ее корпуса.
Воздуходувки Рутта строятся на производительность от 2 до
400 м3/мин и благодаря высокому к. п. д., колеблющемуся
Ротацаонные компрессоры
311
в пределах от 0,65 до 0,80, нашли широкое применение там,
где требуются сравнительно невысокие давления.
Определение производительности воздуходувки Рутта. Осу-
ществить полную герметичность между лопастями и корпусом
воздуходувки Рутта невозможно. Вследствие наличия неизбеж-
ных зазоров имеет место обратная утечка воздуха из полости
нагнетания в полость всасывания.
Эта утечка учитывается так называемым коэфициеfl-
том скольжения, представляющим собой выраженное
в процентах отношение дополнительного числа оборотов к тео-
Фиг. 228. Воздуходувка Рутта.
1— корпус; 2—лопасть; 3—зубча-
тые колеса (шестерни); Д—диаметр
Круга» описываемого лопастью.
ретическому, при котором осуществлялась бы подача требуе-
мого объема воздуха:
»?ск = -^-» (Ю2)
п1
где «1 — добавочное число оборотов;
— теоретическое число оборотов.
Очевидно, действительное число оборотов воздуходувки
Рутта n — rii + ni и объемный ее к. п. д. будет равен:
^об=^. (ЮЗ)
Практически значение объемного к. п. д. воздуходувки
Рутта колеблется в пределах от 70 до 80%.
Принимая поперечную площадь сечения объема, занимае-
мого сжимаемым воздухом между каждой лопастью воздухо-
дувки Рутта и ее корпусом, равной ’/з площади крута, описы-
ваемого лопастью, можно найти теоретический объем воздуха,
подаваемого воздуходувкой в минуту:
Ртеор=2-1/зл. Ьп м3)мин, (104)
312
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
где D — диаметр круга, описываемый лопастью воздуходувки,
в м -,
b — ширина лопасти в м;
п — число оборотов лопасти в минуту.
При объемном к. п. д., равном т)Об, фактический объем
воздуха, подаваемого воздуходувкой Рутта, будет
V дейст— 2 • ’/3 Т1 Ьт1Т]об J^/jHUH. (105)
Глава XVI
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ И ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ
ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И УСТРОЙСТВО ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки представляют собой
центробежные машины.
Турбовоздуходувками принято называть машины,
служащие для подачи больших объемов воздуха или газа при
сравнительно низком давлении нагнетания, обычно в пределах
от 0,1 до 1,5 ати.
Турбокомпрессорами принято называть машины,
развивающие давление свыше 1,5 ати. Большей частью давле-
ние, развиваемое турбокомпрессорами, не превышает 7—10 ати.
В сравнительно редко встречающихся турбокомпрессорах
специального типа развиваемое давление может быть значи-
тельно выше.
В зависимости от требуемого давления нагнетания турбо-
компрессоры могут быть одноступенчатые —с одним рабочим
колесом и многоступенчатые — с несколькими рабочими коле-
сами.
Турбовоздуходувки в отличие от турбокомпрессоров
строятся без охлаждения сжимаемого газа, температура кото-
рого при низких давлениях повышается незначительно.
Турбокомпрессоры характеризуются наличием устройств
для охлаждения сжимаемого газа.
Турбовоздуходувки и турбокомпрессоры, являясь центро-
бежными машинами, обладают следующими преимуществами.
1. Не имеют всасывающих и нагнетательных клапанов.
2. Подача газа плавная, без толчков, вследствие этого воз-
душный аккумулятор, или ресивер, оказывается часто не-
нужным.
3. Уравновешенность движущихся частей обеспечивает
плавный ход компрессора без наличия маховика и поэтому не
требуются солидные фундаменты.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
373
4. Быстроходность позволяет осуществлять непосредствен-
ное соединение с электродвигателем или паровой турбиной.
5. Нет надобности смазывать движущиеся части машины,
за исключением подшипников; это обстоятельство особенно
ценно, так как сжимаемый турбокомпрессором воздух (или
газ) совершенно свободен от смазочного масла.
У воздушных турбомашин это свойство исключает возмож-
ность воспламенения смазочного масла и взрыва внутри рабо-
чего цилиндра. В других случаях, когда нагнетаемый турбо-
компрессором газ может образовать новые химические соеди-
нения со смазочным маслом, это преимущество еще ценнее.
Так, например, при транспортировке сернистого газа SO3
внутри рабочего цилиндра компрессора вследствие соединения
сернистого газа со смазочным маслом образуется густое, вяз-
кое и липкое вещество, делающее практически невозможной
работу поршневого компрессора через 14—20 дней.
Транспортировка сернистого газа при помощи турбоком-
прессоров может продолжаться значительное время. Остановка
турбокомпрессора нужна только тогда, когда имеющиеся в
сернистом газе механические примеси, неравномерно отло-
жившись на рабочих колесах турбомашины, вызовут ее ви-
брацию.
6. Поверхности охлаждения промежуточных холодильников
сохраняют все время хороший коэфициент теплопередачи. Этот
коэфициент теплопередачи при работе поршневых компрессо-
ров значительно снижается, если на охлаждающей поверхности
откладывается масло, содержащееся в транспортируемом газе
или воздухе.
7. И, наконец, турбомашины выгодно отличаются от порш-
невых небольшими габаритными размерами и требуют для
своей установки сравнительно небольшой площади.
На фиг. 229 представлен разрез одноступенчатой турбовоз-
духодувки, на которой хорошо видны рабочее колесо 1, наса-
женное на вал 2. Воздух, засасываемый через всасывающий
патрубок 3, выбрасывается из рабочего колеса в направляю-
щий аппарат 4, не имеющий лопаток, и из направляющего
аппарата попадает в диффузор чугунного корпуса турбовозду-
ходувки.
На фиг. 230 показан продольный разрез многоступенчатой
турбовоздуходувки с направляющим аппаратом. Здесь 1 — ра-
бочее колесо турбовоздуходувки, 2 — приводной вал, 3— вса-
сывающий патрубок и 4 — направляющий аппарат. На этой же
фигуре показана диаграмма изменения скоростей и давлений
в рабочем колесе и направляющем аппарате турбовоздухо-
дувки.
Детали турбовоздуходувок мало отличаются от деталей
центробежных насосов, поэтому подробного описания их не
311
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Фиг. 229. Разрез одноступенчатой турбовоздухо-
дувки.
7—рабочее колесо; 2—вал; 3—всасывающий патрубок;
4 —кольцевой диффузор; 5—нагнетательный патрубок.
Фиг. 230. Разрез многоступенчатой турбовоз-
духодувки.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
315
приводим. Остановимся лишь на одной детали — корпусе турбо-
воздуходувки.
Ввиду сравнительно небольших давлений корпус турбовоз-
духодувки можно было бы изготовлять сварным из тонколисто-
вого металла, однако предпочтение все же отдается турбовоз-
духодувкам, имеющим массивный чугунный корпус, так как при
этом удается избежать вибраций корпуса воздуходувки, а глав-
ное сильного шума, ухудшающего условия работы для обслу-
живающего персонала.
Турбовоздуходувки и турбокомпрессоры, являющиеся ма-
шинами с высоким числом оборотов (обычно 3000—6000), тре-
буют тщательной балансировки ротора.
Для 3000 об/мин при раздельной балансировке рабочих
колес и собранного ротора можно достигнуть хороших резуль-
татов, осуществляя только статическую балансировку.
При более высоком числе оборотов только статической
балансировки недостаточно и приходится применять динамиче-
скую балансировку.
НАПОР ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ ИЛИ ТУРБОКОМПРЕССОРА
Величина напора, развиваемого турбовоздуходувкой, зависит
от следующих условий (фиг. 231).
1. От окружных скоростей на входе и выходе из рабочего
колеса.
Эта часть напора в метрах воздушного или соответствую-
щего газового столба выражается формулой
о, — р, lA — It":
-- - =——J- м газ. ст.,
У -g
где ft —давление на входе в рабочее колесо;
р2 — давление на выходе из рабочего колеса;
у — удельный вес засасываемого газа;
ft — окружная скорость рабочего колеса у входа в м/сек;
и2 — окружная скорость колеса на внешней окружности
в м/сек;
g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м/сек*.
Окружные скорости их и ft определяются из формул
nD,n ,
«2 = -б(Г~ М1СеК’
nD.n ,
Hi = -gj - м/сек,
316
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
где £>2 —• наружный диаметр рабочего колеса в м-,
— диаметр колеса у входа в м-
п— число оборотов в минуту.
2. От потери скорости при прохождении воздуха через
каналы рабочего колеса вследствие увеличения их поперечных
сечений.
как следствие превращения
Эта часть напора образуется
Фиг. 231. Диаграмма скоростей в колесе
турбовоздуходувки.
кинетической энергии
(энергии движения) ча-
стиц газа в энергию дав-
ления.
Напор выражается ве-
личиной
W1—wl
Сумма Нст напоров ра-
_ j.2
бочего колеса —Ц-—2-4-
2g
। wf — в>2
Ч—Чт—- называется
2g
статическим напором:
// ст
W' — W2
1 2
2g
(106)
Статический напор £/ст соответствует избыточному давлению
в зазоре между рабочим колесом и окружающим его каналом
диффузора.
3. От абсолютных скоростей газа с, — при входе в каналы
и с2 — при выходе из каналов рабочего колеса.
Абсолютная скорость Cj у входа получается путем геомет-
рического сложения относительной скорости wh направленной
по касательной к лопатке в точке входа, с окружной ско-
ростью и у входа в каналы рабочего колеса (фиг. 231). Абсо-
лютная скорость с2 у выхода получается в результате геоме-
трического сложения относительной скорости Wi у выхода
с окружной скоростью на внешней окружности рабочего
колеса п2. Эта часть напора выражается величиной
2g
характеризующей приращение кинематической энергии частиц
воздуха в рабочем колесе, которое дальше вследствие замедле-
ния их движения в каналах направляющего аппарата или
улитке воздуходувки превращается (с некоторыми потерями)
в энергию давления.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
317
Общий теоретический напор //ТеоР,
очевидно, будет равен.-
Основное уравнение турбомашины (уравнение Эйлера)
Уравнение Эйлера, выведенное нами применительно к цент-
робежным насосам, справедливо и для турбовоздуходувок и
турбокомпрессоров. Оно, как известно, может быть предста-
влено в следующем виде:
Нтеор = -J- W {г2с2 — гхС1) м газ. ст.,
где g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м/сек2,
<у —угловая скорость вращения рабочего колеса турбо-
2лп , ,
компрессора, равная —раоиан/сек;
г2 — наружный радиус рабочего колеса у выхода в м;
1\ — наружный радиус рабочего колеса у входа в м;
с'2— скорость в м/сек, направленная по касательной к внеш-
ней окружности рабочего колеса, получаемая как ре-
зультат геометрического разложения абсолютной ско-
рости с2 газа, приобретенной им при выходе из ра-
бочего колеса.
Абсолютная скорость с2 разлагается (фиг. 231) на скорость,
направленную по радиусу рабочего колеса, и на скорость с'
направленную по касательной к внешней окружности рабочего
колеса; сг—скорость в м/сек, направленная по касательной
к внутренней окружности (окружности входа) рабочего колеса
и получающаяся как результат геометрического разложения
абсолютной скорости С] газа на входе в рабочее колесо.
Абсолютная скорость Ci разлагается на скорость, направлен-
ную по радиусу рабочего колеса, и на скорость с[ по касатель-
ной к внутренней окружности рабочего колеса у входа.
Уравнение Эйлера читается так: полный, геометрический
напор равен произведению массы единицы веса на угло-
вую скорость (о) и на разность моментов вращения на
входе и выходе из рабочего колеса.
Вместо угловой скорости в формулу Эйлера можно ввести
окружную скорость и = тг, тогда будем иметь
Н = у- т (Г2с’2 - Г^) = -А- (о>Г2С2 - ШГ^) =
—(и2сг — щс/) м газ. ст.
(Ю8)
318
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Определенный по формуле Эйлера напор изменяется в мет-
рах столба данного газа. Для перевода этого напора в давле-
ние, т. е. в кг/м2 или мм вод. ст., необходимо величину Н по-
множить на удельный вес газа.
ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
И ТУРБОВОЗДУХОДУВОК
Теоретически потребная мощность N в лошадиных силах для
приведения в действие турбокомпрессора, если пренебречь
дисковым трением в подшипниках и потерями в зазорах,
должна быть равна:
N = 60 x 75 ’
где Н — теоретический напор в м;
G — вес газа, подаваемого в минуту.
При весе подаваемого в минуту газа, равном 1 кг, мощ-
ность N будет равна величине развиваемого турбовоздуходув-
кой напора, деленной на произведение 60 х 75.
Отсюда следует, что величину напора можно рассматривать
как теоретически необходимую работу в килограммометрах для
подачи 1 кг воздуха в одну минуту.
Гидравлический к. п. д. турбокомпрессора. Действительный
напор, развиваемый турбокомпрессором, меньше теоретиче-
ского вследствие наличия потерь.
Отношение развиваемого компрессором действительного на-
пора //дейст к теоретическому //теор называется гидравличе-
ским к. п. д. турбокомпрессора:
(ПО)
теор
Гидравлический к. п. д. турбокомпрессора в зависимости от
формы лопаток может достигать величины от 75 до 85%.
действительная мощность турбокомпрессоров
И ТУРБОВОЗДУХОДУВОК
В неохлаждаемых турбовоздуходувках сжатие воздуха
можно рассматривать как адиабатическое сжатие.
Теплота, образующаяся при адиабатическом сжатии, должна
быть эквивалентна работе сжатия, так как под адиабатическим
мы понимаем процесс, происходящий без подведения или отве-
дения тепла.
В действительности работа, затрачиваемая на сжатие газа
в турбовоздуходувке, больше работы, потребной на адиабатиче-
ское сжатие. Разница между теоретическим и действительным
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
31&
.. AL 427
УУэ*=_75^----- ’
'° Чком
наиором обусловливается наличием потерь, которые, превра-
щаясь в тепло, передают его сжимаемому газу.
Вся теплота, получаемая в результате работы турбовозду-
ходувки, будет
AL = Ср (/2 — *i) G кал, (111)
где А — термический эквивалент работы;
L — затраченная работа в кг!м\
Ср — теплоемкость газа при постоянном давлении;
/2 — конечная температура воздуха в °C;
4 — начальная температура в °C;
G —вес объема компримируемого (сжимаемого)2 воздуха
в кг.
Действительная мощность турбовоздуходувки 7УЭф равна:
(П2)
где >7ком — коэфициент полезного действия турбовоздуходувки.
При вычислении мощности турбокомпрессора пользуются
той же формулой, учитывая поправку на неадиабатичность
СЖаТИЯ К. П. Д. >2ад-
ФОРМА РАБОЧИХ ЛОПАТОК И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТУРБОКОМПРЕССОРОВ И ТУРБОВОЗДУХОДУВОК
У турбокомпрессоров и турбовоздуходувок лопатки рабо-
чего колеса подобно рабочим лопаткам центробежных насосов
могут быть следующие (фиг. 232).
1. Направленные радиально от центра диска к внешней
окружности. Это направление лопаток применяется главным
образом у вентиляторов низкого давления. Оно является неиз-
бежным, если машина должна быть приспособлена для враще-
ния в обе стороны.
2. Загнутые вперед своими выходными кромками. Этот тип
лопаток применяется в вентиляторах, когда при относительно
небольших диаметрах колеса желают повысить развиваемый
вентилятором напор.
3. Загнутые назад, т. е. в сторону, обратную вращению ра-
бочего колеса. В турбовоздуходувках и турбокомпрессорах при-
меняется исключительно эта форма лопаток.
У турбовоздуходувок и турбокомпрессоров, имеющих ло-
патки, загнутые назад, теоретическая зависимость между объе-
мом V перемещаемого газа и напором Н или, что то же, давле-
нием Р, как это было показано при рассмотрении теории цен-
тробежных насосов, может быть изображена графически в виде
наклонной прямой АВ (фиг 233).
320
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Вследствие имеющихся в турбовоздуходувках и турбоком-
прессорах потерь на трение, ударов газа о кромки рабочих
лопаток при входе и потерь от завихрений указанная зависи-
мость, как это было подробно разобрано в теории центробеж-
ных насосов при постоянном числе оборотов турбокомпрессора,
в действительном компрессоре изображается в виде кри-
Фиг. 233. Теоретическая
зависимость между объе-
мом V и давлением Р в тур-
бовоздуходувке.
Фиг. 232. Формы лопаток рабочего
колеса.
7 —радиальная; 2—загнутая вперед; 3—за-
гнутая назад.
вой CDE, которая называется кривой характеристики
турбовоздуходувки или турбокомпрессора
и по своей форме напоминает параболу.
В пределах небольших колебаний числа оборотов турбо-
компрессора или турбовоздуходувки, когда к. п. д. можно счи-
тать неизменным, существует следующая, установленная опыт-
ным путем, зависимость между объемами перемещаемого турбо-
компрессором газа и числом его оборотов:
(ИЗ)
где V2 — количество засосанного турбовоздуходувкой или тур-
бокомпрессором воздуха или газа в ,м3 при оборо-
тах в минуту;
Vi — количество засосанного той же турбовоздуходувкой
или тем же турбокомпрессором воздуха или газа в м3
при «1 оборотах в минуту.
Равным образом при тех же условиях и действительные
напоры в одной и той же турбовоздуходувке меняются в отно-
шении квадратов чисел оборотов:
н
** 2 2
2~ f
1 П1
где Я2 —действительный напор, создаваемый турбовоздуходув-
кой при п2 оборотах в минуту;
Hi —действительный напор, создаваемый той же турбовоз-
духодувкой при П1 оборотах в минуту.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
321
Из формул (113) и (114) явствует, что
или
Унг
_ 1/нГ
Vi Унг
—~= = const,
УНг
(П5)
(П5')
т. е., что отношение производительности турбовоздуходувки
в любой момент ее работы к квадратному корню из величины
действительного ее напора в данный момент есть величина
постоянная.
Графически зависимость между объемом подаваемого турбо-
воздуходувкой или турбокомпрессором воздуха или газа и на-
пором изображается кривой на фиг. 234.
По оси абсцисс отложены объемы v, а по оси ординат
давления р или напоры Н. Эта кривая характеризует работу
турбовоздуходувки или турбокомпрессора, которые рассчиты-
ваются на определенное промежуточное давление рП с соответ-
ствующим ему определенным номинальным объемом ип при
наибольшем значении к. п. д. при постоянном заданном числе
оборотов в минуту.
Однако в зависимости от сопротивления нагнетательного
трубопровода рабочая точка турбокомпрессора может переме-
щаться по характеристической кривой в ту или другую сторону.
Из графика видно, что максимальный объем газа, подаваемый
турбовоздуходувкой, соответствует ро = 0.
В верхней точке рк кривой давление, развиваемое турбо-
воздуходувкой, является максимальным. По обе стороны этой
точки кривая падает. Эта точка называется критической. Соот-
ветствующий давлению рк объем vK называется критическим
объемом.
Критический объем vK является тем минимальным объемом
подаваемого воздуха, уменьшения которого следует избегать,
так как при дальнейшем уменьшении указанного объема работа
турбокомпрессора будет сопровождаться толчками и ударами.
Это явление называется помпажем. Устойчивая работа
турбовоздуходувки или турбокомпрессора возможна только на
участке характеристической кривой между точками р0 и рк
на котором лежит точка рп нормальной работы при номиналь-
ном давлении с нормальным объемом подачи vu.
Каждому определенному числу оборотов турбовоздуходувки
или турбокомпрессора будет соответствовать определенная
характеристика, и на каждой из этих характеристик будет своя
критическая точка. Линия, которая соединяет критические
точки характеристик турбокомпрессора, носит название погра-
21 К. С. Гуревич
322
Компрессоры, •вентиляторы и воздуходувки
ничной кривой устойчивой и
прессора (фиг. 235).
неустойчивой работы турбоком-
Фиг. 234. Характеристика
турбовоздуходувки.
Фиг. 235. Пограничная кри-
вая устойчивой и неустой-
чивой работы воздухогазо-
дувной машины.
В заключение главы, посвященной турбокомпрессорам
и турбовоздуходувкам, приведем чертежи турбовоздуходувок
ТК-700/5 завода им. Фрунзе и 0-500 завода им. Ленина.
Фиг. 236. Турбокомпрессор ТК-700/5 завода им. Фрунзе.
На фиг. 236 представлен общий вид турбокомпрессора
ТК-700/5 завода им. Фрунзе.
Этот компрессор работает при 3000 об/мин и в пяти ступе-
нях развивает давленйе 1,36 ата при производительности
4500 м3/час.
Непосредственное соединение с электродвигателем делает
машину компактной и удобной для обслуживания.
№
всасывание
Фиг. 237. Турбовоздуходувка 0-500
завода им. Ленина.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки 323
324
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
Турбовоздуходувка 0-500 завода им. Ленина (фиг. 2371
представляет собой машину, также соединенную непосред-
ственно с электродвигателем. Напор, развиваемый турбо-
воздуходувкой, может быть различным в зависимости от
размеров кольцевого диффузора и рабочего колеса. Максималь-
ный напор, развиваемый турбовоздуходувкой 0-500, равен
2100 мм вод. ст. Производительность 500 м^/мин воздуха при
нормальных условиях.
Глава XVII
ВЕНТИЛЯТОРЫ
Вентиляторами называют машины для подачи воздуха или
газов при общем напоре, не превышающем 1000 мм вод. ст.
, Под общим напором подразумевается сумма статического
и динамического напоров, развиваемых вентилятором, выра-
женных в мм вод. ст.:
Н =7/ст + 7/дин.
Динамический напор соответствует скорости С в нагнета-
тельном патрубке и равен:
С2
77дин — ~2^-У мм ВОД. СТ.,
где у—вес 1 я? газа в кг.
Статический напор НСт состоит из двух составляющих на-
поров: разрежения при всасывании Нвс и напора при нагнета-
нии ННЛТ, выраженных также в мм вод. ст.
Таким образом, напор, развиваемый вентилятором, может
быть выражен следующей формулой:
С2
Н =НВС+ НИВГ + — У ММ вод. ст. (116)
Для определения напора, развиваемого вентилятором,
обычно пользуются жидкостными U-образными манометрами.
Если всасывающий патрубок вентилятора сообщается не-
посредственно с атмосферой и, следовательно, Нвс = 0, то об-
щий напор, развиваемый вентилятором, в этом частном случае
будет
С2
Н = Ннаг^Г-^-у ММ ВОД. СТ. (116')
Вентилятор, установленный таким образом, называется на-
гнетающим.
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
325
Если же вентилятор установлен так, что его нагнетатель-
ное отверстие открыто в атмосферу, то ЯНаг = 0 и общий
напор, развиваемый вентилятором, в этом частном случае будет
Н = Нъс + ~^ у ММ ВОД. ст. (116")
Вентилятор, установленный таким образом, называется вса-
сывающим.
По величине развиваемого напора вентиляторы могут быть
низконапорными, или, как их часто называют, вентиляторами
низкого давления, когда развиваемый вентилятором напор Я
не превышает 100 мм вод. ст.: Я < 100 мм вод. ст.; среднена-
порными, или вентиляторами среднего давления, когда разви-
ваемый вентилятором напор колеблется в пределах от 100 до
400 мм вод. ст., т. е. Я = 100 4- 400 мм вод. ст.; высоконапор-
ными, когда Н >400 мм вод. ст.
По конструкции рабочего колеса вентиляторы могут быть
винтовыми или осевыми и центробежными.
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
Из осевых вентиляторов наибольшим распространением
у нас в Союзе пользуется вентилятор ЦАГИ, представляющий
собой весьма простую конструкцию вентилятора с высоким
к. п. д. Вентилятор ЦАГИ насаживается непосредственно на
вал приводящего электродвигателя и представляет собой шкив
с 3—4 лопастями наподобие пропеллера.
На фиг. 238 представлен чертеж вентилятора типа ЦАГИ
с алюминиевыми лопастями конструкции Гипронефтемаша.
Осевые вентиляторы чаще всего применяют для вентиляции раз-
личных производственных помещений и вообще в тех случаях,
когда требуемая величина статического напора незначительна.
Для определения основных размеров, осевого вентилятора
или для определения его производительности и напора по его
размерам можно пользоваться следующими формулами.
Диаметр ротора вентилятора связан с его производитель-
ностью следующим соотношением:
£>=1,3]Л§- м, (117)
где Q— секундный расход в ле3;
С—скорость, обычно принимаемая в пределах 8—10 м/сек.
Окружная скорость ротора осевого вентилятора зависит от
величины общего развиваемого напора Н и от конструкции
ротора. Она может быть подсчитана по следующей формуле:
н = 2,8 <р Н м/сек, (118)
526
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
где Н—общий напор, развиваемый вентилятором, в м вод. ст.;
9>—коэфициент, зависящий от формы лопастей вентилято-
ров и имеющий значение от 2,8 до 3,5 для плоских и от
2,2 до 29 для лопастей с криволинейным очертанием.
<0
Зная D и и, можно определить число оборотов в минуту:
60«
nD
(П9)
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
327
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
Самым распространенным типом центробежного вентиля-
тора является вентилятор типа Сирокко (фиг. 239).
В теории центробежных насосов нами была подробно выве-
дена формула, названная основным уравнением центробежного
насоса, в окончательном виде:
Н = rltK ~2H2 g0S-a2- м-, (120)
это основное уравнение применимо также и для центробежных
вентиляторов.
Фиг. 239. Вентилятор Сирокко.
Произведем некоторые преобразования. Так как
С _ ,, sin /32
2 2 Sin (a2 + jS2) ’
то можем написать
2
тг U9 sin В9 cos а9
Н = тпгк —------- , - <- М газ. ст.
' g SIH (а2 + jS2)
Обозначая г^К <Р, получим:
Sin (а2 "т*Р2/
2
и
Н=<р—^~ газ. ст.
g
ИЛИ
(121')
2
U
Н = <р у м вод. ст.,
где у—вес 1 л/3 газа в кг.
По данным Поликовского коэфициент <р практически имеет
следующие значения:
для лопаток, загнутых вперед, <р = 1 -j-1,1;
для радиальных лопаток <р = 0,7 -? 0,9;
для лопаток, загнутых назад, <р = 0,5 4-0,7.
В центробежных вентиляторах типа Сирокко (фиг. 239)
чаще всего применяются лопатки рабочего колеса, загнутые
328
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
вперед; при этом к. п. д. получается несколько меньшим, но
легче получить более высокий напор.
Расход мощности центробежным вентилятором определяется
по формуле
= с., (121)
где Q — секундный расход;
Я— развиваемый напор в мм вод. ст.;
т; —к. п. д. вентилятора, значения которого, например, для
вентиляторов Сирокко колеблются в пределах от 0,38
до 0,67 в зависимости от размера вентилятора.
Удельный вес газа в этой формуле фигурирует в скрытом
виде, так как Н мм вод. ст. = 77 мм газ. ст. ху.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Если на напорном трубопроводе центробежного вентилятора
имеется шиберная задвижка, позволяющая менять сопротивле-
ние этого трубопровода в
широких пределах, то мы
можем построить характе-
ристики для заданного вен-
тилятора. Характеристики
вентилятора, как и центро-
бежных насосов, могут быть
построены для различных
чисел оборотов.
Так, например, на
фиг. 240 приведены харак-
теристики центробежного
вентилятора при различных
Фиг. 240. Характеристики центробежного числах оборотов,
вентилятора. Если для заданного чис-
ла оборотов ротора вентиля-
тора «1 производительность и напор соответственно равны Vt и
Hi, а для другого числа оборотов п2 равны V2 и Н2 и т. д., то
зависимость между этими величинами можно выразить в виде
следующих соотношений, называемых законом подобия:
Vi _ Уг _ У3
”1 П2 «3
нг Н, Н3
2 2 3 • * •
#1 Из
(122)
Если же при помощи задвижки, установленной на нагнета-
тельном трубопроводе, создать постоянное (неменяющееся)
сопротивление в напорном трубопроводе, то через выходное
Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки
329
сечение напорного трубопровода будет проходить различное
количество воздуха, которое можно определить по формуле
(123)
где у — коэфициент истечения, принимаемый равным 0,66;
у — удельный вес воздуха.
Принимая у — 1,226 и подставляя цифровые значения в фор-
мулу (123), получим для выходного сечения / следующее
выражение:
/ = 0,38 . (124)
Если правая часть этого уравнения представляет собой пол-
ное сопротивление трубопровода, то величина f называется
эквивалентным отверстием этого трубопровода.
При отверстиях, истечение из которых происходит без сжа-
тия струи, для которых коэфициент истечения р = 1, для ве-
личины площади эквивалентного отверстия получим следующее
выражение:
/ - 0,25 . (124')
Этой формулой обычно пользуются для определения вели-
чины эквивалентного отверстия.
Если при числе оборотов п} центробежного вентилятора
объем проходящего через эквивалентное отверстие воздуха
обозначить через 16 и развиваемый напор через Hit а при
числе п2 оборотов соответственно V3 и Н2, то будем иметь сле-
дующую зависимость:
откуда имеем
Ут v2 _ "1
Vh2 V2 2
V1 2
ve «2 11 н2 л2
(125)
(125')
Следовательно, при постоянном сопротивлении нагнетатель-
ного трубопровода подаваемые центробежным вентилятором
объемы пропорциональны числу оборотов в первой степени,
а развиваемые напоры пропорциональны числу оборотов во
второй степени.
Если построить график, на котором отложить по оси орди)-
нат полный напор, развиваемый вентилятором, в метрах вод. ст.,
а по оси абсцисс — подаваемые вентилятором объемы, то при
определенном сечении эквивалентного отверстия при разных
числах оборотов получим параболу, имеющую вершину в на-
330
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
чале осей координат, с осью симметрии, совпадающей с осью
ординат (фиг. 241). Такие параболы для заданного вентилятора
Фиг. 241. Универсальная характери-
стика центробежного вентилятора.
могут быть нанесены для различ-
ных сечений эквивалентного от-
верстия.
На этот же график можно на-
нести и кривые характеристик
центробежного вентилятора, по-
лученных при заданных числах
оборотов путем изменения сопро-
тивления напорного трубопро-
вода.
И, наконец, если на график
нанести кривые равных изотер-
мических к. и. д., то будем иметь
области возможного его приме-
нения. Например, из графика
видно, что для каждой характе-
ристики V—Н имеется своя вели-
чина максимального к. п. д.
ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ В НЕФТЯНОЙ
И ГАЗОВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Вентиляторы в нефтяной и газовой промышленности имеют
самое широкое применение.
В технологическом процессе вентиляторы применяются
редко. Главное их назначение — создание санитарных условий
в помещениях насосных, компрессорных, операторных и в ла-
бораториях.
Часто вентиляторы отсасывают или нагнетают воздух с па-
рами или газами легко воспламеняющихся нефтепродуктов,
когда не исключена возможность образования гремучей смеси.
В этих случаях применяют вентиляторы с ротором из цветных
металлов или сплавов.
Ротор из цветного металла, будучи поврежден, не дает
искры и, следовательно, не может вызвать взрыва. Обычно
применяют вентиляторы с ротором из сплава алюминия.
Раньше были попытки приспосабливать вентиляторы в нор-
мальном исполнении для работы во взрывоопасной среде. Для
этого корпус вентилятора выкладывали с внутренней стороны
листовым алюминием. Несмотря на то, что при работе таких
вентиляторов случаев взрыва гремучей смеси не известно, сей-
час органами охраны труда и техники безопасности эти венти-
ляторы не допускаются, исходя из того, что часть, оторвавшаяся
Фиг. 242. Вентилятор для охлаждения градирни.
Фиг. 243. Вентилятор высокого давления ВВД-1 конструкции Гипронефтемаша-
332
Компрессоры, вентиляторы и воздуходувки
от ротора вентилятора из черного металла, может удариться
о нагнетательный трубопровод и вызвать искру.
Для технологических целей вентиляторы применяют для
подачи подогретого воздуха к различным сушилкам, в каче-
стве дутьевых к топкам паровых котлов и трубчатых нагрева-
телей (печей) нефтеперерабатывающих заводов и, наконец,
для создания необходимого тока воздуха в градирнях, охла-
ждающих оборотную воду, которую в большом количестве по-
требляют холодильники различных нефтеперерабатывающих
установок.
Вентиляторы, применяемые для отсасывания горячих про-
дуктов сгорания топлива, для осуществления удовлетворитель-
ной смазки должны иметь подшипники с водяным охлажде-
нием.
В заключение приводим общий вид вентилятора, обслужи-
вающего градирню на нефтеперерабатывающем заводе
(фиг. 242). Такие тихоходные вентиляторы имеют размер лопа-
стей, достигающий 5—6 м в диаметре. На фиг. 243 показан
общий вид вентилятора высокого давления ВВД-1 конструкции
Г ипронефтемаша.
ЛИТЕРАТУРА
Анфиногенов И. И. Работа центробежных насосов при перекачке
воды н вязких жидкостей. БТЭИ ЦИМТнефти, Гостоптехиздат М., 1947.
Бакланов Н. А. Приборы для дозировки жидкостей. БТЭИ ЦИМТ-
нефти, Гостоптехиздат М., 1947.
Бурдаков А. А., проф. Центробежные насосы. Госмашметиздат,
М. — Л., 1932.
Бурдаков А. А., проф. Поршневые насосы. Госмашметиздат,
М. — Л., 1933.
Г и н ц Адольф. Термодинамические основы поршневых турбокомпрессо-
ров'. Энергоиздат, М. — Л., 1939.
Григорьян Г. М., Анфиногенов И. И. Нефтескладское дело.
ГОНТИ, М. —Л., 1939.
Гросс С. А. Практические расчеты насосов и насосных установок
нефтяной промышленности. АзГОНТИ, Баку, 1939.
Гуревич К. С. Ремонт трубчатых нефтеперерабатывающих устано-
вок. Гостоптехиздат, М. — Л., 1948.
Есцман И. Г. Гидравлика, ГОНТИ НКТП СССР, 1938.
Знаменский Г. М., проф. Насосы и компрессоры. Государственное
издательство технической литературы Украины. Киев — Львов, 1948.
Канторович Б. В. Гидравлические и воздуходувные машины.
Металлургиздат, М., 1950.
К ер тон В. Турбовоздуходувки и турбокомпрессоры. Госэнергоиздат.
М. — Л., 1938.
Кузнецов Н. М. Сальниковые набивкн в нефтяной промышленно-
сти. БТЭИ ЦИМТнефти, Гостоптехиздат, М., 1947.
Покровский К. В., проф. Термодинамика. Основной курс. Изд.
АКНИ, Баку, 1934.
Л е й б е н з о н Л. С., проф., В и л ь к е р А. С., Шумилов П. П. и
Яблонский В. С. Гидравлика. Государственное научно-техническое
горно-геолого-нефтяное издательство, М. — Л., 1932.
Наумов В. М., проф. Машиноведение, ч. III, Гидравлика, гидравли-
ческие двигатели, поршневые и центробежные насосы, компрессоры и вен-
тиляторы. ОНТИ, М. — Л., 1934.
Отт А. А. Насосы. ОНТИ, НКТП СССР, Главная редакция энергети-
ческой литературы, М. — Л., 1937.
Пектемиров Г. А. Справочник инженера н техника нефтебаз. Гос-
топтехиздат, М. — Л. 1948.
П оликовский В. И. Вентиляторы, воздуходувки и компрессоры.
Государственное научно-техническое издательство машиностроительной ли-
тературы, М. —I Л., 1938.
Попов С. С. Эксплуатация магистральных нефтепроводов. Гостоптех-
издат, М. — Л., 1948.
1937^ Фле®деРеР К- Центробежные и пропеллерные насосы. ОНТИ,
Правила безопасности при эксплуатации нефтеперерабатывающих заво-
дов. Гостоптехиздат, М. — Л., 1948.
Смирнов А. С. Оборудование и эксплуатация компрессорных стан-
ций. Гостоптехиздат, 1947.
334
Литература
Столов И. А. Практические расчеты в нефтяном деле. Азнефтеиздат,
Баку — Москва, 1934.
С т о ц и к Л. И. Компрессоры и воздуходувки. ГОНТИ, 1939.
Товстолес Ф. П., проф. Гидравлика и насосы, ч. III. Насосы.
ГОНТИ НКТП СССР, Главная редакция энергетической литературы,
М, —Л„ 1938.
Френкель М. И. Поршневые компрессоры. МТН, Государственное
научно-техническое издательство машиностроительной литературы, М. — Л.,
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр
От автора . .................................................
Введение............................................................
Краткий исторический обзор . ..............
Значение насосов в переработке нефти, газа и в получении
искусственного жидкого топлива.............................
Классификация насосов......................................
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
Глава I. Приводные поршневые насосы.................................11
Принцип действия поршневых насосов.......................11
Законы движения кривошипно-шатунного механизма ... 17
Графическое изображение скорости поршня..................21
Построение синусоиды................................... 21
Графическое изображение ускорения поршня.................23
Графики подачи приводных поршневых насосов...............23
График подачи приводного насоса простого действия ... 24
График подачи приводного насоса двойного действия ... 26
Графики подачи насосов многократного действия .... 27
Воздушные колпаки........................................30
Воздушный колпак на всасывающем трубопроводе .... 3]
Воздушный колпак на нагнетательном трубопроводе ... 33
Теория клапанов ...........................................
Теория подъема клапана приводного насоса с кривошипно- 35
шатунным механизмом.....................................35
Движение невесомого клапана.................................39
Движение весомого клапана...................................43
Гидравлический расчет клапана ............................. 47
Процесс всасывания приводного поршневого насоса ... 51
Давление под поршнем........................................55
Влияние температуры жидкости на процесс всасывания . 58
Влияние вязкости перекачиваемой жидкости....................62
Высота всасывания...........................................63
Процесс нагнетания приводного поршневого насоса ... 66
Действительная производительность поршневого насоса . . 68
Баланс энергии приводного поршневого насоса...................70
Гидравлический к. п. д.................................... 70
Индикаторная мощность насоса и индикаторный к. п. д. . 72
Коэфициент полезного действия насосного агрегата ... 75
336
Оглавление
Стр.
Глава II. Конструкция важнейших деталей поршневых насосов
Клапанная коробка н цилиндровая втулка...................75
Поршни и плунжеры........................................77
Сальниковые уплотнения поршневых насосов.................80
Конструкция клапанов.....................................89
Описание приводных поршневых насосов.....................94
Трехплунжерный горизонтальный приводной насос для маги-
стральных нефтепроводов завода «Борец».............94
Горячие крекинговые плунжерные насосы.................97
Прямодейсгвующие паровые насосы.........................104
Одноцилиндровый прямодейсгвующий паровой насос . . Ю5
Сдвоенный прямодейсгвующий насос двойного действия . j j j
Описание типичных конструкций прямодействующих иасосов . цз
Прямодействующий паровой насос МПН-4 для перекачки
воды и холодных нефтепродуктов завода им. Монтнна цз
Сдвоенный прямодействующий паровой насос 4ПТ (НПГуд)
для перекачки горячих нефтепродуктов...............И7
Горячий загрузочный прямодействующий крекинговый насос цд
Паровой прямодействующий одноцилиндровый насос ПН за-
вода «Борец» для перекачки жидких газов • • • • 121
Глава III. Эксплуатация поршневых насосов.....................127
Пуск, остановка и уход за насосом во время работы . . . 127
Уход за поршневым насосом во время работы .... 129
Устранение неисправностей в работе насоса............130
Анализ индикаторных диаграмм.........................132
Расход пара поршневыми насосами и методы его сокращения . 134
Регулирование приводных н паровых поршневых насосов . . 137
Регулирование приводных насосов специальными приспо-
соблениями ...........................................139
Планово-предупредительный ремонт.........................141
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Глава IV. Теория центробежного насоса........................145
Принцип действия н краткие сведения о центробежных насосах 145
Классификация центробежных насосов...................149
Основы одноразмерной теории центробежного насоса . . 150
Основное уравнение центробежного насоса..............152
Уравнение работы реального насоса....................156
Формы лопаток рабочего колеса...........................158
Направляющий аппарат и спиральная камера................161
Глава V. Работа и гидравлическая мощность центробежного
насоса.........................................................166
Гидравлический коэфициент полезного действия .... 166
Гидравлические, объемные и механические потери . . . 167
Механические потери (дисковые и трения).....................170
Оглавление
337
Общий к. п. д. центробежного насоса...................
Баланс мощности центробежного насоса .....
Зависимость производительности, напора и мощности от
числа оборотов насоса ................................
Серии колес...........................................
Коэфициент быстроходности.............................
Классификация вращательно-лопастных насосов
Стр.
170
171
171
173
174
174
Глава VI. Характеристики центробежных насосов..................176
Рабочая характеристика центробежного насоса..................176
Баланс мощности центробежного насоса при переменном режиме
или характеристика Q — N..............................178
Опытные характеристики центробежного насоса..................179
Характеристика многоколесных насосов . .............183
Глава VII. Исследование работы центробежного насоса на трубо-
проводную сеть 184
Работа центробежного насоса на заданный трубопровод . . 184
Работа центробежного насоса при переменном статическом
уровне.....................................................186
Совместная работа центробежных насосоз .......................187
Параллельная работа центробежных насосов.....................188
Глава VIII. Регулирование производительности центробежных
насосов............................................................191
Глава IX. Главнейшие детали центробежных насосов 199
Корпус и направляющий аппарат.................................199
Вал и рабочее колесо..........................................206
Осевое давление ............................................. 207
Уравновешивание осевого давления..............................208
Сальниковые уплотнении центробежных насосов...................210
Торцевое уплотнение ........................................ .211
Глава X. Отличительные особенности центробежных насосов,
применяемых в нефте-газоперерабатывающей промыш-
ленности ..........................................................214
Центробежные насосы для перекачки вязких жидкостей . 215
Центробежные насосы для сжиженных газов и горячих нефте-
продуктов .................................................216
Горячие центробежные крекинг-насосы...........................228
Глава XI. Эксплуатация центробежных насосов.........................232
Преимущества и недостатки центробежного насоса по сравне-
нию с поршневым............................................232
Привод центробежных насосов...................................234
Установка центробежного насоса................................238
Пуск, остановка и уход во время работы........................241
Планово-предупредительный ремонт ... .... 243
Глава XII. Насосы специальных типов
Роторные насосы
Шестеренчатый насос
22 к. с • Гуревич
244
244
245
338
Оглавление
Стр.
Насос с эксцентрическим ротором и скользящими лопатками 246
Водокольцевые воздушные насосы........................247
Струйные насосы..........................................“49
Ручные насосы и область их применения.................2о0
Дозировочные насосы..................................... 2э4
Глава XIII. Правила техники безопасности для насосных установок 261
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
КОМПРЕССОРЫ, ВЕНТИЛЯТОРЫ и воздуходувки
Краткий исторический обзор . ........................... 264
Понятие о компрессорах, воздуходувках и вентиляторах . • 265
Глава XIV. Поршневые компрессоры.....................................267
Теоретический процесс одноступенчатого компрессора . . . 267
Адиабатическое, изотермическое и политропическое сжатие воз-
духа и газов. Теоретическая работа и мощность одноступен-
чатого компрессора.............................................268
Действительная диаграмма одноступенчатого компрессора . . 272
Объемный или волюметрический к. п. д........................273
Производительность поршневого компрессора......................276
Изменение производительности воздушного компрессора в зави-
симости от его расположения над уровнем моря .... 278
Коэфициент полезного действия одноступенчатого поршневого
компрессора...................,................................279
Многоступенчатое сжатие . . . 280
Особенности сжатия нефтяных газов..............................282
Привод компрессора от двигателя................................284
Регулирование поршневых компрессоров...........................289
Конструкции поршневых компрессоров и их детали . . 293,
Эксплуатация поршневых компрессоров............................297
Пуск и остановка............................................297
Неисправности в работе поршневого компрессора и их устра-
нение ......................................................298
Ремонт поршневых компрессоров...............................301
Техника безопасности........................................302
Глава XV. Ротационные компрессоры....................................302
Производительность ротационного компрессора....................304
Мощность ротационного компрессора..............................305
Регулирование производительности ротационных компрессоров 306
Описание конструкции ротационного компрессора .... 307
Уход за ротационным компрессором и устранение неисправно-
стей ..........................................................309
Воздуходувка Рутта..............................................ЗЮ
Глава XVI. Турбокомпрессоры и турбовоздуходувки .... 312
Принцип действия и устройство турбокомпрессоров .... 312
Напор турбовоздуходувки или турбокомпрессора .... 315
Основное уравнение турбомашины (уравнение Эйлера) . 317
Теоретическая мощность турбокомпрессоров и турбовоздухо-
дувок .........................................................318
Оглавление
Действительная мощность турбокомпрессоров и турбовоздухо-
дувок .................. ...................................
Форма рабочих лопаток и характеристики турбокомпрессоров
и турбовоздуходувок............................. . . . .
Глава XVII. Вентиляторы........................................
Осевые вентиляторы.........................................
Центробежные вентиляторы...................................
Характеристики центробежных вентиляторов...................
Область применения вентиляторов в нефтяной и газовой про-
мышленности ...............................................
Литература.................................................
.3.39
Стр/
318
319
324
325
327
328
330
333
Редактор — инж. К. Н. Солдатов.
Ведущий редактор П. Р. Ершов.
Технический редактор А. В. Трофимов.
Корректоры К. А. Зуева, Н. И. Чаброва.
Т-03892. Подписано к печати 26/VII 1951 г.
Печ. л. 21,25. 60 X 92/16. Бум. л. 10,63.
Уч.-изд. л. 21,88. Тираж 3000 экз.
Цена 12 руб. Зак. тип. № 1550/176.
Типография «Красный Печатник».
Ленинград, проспект имени И. В. Сталина, 91.
ОПЕЧАТКИ
Стр. Строка Напечатано Следует читать По чьей вине
106 12 снизу р р ср 'ср ГСр ₽ср Типографии
158 Строки 19 а 20 сверху помеш ть местами То же
317 15 снизу ct — скорость cj — скорость •
1 326 4 сверху 2,2 до 29 2,2 до 2.9 Автора
р Гуревич К» С.
-< •
11
, = ;-Л •