Лопастные насосы. Справочник - Зимницкий В.А., Каплун А.В., Папир А.Н., Умов В.А.

Автор: Зимницкий В.А. Каплун А.В. Папир А.Н. Умов В.А.

Теги: транспортирование, распределение и хранение жидкостей и газов установки, оборудование и аппаратура теплоэнергетика теплотехника насосы

Год: 1986

Похожие

Насосы, вентиляторы, компрессоры

Насосы и насосные станции

Новые насосы и высоких напоров

Шестеренные насосы. Основные параметры и их расчет

Текст

СПРАВОЧНИК
ЛОПАСТНЫЕ
НАСОСЫ
ЛОПАСТНЫЕ
НАСОСЫ
СПРАВОЧНИК
Под общей редакцией
В. А. Зимницкого и В. А. Умова
Ленинград
„Машиностроение"
Ленинградское отделение
1986
ввк-
УДК
в+-гв63я2
Л77 .Л
621.67/(03^ $
В. А. Зимницкий, А. В. Каплун, /А. Н. Папир , В. А. Умов
Рецензенты: Б. Ф. Лямаев, К. Т. Шлемензон
SISWintv
Лопастные насосы: Справочник/В. А. Зимницкий,
JI77 А. В. Каплун, А. Н. Папир, В. А. Умов; Под
общ. ред. В. А. Зимницкого и В. А. Умова. — Л.: Маши-
ностроение. Ленингр. отд-ние, 1986. — 334 с.: ил.
(В пер.): 1 р. 50 к.
В книге рассмотрены физические основы работы лопастных центробежных,
осевых и диагональных насосов. Представлены схемы и примеры расчета и проекти-
рования их проточной части. Даны рекомендации по улучшению энергетических,
кавитационных, кавитационно-эрозионных й виброшумовых характеристик на-
сосов. Изложены основы выбора типовых насосов и способы изменения их характе-
ристик. Систематизированы данные о серийно выпускаемых центробежных, осевых
и диагональных насосах общего назначения, а также о перспективных разработ-
ках. Приведены основные сведения о специфических для насосов элементах кон-
струкции. Освещены вопросы эксплуатации и надежности насосных агрегатов на
обычных режимах и при аварийных ситуациях.
Справочник предназначен для специалистов, аанимающихся разработкой,
эксплуатацией и монтажом насосов.
2305020000-289 ББК 31.363я2
Л"038'(01)-86 6П5.7 (083)
© Издательство «Машиностроение», 1986.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Последние годы характеризуются значительным развитием
насосостроения. Созданы насосы, рассчитанные на новый уровень
параметров, мощностей и ресурсов работы. Получили дальней-
шее развитие способы проектирования проточной части центро-
бежных, осевых и диагональных насосов. Значительно рас-
ширены границы области применения осевых и диагональных
насосов, коэффициент быстроходности которых достигает, соответ-
ственно, значений 3000 и 600—700. Возросли единичные мощно-
сти насосов, существенно улучшены их энергетические, кавита-
ционно-эрозионные и вибрационные характеристики. Созданы
специальные насосы для атомной энергетики. Разработан ряд
новых ГОСТов, регламентирующих номенклатуру насосов и
требования к их основным типам.
Лопастные насосы относятся к наиболее распространенному
виду энергетических машин, используемых в большинстве совре-
менных отраслей техники, сельского хозяйства и др. Конструк-
тивные исполнения их чрезвычайно многообразны. В отечествен-
ной технической литературе отсутствует справочник как по
вопросам разработки, так и по использованию лопастных насо-
сов. Это и явилось причиной создания данной книги.
Ограниченный объем книги не позволил охватить данные по
насосам химическим, нефтяным, вихревым, для транспортировки
угля и других твердых и сыпучих веществ, бетона и т. п.
В предлагаемом справочнике систематизированы и изложены
основные справочные материалы по насосам, работающим на воде.
Содержание справочника может быть условно разделено на две
части: основы проектирования или изменения элементов проточ-
ной части и необходимые данные для выбора, использования и
эксплуатации насосов. В первой части даны основные положения
и практические рекомендации по проектированию главных эле-
ментов проточной части центробежных, осевых и диагональных
насосов; во второй части систематизирован справочный мате-
риал по основным насосам, выпускаемым отечественной промыш-
ленностью. По каждому типу насоса представлены рекомендуемые
области применения, таблицы основных параметров и характер-
ных размеров, а также в большинстве случаев типовая характе-
ристика. По некоторым типам насосов, где это оказалось возмож-
1* 8
ним, выполнены обобщения и даны безразмерные схемы проточ-
ной части, а также примеры конструктивного исполнения насосов
или их узлов.
По вопросам, не охваченным справочником или изложенным
в нем слишком кратко, авторы отсылают читателя к соответству-
ющим литературным источникам, помещенным в конце книги
и для удобства использования сгруппированным по соответству-
ющим главам. В приложении приведен перечень рекомендуемых
к использованию основных ГОСТов.
Во время подготовки справочника к изданию был опубликован
ряд изданий, данные которых, с одной стороны, были частично
использованы авторами, а с другой, позволили несколько со-
кратить материалы, включенные в справочник.
Данный справочник создан коллективом авторов: пп. 1.1—1.8,
2.1—2.7, 3.11 написаны В. А. Зимницким; пп. 3.1—3.10, 4.1—4.7,
6.6, 8.1—8.3—А. Н. Папиром; пп. 2.8, 5.1—5.9 — В. А. Умо-
вым; пп. 1.9, 1.10, 6.1—6.5, 7.1—7.7, 9.1—9.5, 10.1—10.3—со-
вместно А. В. Каплуном и В. А. Зимницким.
Инициатива создания данной книги принадлежит канд. техн,
наук доценту Абраму Нутовичу Папиру — автору широко извест-
ных монографий по осевым и диагональным насосам.
Книга является первой попыткой создания общего справоч-
ника по лопастным насосам. Авторы будут благодарны за заме-
чания и пожелания по содержанию книги, которые просят напра-
влять по адресу: 191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10.
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ
Обозначения’.
и, о, w — окружная, аб-
солютная и от-
носительная
скорости, м/с;
wx — среднегеометри-
ческая относи-
тельная ско-
рость в решетке
профилей, м/с;
Н, Q, N — напор, подача и
мощность насо-
са, м, м8/с, кВт;
z — число лопастей
рабочего коле-
са или лопаток
лопаточного от-
вода;
D, d — диаметр рабоче-
го колеса и его
втулки, м;
d = d/D — втулочное отно-
шение;
R — D/2 и — радиусы рабоче-
R„ = d/2 rQj. колеса и его
втулки, м;
г — радиус, м;
к, у, z — оси координат;
I — длина хорды
профиля, м;
t = nDlz — окружной шаг,
м;
HtviT = tH — густота и отно-
сительный шаг
решетки про-
филей;
dm и dmll — максимальная
толщина про-
филя (мм) и
ее относитель-
ная величина;
п и пв — частота враще-
ния. об/мин и
об/с;
со — угловая ско-
рость, рад/с;
а, 0 — угол между на-
правлением ок-
ружной и абсо-
лютной или ок-
ружной и отно-
сительной ско-
ростями, либо
угол установки
и кривизны про-
филя в решетке;
п, — коэффициент
быстроходности
насоса;
С — кавитационный
коэффициент
быстроходно-
сти;
ДЛ — кавитационный
запас, м;
А — коэффициент
кавитационного
запаса (коэффи-
циент запаса);
М — момент, изги-
бающий мо-
мент, Н-м;
Кн, Kq, Kn, — коэффициенты:
КдЛ, Км напора, подачи,
мощности, ка-
витационного
запаса и мо-
мента;
б — толщина погра-
ничного слоя,
величина зазо-
ра, толщина ло-
пасти рабочего
колеса, мм;
С — коэффициент
гидравлических
потерь (потерь
напора), отно-
сительное изме-
нение напора;
Г — циркуляция
скорости, м*/с;
Р — сила, Н;
р — плотность,
кг/м*; коэффи-
циент реакции
рабочего ко-
леса;
g — ускорение силы
тяжести, м/с1;
v — коэффициент
кинематической
вязкости, м2/с;
Яво — геометрическая
высота всасыва-
ния насоса, м;
S —длина профиля
и Статический
момент средней
линии лопасти;
р —давление, мПа;
коэффициент
влияния конеч-
ного числа лопа-
стей;
Y, X — коэффициенты
подъемной си-
лы и силы со-
противления
профиля;
h — потери напора,
м;
F — площадь, м2;
W — момент сопро-
тивления (пло-
щади);
т] - КПД.
Индексы:
и, т — окружной и ме-
ридианной про-
екций скорости;
ЛС — лопастной си-
стемы;
РК — рабочего колеса;
5
ЛО и СО — лопаточного и
спирального от-
водов;
л — лопасти;
о — отвода;
п — подвода;
О, 1, 2, 3, 4 — перед входом в
рабочее колесо,
на входе в ло-
пастную систему
рабочего колеса,
на выходе из нее,
на входе в лопа-
точный отвод, на
выходе из него;
г — гидравлический;
об — объемный;
м — механический;
пр — приведенный;
тр — трения;
к — на выходной
кромке профиля;
I — текущее значе-
ние;
пер — периферийное
(на радиусе R в
осевом насосе);
кор — корневое (на ра-
диусе R„ в осе-
вом насосе);
кр — критическое;
доп —допускаемое;
вх, вых — на входе и вы-
ходе;
пот — поточное;
д — дужки;
пр — профиля, про-
фильное;
э — эксперименталь-
ное;
нат, мод — натурного,
модельного на-
соса;
а — атмосферное;
d — парообразования
(насыщения);
опт — оптимальный;
расч — расчетный.
Сокращения'.
ВВЭР — водоводяной энерге-
тический реактор;
ВД — высокое давление;
ГМ — гидравлическая муф-
та;
ГЦН — главный циркуляци-
онный насос;
ГЦЭН — главный циркуляци-
онный электронасос;
ДН —диагональный насос;
КН — конденсатный насос;
ЛН — лопастной насос;
ЛО — лопаточный отвод;
ЛС — лопастная система;
НА — насосный агрегат;
НУ — насосная установка;
ОН — осевой насос;
ОС — осевая сила;
ПН — питательный насос;
ПСУ — паросиловая уста-
новка;
ПТ — паровая турбина;
ПТНА — питательный турбо-
насосный агрегат;
ПЧ — проточная часть;
ПЭ — питательный элек-
тронасос;
ПЭА — питательный элек-
тронасосный агрегат;
ПЭУ — пароэнергетическая
установка;
РД — разгрузочный диск;
РК — рабочее колесо;
PC — радиальная сила;
TH —турбонасос;
ТНА — турбонасосный агре-
гат;
ЦБН — центробежный насос;
ЦН — циркуляционный на-
сос;
ЭД — электрический дви-
гатель;
ЭН — электронасос;
ЭС — электрическая стан-
ция;
ЭУ —энергетическая уста-
новка.
Глава 1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О НАСОСАХ
1.1. Определения, основные параметры и типы насосов
Насосом называют энергетическую машину, в которой преоб-
разуется механическая энергия привода в энергию потока жид-
кости. По принципу действия насосы подразделяют на две основ-
ные группы: лопастные и вытеснения.
В настоящем справочнике рассматривается наиболее распро-
страненный вид энергетических машин — лопастные насосы (цен-
тробежные, диагональные и осевые), используемые в большинстве
современных отраслей техники и
в сельском хозяйстве (см. п. 1.9).
В лопастном насосе энергия сооб-
щается жидкости в процессе ее
силового взаимодействия с лопастя-
ми вращающегося РК-
Полная удельная энергия жид-
кости [19]
Е = г + pl<pg) + v8/(2g), (1.1)
где z, pUpg) и t>8/(2g) — энергия
положения, давления и кинети-
ческая соответственно.
Полная механическая энергия,
получаемая потоком жидкости
в единицу времени (полезная
мощность насоса),
Na = pgHQ. (1.2)
Объемной подачей называют
количество жидкости, перекачи-
ваемое насосом в единицу време-
ни. Применяют также массовую
QM = pQ (кг/с) и весовую подачу
Qo = pgQ (Н/с).
Напором насоса называют раз-
ность полных удельных энергий
Рис. 1.1 Конструктивные схемы лопаст-
ных насосов: а — ЦБН; б — ДН; в — ОН;
1 — подвод; 2 — рабочее колесо; 3 — отвод;
4 — нагнетательный (напорный) патрубок; .
5 — корпус
7
жидкости при выходе из насоса и при входе в него:
Я=£а _£1 = Za_21+ P^.+ ^L. (1.3)
В некоторых случаях [39] применяют понятия: массовый
напор Нм = gH (Дж/кг; м2/с2), весовой напор HG — Н (Дж/Н;
м) и объемный напор Hv — pgH (Дж/м3; Па). Потребляемая насо-
сом мощность
N = Mco/lOOO. (1.4)
Отношение полезной мощности к потребляемой называют
коэффициентом полезного действия насоса:
1) = pg//Q/(100CW). (1.5)
Величины Q, Н, N и ч являются основными параметрами
насоса.
На рис. 1.1 даны схемы трех основных типов ЛН. Враща-
ющееся РК сообщает жидкости потенциальную и кинетическую
энергию. В отводе осуществляется преобразование кинетической
энергии жидкости в энергию давления. При постоянной частоте
вращения колеса каждому значению подачи соответствует опре-
деленный напор.
1.2. Основное уравнение работы насоса
Основное уравнение лопастных гидромашин определяет из-
менение удельной энергии жидкости в области РК. Абсолютная
скорость v в области РК может быть представлена суммой отно-
сительной и окружной (переносной) скоростей (рис. 1.2):
v = w-|-u, (1.6)
где и = сог (г — радиус расположения точки, в которой опре-
деляется план скоростей).
Из плана (треугольника) скоростей имеем
щ2 = о2 4- и2 — 2ио„. (1.7)
В области РК установившимся является только относительное
движение потока, которое подчиняется уравнению энергии Бер-
нулли. Для идеальной жидкости
_ Pt
% Pg
(1.8)
С учетом формул (1.7) и
(1.3) из выражения (1.8) полу-
чают уравнение
Ят = (Uavua - Uit>ul)/£, (1.9)
Рис. 1.2. План скоростей и их состав-
ляющие
которое называют основным уравнением работы насоса. Здесь
— теоретический напор насоса, Нг = Н/т\г,
Уравнение (1.9) справедливо только вдоль линии тока. При
переходе к течению во всем канале необходимо выполнить осред-
нение параметров потока в нем, что практически возможно лишь
на расчетном режиме работы РК.
В насосах, как правило, vul = 0. Соответственно
Hr = utvu2lg. (1.10)
1.3. Условия подобия, коэффициент быстроходности
и области применения насосов
Строгое математическое определение параметров, характери-
зующих движение жидкости в насосах, в настоящее время встре-
чает еще непреодолимые трудности. В связи с этим большое
значение приобретает опыт, обобщение результатов которого
возможно на основе использования законов подобия.
Гидравлические машины являются подобными, если соблюдены
условия геометрического, кинематического и динамического по-
добия.
Геометрическое подобие выполняется при пропорциональности
всех размеров проточной части сравниваемых насосов и характе-
ризуется коэффициентом моделирования:
Kt = 4/4 = const, (1.11)
где /1 и /л — подобные линейные размеры проточной части срав-
ниваемых насосов.
Геометрически подобные насосы составляют масштабную серию.
Кинематическое подобие предусматривает подобие планов ско-
ростей в сходственных точках проточных частей насосов, т. е.
£ = = = = <112)
Динамическое подобие предусматривает подобие одноименных
сил в сходственных точках потока и выполняется в том случае,
если уравнения движения жидкости, записанные в безразмерном
виде, будут одинаковы для модели и натуры, т. е. если коэффи-
циенты при подобных членах равны [18]. Из указанных коэф-
фициентов получают критерии подобия, приведенные в табл. 1.1.
В гидромашинах при исследованиях характеристик модель-
ных насосов ведут моделирование по критериям Струхаля и Эй-
лера. В случаях, когда имеет место безнапорное течение или тече-
ние с внутренними полостями (развитая кавитация), обеспечи-
вают моделирование по критерию Фруда (см. п. 1.5).
При исследовании гидравлических потерь необходимо выпол-
нять условие Re = idem, что при большой разнице абсолютных
размеров сравниваемых насосов практически невозможно. По-
этому испытания моделей ведут только в автомодельной области
9
Таблица 1.1
Основные критерии динамического подобия,
используемые при исследовании насосов
Критерий Расчетная формула Физический смысл критерия
Струхаля Фруда Эйлера Рейнольдса Sh= vT\ VqJ 0 4 Fr== F9Lo„ r? Po Eu = » P»o D voL« Re= v Характеризует отношение к силам инерции, возникающим от действия конвективного ускорения, сил: локального ускорения (Lo — мае- штаб перемещения) тяжести давления вязкости
течения, где коэффициент сопротивления постоянен при неиз-
менной относительной шероховатости обтекаемых поверхностей.
В практике насосостроения, как правило, имеет место так
называемый масштабный эффект, который является следствием
невозможности при геометрическом моделировании осуществить
подобие шероховатости обтекаемых поверхностей (см. п. 1.4).
Учитывая, что vQ оо QJD\ из выражений для критериев Sh
и Ей при соблюдении условий подобия следует:
Q tfQL>3nc; KQ = Q/(D3nc); (1.13)
Н = КнОЫЪ = Я/(О2Пс2); (1.14)
N^^QH = KND5nt Kn = Л?( W), (1.15)
где коэффициенты пропорциональности K.Q и /<N называют
коэффициентами напора, подачи и мощности соответственно;
значения каждого из них одинаковы для насосов масштабной
серии при кинематически подобных режимах работы.
Характеристика насоса, построенная в координатах К.ц — KQ
(либо — Aq), одна и та же для всех насосов масштабной се-
рии (с точностью до изменения гидравлического, объемного и
механического КПД).
При пересчете параметров двух сравниваемых насосов одной
серии используют зависимости, полученные из выражений (1.13)—
(1.15):
Qi _ / Di у 2i Чоб 1 .
Q2 \ г пг Лоб*
Hi = ( Dj Y ( П1 у Лп .
Н 2 \ Z?2 f > • Чг2
_ / D1 у / П1 у Т)М2
Л^2 \ / \ л, / Чмх
(1.16)
(1-17)
(118)
ю
Ряс. 1.3. Влияние п( на форму проточной части РК: а — п, = 50ч-80;
я? 2.5; б Лд ~~ 80ч- 150; HgZOg я# 2; в Лд 150+350; D^/D^
= 1,8 + 1,4; г — п, = 250 + 600; Dt/Dt = 1,2 + 1,1; д — л, = 400 + 1800;
DtlDt= 1; е —л,= 1800+ 3000; £>,/£>0 = 1
Указанные зависимости называют уравнениями подобия.
Обычно достаточно для практических расчетов отношения Лоб^Лобз'»
т)г1/т)м; Пмз^мг принимать равными 1.
Для характеристики формы проточной части насосов в соот-
ветствии с заданными параметрами, а также для сравнения между
собой насосов различных типов используют понятие о коэффи-
циенте быстроходности, численно равном частоте вращения
(об/мин) РК насоса данной масштабной серии, развивающего
напор 1 м при подаче 0,075 м’/с:
_ _ 3,65л 219» л 1СИ
•-----К™ * ( '
Для многоступенчатого насоса коэффициент п, определяется
по параметрам ступени, для многопоточного — по параметрам
одного потока (см. п. 2.2).
Коэффициент быстроходности п( определяет тип насоса и его
РК. Так, nt = Ю-т-40 соответствует объемным насосам, л, ==
Рис. 1.6. Примерный график областей
использования различных типов насо-
сов в зависимости от их подачи и на-
пора
11
= 504-80—тихоходным ЦБН, п, = 80-ь 150 — ЦБН средней
быстроходности, nt = 150-4-350 — быстроходным ЦБН, п, = 250-ь
4-600 — ДН, п„ = 4004-1100 — ОН, л, = 10004-3000 — ОН по-
вышенной быстроходности.
При необходимости использовать какой-либо тип насоса,
коэффициент быстроходности которого выходит за указанные пре-
делы, применяют многоступенчатые либо многопоточные насосы.
Для лопастных насосов с изменением л, меняется форма проточ-
ной части РК, как это показано на рис. 1.3. От критерия л, зави-
сят также форма характеристики насоса (см. п. 1.6) и значения
максимально достижимого КПД (рис. 1.4) [21].
На рис. 1.5 дан примерный график областей использования
различных типов насосов в зависимости от их подачи и напора.
1.4. Потери в насосах. Масштабный эффект
Потери в насосах могут быть разделены на четыре категории:
гидравлические, объемные, механические и потери гидравличе-
ского торможения. Последние часто относят к механическим поте-
рям, так как они не ведут непосредственно к снижению напора,
развиваемого насосом, а увеличивают потребляемую мощность.
Однако физическая природа потерь энергии, связанных с гидра-
влическим торможением РК, отлична от механических (см. п. 2.4).
На расчетном режиме потери гидравлического торможения,
как правило, отсутствуют и полный коэффициент полезного дей-
ствия насоса можно определить из соотношения
_ . PgHQ Н Q pjQ^fr _ w „ /,
1 1000# ~ HT Q' 1000W — ЯгЧобЦм>
где Q' —объем жидкости, прошедшей через РК в единицу вре-
мени, т. е. подача РК с учетом объемных потерь в насосе, Q' =
= Q/Поб-
Определение гидравлических потерь энергии в элементах
насоса является наиболее сложной задачей.
Современное состояние теории движения жидкости в лопаст-
ных РК позволяет путем решения прямой задачи обтекания лопа-
стей колеса идеальной жидкостью (определение параметров
потока по заданным геометрическим размерам РК) и последую-
щего расчета пограничного слоя определить профильные потери
энергии. Однако при характерном для насосов диффузорном
течении влияние вязкости рабочей жидкости и концевых явле-
ний [11 ] иногда существенно искажает поток по сравнению с рас-
четным, поэтому основой определения гидравлических потерь
является обобщение экспериментальных данных. При этом гидра-
влический КПД находят с помощью балансовых испытаний по
определению t], т]об и т]м [3]:
Пг = П/01осПм).
(1.21)
1S
Рис. 1.6. Осевой вихрь в канале ло-
пастного колеса
Рис. 1.7. Отрыв пограничного слоя от
поверхности лопасти и образование
сбегающих вихрей
Оценочное определение гидравлического КПД насоса можно
выполнить по формуле [19]:
Пг-1 0gOlnp —0,172)’ ’ <1,22)
где Dlnp — приведенный диаметр входа в РК (эквивалентен
диаметру круга, равного по площади живому сечению входа
в РК), Dlnp = (4-j-4,5)- y/’QJrv, а—опытный коэффициент (для
ЦБН а = 0,42; для ОН а = 0,616).
Гидравлические потери в проточной части зависят от формы
и размеров ее элементов, режима работы насоса, характера про-
текающего потока и т. п.
При диффузорном характере течения вязкой жидкости на
действительную картину потока существенно влияет отрыв по-
граничного слоя (18, 19], что является одной из причин не-
равномерности потока в каналах ПЧ. При этом потери могут
существенно возрасти в соответствии с зависимостью [8, 15]:
Лг = «^р/(2?). (1-23)
f
где а —коэффициент неравномерности (Кориолиса), а = J 3 „—>
> 1; v~ = QJF—средняя скорость движения жидкости в ка-
нале; £ — коэффициент потерь (сопротивления).
В РК насоса неравномерность протекающего потока и соот-
ветственно значение коэффициента а дополнительно увеличи-
ваются из-за наложения в относительном движении осевого
вихря (рис. 1.6).
В отдельную группу гидравлических потерь можно выделить
потери вихреобразования, возникающие вследствие следующих
причин:
отрыва пограничного слоя от поверхности лопасти (рис. 1.7);
отрыв влияет не только на неравномерность основного потока,
но и приводит к образованию сбегающих вихрей, кинетическая
энергия которых переходит в теплоту;
19
Рис. 1.8. Образование вторичных то-
ков в канале лопастного колеса
Рис. 1.9. Поверхности разрыва потока
при выходе из РК
образования вторичных токов из-за перетечек в пограничном
слое из области повышенного в область пониженного давления
(рис. 1.8);
наличия поверхностей разрыва потока (рис. 1.9).
Гидравлические потери в проточной части корпуса насоса
могут быть определены по обычным формулам гидравлики [15]:
а) потери трения
где X — коэффициент потерь на трение; I —длина канала; RP —
гидравлический радиус сечения канала;
б) диффузорные потери
Лд = Фд (»i - »a)2/(2g), (1.25)
где <рд = 0,15-5-0,2 при угле диффузорности ад = 6-т-12° соот-
ветственно; Од, оа — средняя скорость во входном и выходном
сечении соответственно;
в) потери внезапного расширения
A».₽ = (»i-v«)s/(2g); (1.26)
г) потери внезапного сужения
с = Фв. с (уа — у1)а/(2^). 1.27)
W Фв. с = 0,44-0,5.
В изогнутых каналах вследствие влияния центробежных
сил при повороте потока и вязкости реальной жидкости возникает
неравномерность распределения скоростей и давлений по сече-
нию, что приводит к дополнительным гидравлическим потерям
в ПЧ. В частности, в колене [35] у наружной стенки канала имеют
место максимальные давление и скорость, а в результате перепада
давлений и вторичных течений в пограничном слое появляются
два вихря (рис. 1.10).
м
Рис. 1.10. Схема течения жидкости
в колене: а — линии тока в колене;
б — схема вихрей в колене; в — рас-
пределение скоростей (м/с) в сечении
колена
Для учета потерь в коленах
с круглым сечением при пово-
роте потока на 90° можно ре-
комендовать следующие значе-
ния коэффициента потерь [15]:
£ - 0,13 + 0,16 (Ж)3’5,
(1.28)
где d и R —диаметр сечения колена и радиус кривизны его сред-
ней линии соответственно.
Объемные потери можно разделить на внутренние и внешние.
К внутренним относят потери на перетекание через гидравличе-
ские уплотнения между вращающимися и неподвижными элемен-
тами насоса, в том числе и через гидродинамическую систему
уравновешивания осевой силы (см. п. 2.8); к внешним — утечки
в концевых уплотнениях на выходе вала из корпуса насоса.
В результате наличия объемных потерь полезная подача
насоса меньше подачи РК, что характеризуется объемным КПД:
Поб = W = QKQ + S ?), (1-29)
где q — утечки, от которых зависит подача колеса (в насосах
имеются также протечки, которые не влияют на величину Q',
например, в уплотнениях, между ступенями, концевом уплотне-
нии вала со стороны входного патрубка и т. п.).
Наибольшее распространение в насосах получили бесконтакт-
ные щелевые и лабиринтные уплотнения (рис. 1.11), а также
в некоторых случаях [22] динамические уплотнения (винтовые,
Рис. 1.11. Конструктивные схемы уплотнений РК: я— щелевое уплотнение;
б — двухщелевое уплотнение; в, г — лабиринтные уплотнения; д, е — уплотне-
ния с «козырьком»; ж — уплотнение с винтовой канавкой;
1 — неподвижный элемент; 2 — колесо
15
лабиринтно-вихревые и др.). В качестве концевых часто приме-
няют наряду с бесконтактными сальниковые и торцевые уплот-
нения (см. п. 9.2).
Непосредственное определение величины утечек выполняют
расчетом течения через кольцевые щели. В качестве примера рас-
смотрим определение q через щелевое переднее уплотнение РК
(рис. 1.11, а). Напор, теряемый в уплотнении, расходуется на
преодоление сопротивлений при движении жидкости в щели:
Rp у — == hyn + hw», (1.30)
где hwi = £вх 4-—потери внезапного сужения на входе по-
тока в щель (о — средняя скорость в зазоре; £вх = 0,5); hWi —
= То~ "о~ — потери на трение (Rr = Ы2 — гидравлический
радиус сечения; b—зазор; X = f (Re); I—длина пути, прохо-
димого жидкостью в щели); hwa = СВы1 — потери внезап-
ного расширения на* выходе потока из щели (£вых = 1.0).
Как правило, расчет производят без учета вращения вала
в уплотнении. Тогда из выражения (1.30) получим
___ / . с I XI \ °*
ру— 2Г; 2g •
(1.31)
Соответственно утечки
q = jiDybv = nDyb
VjgHpy
уМЦ2Ь) 4- i.5 ’
(1.32)
где Dy — диаметр уплотнения; I — длина щели, I = /щ.
Коэффициент потерь X при движении потока в щели можно
выбирать, как в трубе с равным значением гидравлического
радиуса [15]:
X = m/Re", (1.33)
где Re — v4RT/v = v2b/v; т и п — постоянные, зависящие от
характера течения (при ламинарном течении т == 96, п = 1;
при турбулентном течении т = 0,316, п = 1/4).
Напор, теряемый в уплотнении РК [19]:
при нормальном состоянии уплотнений
Нру
(1.34)
где Нр — потенциальный напор РК; Rs и R, — радиус колеса
и уплотнения соответственно;
при аварийном износе уплотнений
р у
(1.35)
16
Рис. 1.12. Схема эксцентричного щеле-
вого уплотнения
для ©пределе-
учитывающего
щелевое
Рис. 1.13. Номограмма
ния коэффициента К,
изменение протечек через
уплотнение при наличии эксцентриси-
тета
Потенциальный напор РК
^р = Я,т1г.«(1—(1.36)
где Лг. к — гидравлический КПД РК (в первом приближении
принимают т)г. к = у Яг)-
При эксцентричном расположении вала в щели (рис. 1.12)
утечки в щелевом уплотнении увеличиваются в соответствии
с зависимостью [12]:
я
У2еНрг (137)
0 КХ//(26) + 1,5
где vt — f (<p) — скорость движения жидкости в щели; К. — без-
размерный коэффициент, определяемый по рис. 1.13.
При больших частотах вращения ротора насоса необходимо
учитывать влияние окружной составляющей скорости потока на
потери в щели. В этом случае движение жидкости в зазоре может
быть неустойчивым из-за образования вызванных вращением
вала парных вихрей Тейлора. Для оценки устойчивости потока
применяют критерий Тейлора 113]:
Te=Rea/b7^. (1.38)
где Rew — центробежный критерий Рейнольдса, Квд, = R^ab/v.
Согласно опытам Тейлора, при Те < 100 влияние вихрей
практически не сказывается на течении жидкости в щели. При
больших значениях критерия Те устойчивость потока сохраня-
ется лишь при значительных протечках через зазор, определяемых
числом Рейнольдса
ШШЯ БИБЛИОТЕКА
laciCKW ivre/a Лсйяя®
Лвмгмамашгв Йыяптггж I
(1-39)
17
f
В зоне, соответствующей устойчивому движению жидкости, 1
можно определять протечки через щель аналогично случаю непо-1
движного вала из условия, что изменение удельной энергии для
каждой струйки, протекающей в зазоре жидкости, равно гидра- 1
влическому сопротивлению зазора. Принимая во внимание, что]
движение жидкости при этом происходит по винтовой линии,
с учетом передачи энергии от вала жидкости величину утечек I
при вращении вала можно определить по формуле [13]:
K2gtfP
q = nDJ) — — —
nDyb
J
И 2g// р у
1— п
(1.40)
21 2
щ V 1 -F (RejRe)2; X*
где I* — длина пути, проходимого жидкостью в щели (по вин- ij
ТОБОЙ линии), /* = /щ + в
= m/(Re’)"; Re* = = R
V
и’ — скорость
движения жидкости в щели, v* = у р®4-.
Механические потери, так же, как и объемные, можно разде-
лить на внутренние и внешние. К внутренним относят потери на 1
трение наружных поверхностей рабочего колеса о жидкость (ди- Я
сковое трение) Na, т; к внешним — потери на трение в концевых ]
уплотнениях 2Ук.у и подшипниках насоса Nu.
Соответственно выделяют внутренний механический КПД 5
pgQ.'H’t (1.41)
1,1 “ pgQ'H, + ЮООДГд. ,
н полный механический КПД
п ________________pgQ'ffir______________PffQ'^r /1 до\
,м pgQ'/f, + 1000 (АГд. т + лгк. У + #т. п) “ 1000W *
Для непосредственного определения потерь дискового трения
можно пользоваться формулой, полученной на основе данных
исследований Шульца—Грунова при предположении, что оба
диска рабочего колеса являются сплошными [19]:
<143)
где Ct — суммарный коэффициент трения (зависит от режима
течения жидкости, шероховатости поверхностей РК, ширины
пазухи между диском и корпусом и др.); /ц —длина цилиндриче-
ской поверхности дисков колеса на радиусе Т?2, м; <рц — коэф-
18
Таблица 1.2
К определению потерь дискового трения
Число Рей- нольдса Re « V Коэффициент CfQ Поправки AC|
при движении жидкости от центра к периферии при движении жидкости от пери- ферии к центру
2-10* Я Ri , n / $\3 Re S +Re X X [0,0146+ 0.1256X *(!)] t 0,42- IO"2 (S/Rs)o.«Ga°.2 3,25-10~« (S/R,)0’*
I04—10е 0,0277 Re0>2 (S/R,)».? (<оЯ»/«Ср)0-8 Ga°.°2 (wR./vcp)0-4
>10® 0,0306 Re0*18?
tt. Re*
Примечания: 1. Оа « — — критерий Галилея. 2. оСр — средняя ра-
диальная скорость в пазухе. 3. S — зазор в пазухе.
фициент, учитывающий отличие значений Ct для торцевой и ци-
линдрической поверхностей, <рц « 5.
Коэффициент Ct определяют из зависимости [4]:
С^С/. + ДС/, (1.44)
где Cf0 — коэффициент трения при отсутствии протечек в пазу-
хах между диском и корпусом; ДС/ — поправка, учитывающая
наличие указанных протечек.
Коэффициенты CrQ и ДСу можно определить по формулам,
приведенным в табл. 1.2.
Внешние механические потери могут быть определены по сле-
дующим зависимостям [19]:
потери на трение в щелевых уплотнениях
N,. у = 6,2 -1 Q-’pco^J/y/^Re;, (1.45)
где Rey = coRyby/v — число Рейнольдса; Ry, /у, Ь7 — радиус,
длина и ширина зазора уплотнения соответственно;
потери на трение в сальниковых уплотнениях (рис. 1.14):
и [ 2Ц,,Г
NT. о = (onPStf, Me " -1Л (1.46)
10
где г — радиус вала; Se, /в — толщина кольца и общая длина
набивки уплотнения соответственно; щ — коэффициент трения
набивки о поверхность вала, щ = 0,014-0,02; р0 —давление пе-
ред сальником; щ — коэффициент трения набивки о поверхность
корпуса, щ « 0,5;
потери на трение в подшипниках скольжения
<147)
где г, I, S — радиус, длина и радиальные зазор подшипника
соответственно; р — коэффициент динамической вязкости (для
турбинного масла с р = 880 кг-м-’ при t = 60 °C р « 1,1 х
х 10-а Н-с-м-2).
При моделировании насосов имеет место масштабный аффект.
Для оценки его влияния наиболее обоснованным является способ
раздельного определения изменения составляющих КПД т]г,
Лоб» Ям- Для определения изменения гидравлического КПД
можно использовать формулу, полученную из зависимости (1.22):
, .. . / lg^inpi-0,172
71,2 1 ’ЬЦ 1g £>1пр 4 — 0,172 / ’ О-48)
где индексы 1 и 2 относятся к модельному и натурному насосам
соответственно.
В первом приближении можно принимать изменение гидравли-
ческого КПД Дт)г = т)и — т)г1, подсчитанное для расчетного
режима работы насоса, одинаковым по всему полю характери-
стики насоса. Фактически при отклонении от оптимального ре-
жима величина Дт)г несколько растет.
Величины объемного КПД на подобных режимах при полном
моделировании проточной части модельного и натурного насосов
практически не меняются.
Внутренний механический КПД подобного насоса [3]:
П<М1=1-(1-П|м1)-^-, ' (1-49)
ft
где и Cft — коэффициенты трения модельного и натурного
насосов соответственно.
При Re = diRz/v^: 10е, используя зависимости табл. 1.2 и
пренебрегая поправкой ДСу, из уравнения (1.49) получим
20
Общий КПД (без учета изменения внешних механических
потерь) составит
Па = П1
Пп mi %б 1
mi %б i
(1.51)
Для одного и того же насоса при изменении частоты вращения
и вязкости жидкости для определения изменения общего КПД
применяют зависимость
1.5. Кавитация и допустимая высота всасывания
Кавитацией (в насосах) называют комплекс явлений, связан-
ных с образованием, дальнейшим развитием и замыканием паро-
газовых полостей (каверн) в ПЧ, что приводит к изменению
и даже срыву параметров насоса. При этом из-за нарушения
сплошности потока рабочей жидкости в ПЧ становится невозмож-
ным применение ко всему объему жидкости обычных уравнений
гидродинамики.
Для разрыва абсолютно чистой жидкости (без включений)
теоретически необходимо приложить к ней растягивающие напря-
жения порядка нескольких тысяч мегапаскалей. Реальные жид-
кости разрываются при значительно меньших растягивающих
напряжениях, соответствующих падению давления в них до
давления парообразования pd. Это объясняют наличием в жидко-
сти газовых пузырьков, служащих ядрами кавитации. Отметим,
что газовые ядра не могут оставаться длительное время в равно-
весном состоянии в жидкости и причины их существования в на-
стоящее время объясняют только на уровне гипотез [29].
При попадании ядра в зону растягивающих напряжений (на-
пример, при обтекании входных кромок лопастей РК насоса),
где может иметь место уменьшение давления во внешней среде до
давления парообразования, начинается быстрое расширение пу-
зырька, что приводит к образованию кавитационной каверны и
отражается на гидродинамических характеристиках обтекаемых
профилей. Затем, когда каверна попадает в зону повышенных
давлений, она замыкается со скоростью, достигающей скорости
звука в воде, что вызывает образование гидравлического удара,
при котором давление в каверне и вблизи нее достигает очень
больших величин (более 103 МПа). Вслед за сжатием каверны
происходит ее расширение, сопровождающееся резким падением
в ней давления, и процесс повторяется, постепенно затухая.
При длительной работе насоса в условиях возникновения
кавитации происходит разрушение практически любого мате-
риала, из которого выполнена обтекаемая потоком поверхность.
Явления, определяющие интенсивность указанного разрушения,
известного под названием кавитационной эрозии, сложные. Глав-
ной ее причиной является механическое усталостное разрушение
21
Таблица 1.3
Сравнительная кавитационно-эрозионная стойкость
материалов, применяемых в гидромашиностроении
Матерки Потеря веса образцом через 2 ч, мг Относительная кавитационная стойкость Матерки Потеря веса образцом через 2 ч, мг Относительная кавитационная стойкость
Алюминиевая брон- за Коррозионно-стой- кая сталь Нейлон Феноловая смола на тканевой основе Резина, нанесенная распылением на стальную поверх- ность 3,2— 5,8 6,0— 20,0 8,0 26,0 33,0 70,0— 38,7 37,4— П,2 28 8,6 6,8 Марганцевая бронза Толстолистовая сталь Литая сталь Алюминий Латунь Чугун 80,0 98,0 105,0 124,0 156,0 224,0 2,8 2,3 1,9 1,8 1,4 1,0
материала от воздействия односторонних циклов сжатия. Скорость
разрушения материалов различна (табл. 1.3) [17].
Гидравлические удары, сопровождающие явление кавитации,
ведут к образованию шума и вибрации насоса. Кавитационный
шум проявляется в начальной стадии кавитации в виде характер-
ного потрескивания в зоне входа в РК.
Начальная стадия кавитации, которую называют местной
кавитацией, сопровождается кавитационной эрозией, но не при-
водит к существенному изменению внешних параметров насоса.
Стадия кавитации, соответствующая кавитационному срыву ра-
боты насоса, носит название развитой.
Необходимо отметить, что многие вопросы теории кавитации,
относящиеся, например, к первичному ее зарождению, масштаб-
ному эффекту, переходу отдельных форм кавитации из одной
в другую и т. п., в настоящее время разработаны недостаточно.
Поэтому кавитационные свойства насосов характеризуют пара-
метрами, соответствующими условиям их работы, предшеству-
ющим появлению развитой кавитации в проточной части.
Одним из основных параметров, характеризующих кавита-
ционные свойства насоса, является избыточный напор всасыва-
ния (кавитационный запас) Нвс,т0, равный превышению пол-
ной удельной энергии потока перед входом в колесо Еат над
энергией, соответствующей давлению насыщенного пара жид-
кости:
/7 I ^ВХ (1 KQX
п ВС. изб — 2g г "2g” ’ '1 •°°’
где р„ и пвх — давление и скорость перед входом в РК соот-
ветственно.
Таблица 1.4
Физические константы воды
t. °C р, кг/м1 МПа V. 10*. м*/с /. °C р. кг/м1 pd, МПа V. 10% м*/с
1 1000,0 0,00066 1,7890 130 935,1 0,27009 0,2180
5 1000,0 0,00087 1,5150 135 931,1 0,31289 0,2120
10 1000,0 0,00123 1,3060 140 926,3 0,36130 0,2060
15 999,1 0,00171 1,1420 145 921,7 0,41550 0,2020
20 998,2 0,00233 1,0060 150 917,2 0,47660 0,1980
25 997,1 0,00317 0,8965 155 912,4 0,54330 0,1940
30 995,7 0,00495 0,8048 160 907,6 0,61790 0,1900
35 994,1 0,00562 0,7246 165 902,5 0,70070 0,1850
40 992,2 0,00737 0,6583 170 897,3 0,79210 0,1810
45 990,0 0,00952 0,6015 175 892,9 0,89240 0,1770
50 988,1 0,01233 0,5561 180 886,6 1,00250 0,1730
55 985,7 0,01574 0,5139 185 881,8 1,12290 0,1700
60 983,2 0,01990 0,4779 190 875,0 1,25480 0,1660
65 980,6 0,02560 0,4445 195 870,3 1,39820 0,1640
70 977,8 0,03115 0,4154 200 862,8 1,55430 0,1600
75 974,9 0,03854 0,3891 210 850,0 1,90720 0,1540
80 971,8 0,04733 0,3658 220 837,0 2,31910 0,1490
85 968,7 0,05779 0,3446 230 823,0 2,79680 0,1450
90 965,3 0,07008 0,3258 240 809,0 3,34630 0,1410
95 961,9 0,08451 0,3099 250 794,0 3,97520 0,1370
100 958,4 0,10130 0,2942 260 779,0 4,69120 0,1350
105 955,1 0,12077 0,2790 270 765,0 3,50100 0,1330
110 951,0 0,14324 0,2550 280 750,0 6,41370 0,1310
115 947,0 0,10903 0,2440 290 720,0 7,43920 0,1290
120 943,5 0,19850 0,2350 1 300 700,0 8,59120 0,1280
125 939,0 0,23206 0,2260 310 680,0 9,87660 0,1280
ч
Бескавитационная работа насоса обеспечивается при условии,
что минимальное абсолютное давление в ПЧ превышает давление
насыщенного пара при рабочей температуре перекачиваемой жид-
кости (табл. 1.4). Для каждого насоса в режиме его работы суще-
ствует минимальное значение Явс. изб.кр, ниже которого появ-
ляется местная кавитация в проточной части.
Кавитационные свойства насоса часто характеризуют высотой
всасывания Явс, которая равна разности отметок оси РК zBX
и свободного уровня Zy в резервуаре, из которого жидкость посту-
пает в насос (рис. 1.15):
Л вс ^вх ^1* (1-^4)
Из уравнения Бернулли для движения жидкости от свобод-
ного уровня до входа в насос получаем
/у _ 7 7 __ ~~ рвх . __
11 вс — <вх *1 — “ 2^ —
= ~ ^вс. изб - (1 -55)
Не
где hWQ—“Гидравлические потери на линии всасывания насоса.
23
Яве. изб. крп» соответствующую
Рис. 1.15. К определению высоты всасы-
вания
Наименьшему значению
^вс. изб. кр соответствует наиболь-
шее значение высоты всасыва-
ния Явс. кр. Величину Явс.*Эб.кР
определяют по данным кавита-
ционных испытаний насоса (см.
п. 1.8). При этом различают
Явс. изб.крх = АЛкр> соответству-
ющую падению напора насоса на
2 % от напора РК первой сту-
пени (ГОСТ 6134—71*), и
полному кавитационному срыву
работы насоса.
Кавитационные явления проявляются в насосе при значениях
кавитационного запаса, несколько превышающих ДЛкр, поэтому
при выборе допустимой высоты всасывания вводят коэффициент
запаса А:
Нвс. доп — (Ра Pd)l(PS) А Д^кр
(1.56);
Коэффициент запаса А принимают в зависимости от типа
насоса и условий его работы (см. п. 1.6). Часто удобно характе-
ризовать условия перед входом в насос непосредственно давле-
нием рвх, измеренным при эксплуатации, как правило, вакуум-^
метрами. Тогда используют допустимую вакуумметрическую вы-
соту всасывания
Ptt~P<t- - А ДЛ„Р + Ф • (1.57)!
pg «Р ' 2g 4 '
____________ / Ра Рзх \
Вак. доп — I па /
\ Pg / доп
При давлении на входе в насос, большем атмосферного, вели-
чины Явс и Ява» имеют знак минус (отрицательную высоту вса-
сывания называют подпором).
Обобщение результатов модельных испытаний на всю масштаб-
ную серию насосов выполняют на основе законов подобия (см.-
п. 1.3). Необходимо отметить, что при кавитационных исследова-
ниях вопрос проявления масштабного эффекта является особенно
сложным. К нему относятся влияние шероховатости обтекаемой,
поверхности, температуры воды, степени ее насыщения воздухом
и т. п. Указанные факторы, как правило, могут только контроли-
роваться (т. е. обеспечивается лишь частичное подобие).
В практике насосостроения используют для обобщения резуль-
татов кавитационных испытаний коэффициенты подобия, которые
без учета влияния масштабного эффекта одинаковы при подобных
24
режимах для насосов масштабной серии. К ним относятся кавита*
ционные коэффициенты:
Лл/, = А/1кр/( W); (1.58)
а = ДЛвр/Я = WKB; (1.59)
кавитационный коэффициент быстроходности:
С = 5,62п /3/(ДЛ^4). (1-60)
Опыт показывает, что для насосов с хорошими кавитацион-
ными свойствами С = 8004-900. Последнее позволяет определить
перед началом проектирования допустимую частоту вращения РК:
Лдоп
и/7вс.изб- у
Л3/45,62 KQ
(1.61)
где Явс.изб-у — располагаемый избыточный напор всасывания
проектируемой насосной установки.
При проектировании необходимо оценивать ожидаемые кави-
тационные свойства насоса. Для этого следует определить вели-
чину ДАкр, которая равна максимальному динамическому падению
давления на лопастях колеса ДЛдпих.
Теоретическое значение ДЛдп„х для ЦБН определяется вы-
ражением [19]:
________ (®х их)тах । thPul । l,
т. д max_oZ I „ Г лвх»
(1.62)
где и>х и их — относительная и окружная составляющие ско-
рости потока в точке х на лопасти колеса соответственно, где
w = ftBX — гидравлические потери от входного сечения
рабочего колеса до точки х на лопасти колеса.
Как правило, принимают а* ж ut, vui = 0, ЛВ1 « 0. При этом
выражение (1.62) может быть приведено к виду [19]:
ЛЬ _ «max —“1 _ «1 Г 1 /, , Я . 0R\« .1
ДЛт.дшах— -^LCos»₽1k1 + K1Z„sln2p1/ lJ’
(1.63)
где Ki — коэффициент стеснения на входе в РК (см. п. 2.2).
Ожидаемое значение максимального динамического падения
Давления для ЦБН определяют на основе экспериментальных
Данных из зависимости
шах — Ф д max*
(1.64)
где ф = f (<увс) —опытный коэффициент (рис. 1.16); qB0 — коэф-
фициент нагрузки (см. п. 2.5).
2S
Приближенный расчет ДЛдшах для ОН приведен в п. 3.7
В практике насосостроения часто пользуются для определена
Дйд
«ах формулой [19]:
I
ПИХ = т
(1.65]

В условиях, близких к безударному входу потока на лопасть!
ориентировочно можно принимать: т = 1,0-?1,2 и п — 0,34-
-5- 0,4.
Для улучшения кавитационных свойств насосов используют
следующие способы:
а) совершенствование формы входных элементов лопасти Р1
с использованием современных гидродинамических способов рас-]
чета; при этом удается без снижения КПД увеличить значение
кавитационного коэффициента быстроходности С до 1300—1400;
б) применение РК двустороннего входа; при этом снижается
вдвое подача ЛС колеса и улучшается всасывающая способность
насоса за счет уменьшения (примерно в 1,5 раза) величины дина-1
мического падения давления;
в) применение РК с так называемым перерасширенным вхо-
дом (рис. 1.17), при этом коэффициент С достигает значения!
2200—2400, однако снижается КПД насоса на 5—10 % и более
из-за потерь гидравлического торможения (см. п. 2.4);
г) установку перед входом в основное центробежное РК пред-1
включенного осевого лопастного колеса, как шнекового типа, так]
и с профилированными лопастями, с повышенными кавитацион-]
ными свойствами (см. п. 3.11), что позволяет получить С —
= 2500-7-5000; ]
д) применение двухвальной конструктивной схемы насоса,
когда первая ступень устанавливается на отдельном низкообо-j
ротном валу и его приводом является вращающийся ЛО, рабо-1
тающий в качестве турбины, основной высокооборотной ступени!
(см. п. 7.3); при этом значение!
С, определенное по частоте вра-1
щения вала основной ступени,
может быть повышено до
5 000—Ю 000 и более:
Рис. 1.16. Зависимость ф — f (?Вс) Для
колес с цилиндрическими (/) и про-
странственными (2) лопастями
Рис. 1.17. Типы колес с перерасти- 1
ренным входом ,
26
е) применение дисковых рабочих колес [4, 23, 28 ]; при этом,
вследствие отсутствия лопастей (и, соответственно, динамического
падения давления на них), получают С > 3000.
1.6. Характеристики насосов
Связь между основными параметрами насоса, выраженную
графически, называют характеристикой насоса.
Рабочими характеристиками лопастных насосов называют
зависимости напора, мощности и КПД от подачи при постоян-
ной частоте вращения и температуре рабочей жидкости (рис. 1.18).
Кривую Н (Q) называют напорной характеристикой. Кривые
N (Q) и т] (Q) характеризуют энергетические качества насоса и
представляют собой энергетические характеристики.
На характеристике выделяют режимы: оптимальный (режим
работы насоса при наибольшем значении КПД); номинальный
(спецификационный)—режим, обеспечивающий заданные техниче-
ские параметры насоса.
Рабочая часть характеристики — зона характеристики насоса,
в пределах которой допускается длительная его эксплуатация.
Напорная характеристика характеризуется крутизной, кото-
рая определяется отношением (Н„ид — Нопт)/Но]п в рабочей
части характеристики насоса.
Для центробежных насосов крутизна напорной характеристики
не превышает 0,2—0,25, для диагональных — составляет 0,25—
0,8, для осевых — достигает 1,0.
Различают стабильную (непрерывно падающую) и запада-
ющую напорные характеристики. При западающей форме кри-
вой Н (Q) возможна неустойчивая работа насоса (см. п. 5.6).
Зависимости N (Q) для центробежных и осевых насосов имеют
отличительные особенности, определяемые влиянием при малых
подачах потерь гидравлического торможения (см. п. 2.4).
Для ЦБН при нулевой подаче мощность имеет минимальное
значение и составляет No = (0,4-j-0,6) NonT; Для ОН, наоборот,
максимума мощность достигает
при Q = 0 — No w 2NonT. Для
уменьшения пусковых момен-
тов на электродвигателе за-
пуск в работу ЦБН целесооб-
разно производить при закры-
той задвижке на напорном
трубопроводе, а ОН — при от-
крытой.
Рабочие характеристики
ЛН для сопоставления часто
Рис. 1.18. Характеристики лопастных
насосов
Рис. 1.19. Относительные характери-
стики лопастных насосов
Рис. 1.20. Коэффициентные характе
ристики осевых насосов
выражают в безразмерной фор
ме. Для ЦБН применяют отно
сительные характеристики (рис.
1.19), которые получают при
отнесении текущих значений
параметров к величинам на
оптимальном режиме:
Q — Q/Qomt Н — ^/^опт»
2V = т] = т^/Яопт*
Рис. 1.21. Универсальная характери-
стика лопастного насоса
______
о дн
Рис. 1.22. Кавитационная харак
теристика лопастного насоса
Для ОН получили распространение характеристики в без-
размерных координатах Ли—Кq (рис. 1.20).
Наиболее полно определяет эксплуатационные свойства на-
соса универсальная характеристика, получаемая нанесением на
общий график напорных характеристик при различной частоте
вращения и кривых равного значения КПД (рис. 1.21). Универ*
сальная характеристика может быть построена как в размерном,
так и в безразмерном виде.
Всасывающая способность
ЛН оценивается кавитацион-
ными характеристиками, кото-
рые представляют собой гра-
фические зависимости основных
параметров Н и N от кавита-
Рнс. 1.23. Ориентщювочные значения
коэффициентов а, Да, для опреде-
ления коэффициента кавитационного
запаса А: а — зависимость а = f (ДЛКр);
б — зависимость Кл = f (Df/Do); е —
зависимость Кж = f (DJDq):
1 — хнмнческк активные жидкости; 2 —
морская вода; 3 — холодная пресная вода;
4 — вода при температуре свыше 100 ®С
а)
28
Среднегеометрические частоты третьоктадных полос, 1Ц
Рис. 1.24. Виброшумовая характеристика лопастного насоса:
/ — спектр вмбрацин; 2 —спектр шума
ционного запаса при постоянных значениях частоты вращения
и подачи (рис. 1.22).
Допустимый кавитационный запас (ГОСТ 6134—71*) равен
ДЛд= А ДЛкр, (1.66)
где А — коэффициент кавитационного запаса, А =
Коэффициенты а, /Сж для ЦБН определяют из зависимо-
стей, представленных на рис. 1.23.
Рекомендуемые значения коэффициентов А для ОН приве-
дены в табл. 3.10.
Кавитационные характеристики получают при испытаниях
насосов для нескольких режимов их работы (в рабочей части
характеристики). По полученным для различных подач значе-
ниям ДЛд строят кривую ДЛд (Q), которую наносят на рабочую
характеристику насоса (см. рис. 1.18).
Вибрационные качества насосов характеризуются виброшумо-
выми характеристиками (рис. 1.24), которые представляют собой
(ГОСТ 6134—71*) зависимости уровня воздушного звука от ча-
стоты (в октавах) в диапазоне частот от 63 до 8000 Гц и вибрации
характерных точек опорных узлов или корпуса насоса от частоты
(в 1/3 октавах). Вибрация измеряется в децибелах по эффектив-
ному (среднеквадратическому) значению колебательного уско-
рения. За нулевой уровень, в соответствии с установленными
нормами, принимается ускорение, равное 3-10"4 м>с“а. Определе-
нию подлежат уровни спектральных составляющих вибрации
от минимальной частоты основного колебательного процесса
в насосе до 10 000 Гц.
1.7. Работа насосов на различных жидкостях
Характеристики насосов при работе на воде отличаются от
характеристик, получаемых при перекачивании жидкостей, име-
ющих отличные от воды вязкость и плотность, а также содержащих
'твердые частицы.
29
Рис. 1.25. Зависимость коэффициентов пересчета характеристик от числа Рей-
нольдса при изменении вязкости перекачиваемой жидкости
При увеличении вязкости рабочей жидкости напор и подача
на режиме максимального КПД уменьшаются вследствие увели-
чения потерь на трение, а мощность возрастает в основном
из-за снижения механического КПД в соответствии с формулой
(1.50).
Ввиду сложной зависимости потерь от вязкости пересчет
параметров насоса при изменении вязкости, как правило, выпол-
няют только для режима максимального КПД с помощью опытных
поправочных коэффициентов. В качестве критерия учета вяз-
кости применяют число Рейнольдса Re = Rla/v. Эксперименталь-
ные зависимости поправочных коэффициентов, соответственно,
напора К' — f (Re), мощности т' — f (Re) и КПД т/ = f (Re)
приведены на рис. 1.25. Параметры насоса на оптимальном ре-
жиме при работе на вязких жидкостях определяют из соотноше-
ний [36]:
Hv = К'Я;
N„ = m'N;
»lv = ч'ч,
(1.67)
(1.68)
где H, N, — параметры насоса на оптимальном режиме при
работе на воде.
Зная коэффициенты^', т' и т)', можно определить параметры
насоса и на режимах, отличных от оптимального, однако точность
расчета при этом снижается.
При прогнозировании характеристики насоса, перекачива-
ющего вязкую жидкость, целесообразно учитывать следующие
опытные данные [35 ]:
1) при постоянной частоте вращения и увеличении вязкости
кривая Н (Q) снижается так, что коэффициент быстроходности
на оптимальном режиме остается постоянным, отсюда
е, = <2(Яда/»; (1.70)
2) напор при нулевой подаче практически не зависит от
вязкости;

рис. 1.26. Изменения параметров насосов при
перекачивании жидкостей, содержащих твердые
частицы:
_______при содержании воздуха; — —- *— —’ без
воздуха
3) кривая мощности проходит почти
эквидистантно кривой мощности для
боды и отстоит от нее на расстоянии,
соответствующем увеличению мощ-
ности дискового трения.
Подобно вязкости на характери-
стики насосов влияет также содержа-
ние твердых веществ в перекачивае-
мой жидкости. Для большинства на-
Коци,енп1раи,ия,7<>
сосов изменение параметров на оптимальном режиме в зависи-
мости от концентрации твердых веществ приближенно можно
оценить по графику [24], представленному на рис. 1.26.
При изменении плотности рабочей жидкости КПД и напор
насоса (выраженный в метрах столба перекачиваемой жидкости)
не меняются. Однако давление на выходе и мощность насоса при
уменьшении плотности снижаются в соответствии с зависимо-
стями:
Р2 == р2?1р\
N' = ЛГр7р.
(1.71)
(1-72)
Здесь ра и N — давление на выходе и мощность насоса при ра-
боте на воде (с плотностью р); p'z и 2V' — давление на выходе
и мощность насоса при работе на рабочей жидкости с плотно-
стью р'.
При перекачивании горячей воды (при t > 50 °C) или другой
рабочей жидкости с отличными от холодной воды термодинамиче-
скими свойствами потребный кавитационный запас насоса Д/г™ 8
может быть существенно меньше соответствующего запаса Длкр
при работе на холодной воде [7]:
Д^кр. 8 - Д^Т> (1.73)
где ДЛТ—термодинамическая поправка, Д/гт = —; *Вг—
термодинамический критерий кавитации, В± = рп^Ст- ж*;
рХ
гп — удельная теплота парообразования жидкости; t — темпера-
тура рабочей жидкости; Ст.ж — удельная теплоемкость жидкости;
Рж и рп — плотность рабочей жидкости и пара соответственно.
Для приближенного определения поправок ДЛТ в табл. 1.5
Даны результаты расчета значений ДАТ для некоторых жидкостей,
а том числе для воды при различных температурах.
31
Термодинамические поправки ДЛТ для различных жидкостей
Жидкость 1. *с Рв/Рж. •**/«• Я», с»/м’ ААТ. м
Вода 15 1,706 1200 0,00065 J
> 100 105,7 0,241 0,176
> 150 518 0,0515 1,36
> 200 1800 0,00643 6,7
Азотная кислота 15 2,63 457 0,0015 |
Четырехокись азота 15 52,8 0,778 0,37
30 108,3 0,205 1.06
Перекись водорода 15 0,1095 136 600 0,00002
Метиловый спирт 15 11,68 21 0,21
Этиловый » 15 5,33 4,66 0,34
Керосин 15 1,35 3 170 0,00022 |
Жидкий кислород —183 88,7 0,226 1,14
> фтор —188 67,75 0,313 0,97
» водород —252 1717 0,002 32,1
> аммиак —34 143,8 0,325 0,435
Экспериментальные и теоретические исследования, проведен-
ные в последние годы [7, 17, 33], показали, что величина термо!
динамической поправки зависит не только от свойств жидкости^
но и от частоты вращения РК (ДА,/со* = const), а также его коэф-1
фициента быстроходности. По результатам анализа полученные
на горячей воде кавитационных характеристик насосов может:
быть рекомендована для ЦБН зависимость [7]:
ЛА, - А %- -§ (/tgPx^ep - 0,3), (1.74)
где А — постоянный коэффициент, А « 70; ркр — критическое
давление жидкости, соответствующее давлению парообразования
при критической температуре (когда плотность жидкости
тождественна плотности пара); для воды р„р = 23,0 МПа [6];|
иср, Р1л. ср — окружная скорость и угол наклона лопасти по
средней линии тока на входе РК (см. п. 2.2).
Формула (1.74) может быть использована в диапазоне изме-1
нения параметров Palpm — 0,0064-0,06; ucp = 154-46,5 м/с;
01л. ср = 104-28 .
Предельное значение поправки ДА, для воды имеет место при
критической температуре 4р — 374,15 °C. При этом граница
между водой и паром исчезает (переход воды из жидкого состоя-
ния в парообразное происходит без изменения общего объема
смеси) и явление кавитации в насосе не возникает (аналогично
условиям работы компрессора), т. е. можно принять ДА, max
1.8. Испытания насосов
Целью испытаний является определение действительных ха-
рактеристик насоса и проверка их соответствия требованиям тех-
нической документации, а также оценка качества и надежности
работы насоса.
Испытания проводятся в соответствии с ГОСТ 6134—71* на
специальных стендах. Принципиальная схема типового стенда
приведена на рис. 1.27.
Для насосов ГОСТ 6134—71* устанавливает следующие виды
испытаний: предварительные заводские; приемочные (государ-
ственные, межведомственные и ведомственные); испытания уста-
новочной партии; приемно-сдаточные; периодические; типовые;
определительные испытания на надежность.
Предварительные заводские испытания включают параметри-
ческие испытания, при которых получают напорную, энергети-
ческую, кавитационную и виброшумовую (при необходимости)
характеристики, а также специальные испытания по определению
внешних утечек и других параметров, характеризующих каче-
ство и надежность работы насоса.
Испытания малых насосов (мощностью до 100 кВт) и средних
насосов (мощностью от 100 до 400 кВт, диаметром входного па-
трубка до 400 мм) обычно проводят на чистой пресной воде при
температуре не выше 50 °C при частоте вращения, отличающейся
от номинальной не более чем на 5 %.
Испытания крупных насосов (мощностью свыше 400 кВт,
диаметром входного патрубка более 400 мм) допускается проводить
на воде на стендах изготовителя при частоте вращения, пони-
женной не более чем вдвое по сравнению с номинальной. При
этом необходимо провести дополнительные испытания на месте
Рис. 1.27. Принципиальная схема испытательного стенда:
® — бак; ВС — водомерное стекло; ТЭ — прибор для измерения частоты вращения
\Ja*0MeTP): BH1-BHS — вентили; ДР — ЯфсссАлылМ прибор; ДФ — диафрагма;
Мп 1—МНЗ — манометры; ДМ — дифференциальный манометр; ЗД1— ЗД2 — задвижки
с приводом; Т1—Т2 — термометры; И — насос; Э — электродвигатель, /—3 — вспо-
могательные трубопроводы; 4 — трубопровод нагнетания; 3 — трубопровод всасывания
2 П/р В« Л. Знмиицкого
эксплуатации для определения действительных характеристи
насосов.
Кроме того, для крупных насосов допускается вместо полу* *
чения напорной характеристики определять напор для несколь-!
ких режимов, указанных в технической документации, и сравни-
вать полученные значения с данными модельных испытаний^
Приемочные испытания должны включать в себя предвари^
тельные испытания и, кроме того, контрольные испытания на
надежность. По решению приемочной комиссии за результаты
приемочных испытаний могут быть приняты результаты предва-
рительных заводских испытаний. Контрольные испытания на
надежность должны проводиться на стендах предприятия-изго-
товителя (или других предприятий) или на местах эксплуатации
на натурной жидкости на режимах, близких к номинальным.
Испытания установочной партии насосов проводятся в слу-
чае, если изготовители опытных насосов и насосов серийного
производства разные или если после приемочных испытаний в кон-

струкцию насоса или технологию его изготовления внесены изме-
нения. Серийный выпуск насосов может быть начат при условии,
что результаты испытаний установочной партии соответствуют
результатам, полученным при приемочных испытаниях опытных
насосов. <
Приемно-сдаточным испытаниям должен подвергаться каж-
дый насос. Допускается для насосов II и III 1 групп надежности
переход на выборочный контроль, если средний процент брака
при сплошном контроле не превышает двух.
Приемно-сдаточные испытания являются контрольными, и
при них проверяют следующие характеристики: напорную харак-
теристику; допустимый кавитационный запас; внешние утечки
и вибрацию опор (для насосов I группы надежности); температуру
отдельных элементов; самовсасывающую способность (для само-
всасывающих насосов); электрические параметры (для электро-
насосов).
Для крупных насосов допускается замена приемно-сдаточных
испытаний контролем размеров и форм рабочих органов по утверж-
денной в установленном порядке методике. При этом насосы,
поставляемые потребителю в сборе, должны проходить обкатку
на воздухе, если это позволяет конструкция насосов.
Периодические испытания насосов проводят в сроки, указан-
ные в табл. 1.6. Они должны включать получение энергетической
и кавитационной характеристик2; испытания по определению
внешних утечек, вибрации опор, самовсасывающей способности
(для самовсасывающих насосов); тепловые испытания (по требо-
1 Установлены три группы надежности: I — для насосов, отказы которых могут при-
вести к авариям, человеческим жертвам, а также причинить значительный материалы
ный ущерб; П — для насосов, используемых как в ответственных, так и в неответствен-
ных установках; III — для насосов общего назначения, выпускаемых большими сериями.
* Для насосов, применение которых не лимитировано их кавитационным запасом, вместо
получения кавитационной характеристики проверяется допустимый кавитационный за-
пас.
34
Таблица 1.6
Число насосов одного типоразмера,
подвергаемых периодическим испытаниям
Годовой выпуск, Ц1Т. Число насосов, шт.
крупных средних малых
1-10 11-50 51 и более Один в три года Один в два года Один в год Один в два года Два в год То же Один в год Два в год Четыре в течение го* да равномерно
ванию технической документации); электрические испытания (для
электронасосов).
Электронасосы, у которых электрическая и гидравлическая
части изготовлены одним предприятием, должны подвергаться
электрическим испытаниям по ГОСТ 11828—75**. Остальные
электронасосы проходят проверку электрических параметров.
Типовым испытаниям должны подвергаться первые три насоса
серийного производства, выпущенные после внесения изменений
в конструкцию или технологию изготовления. Объем испытаний
определяется программой, утвержденной в установленном по-
рядке, и должен включать проверку параметров насоса, завися-
щих от указанных изменений.
Определительные испытания на надежность проводят с насо-
сами серийного производства в сроки, которые должны быть ука-
заны в технической документации. Насосов одного типоразмера,
подвергаемых данному типу испытаний, должно быть не менее
трех при стендовых испытаниях и не менее десяти при подкон-
трольной эксплуатации.
Стенды для параметрических испытаний насосов, как правило,
выполняют по закрытой схеме циркуляции жидкости [21, 39].
Пример конструктивной схемы стенда показан на рис. 1.28.
Диаметры трубопроводов стенда должны быть равны диаметрам
соответствующих патрубков насосов. Трубопроводы изготавливают
герметичными, задвижки должны иметь гидрозатворы. Длина
прямого участка трубопровода перед фланцем входного патрубка
составляет не менее 15 диаметров (или устанавливается специаль-
ный успокоитель потока по ГОСТ 6134—71*).
Требуемое давление на входе в насос обеспечивают путем
создания вакуума или избыточного давления в баке. Требуемый
режим работы насоса устанавливают за счет изменения сопроти-
вления задвижки на напорном трубопроводе.
Для проведения испытаний стенды комплектуются соответ-
ствующими измерительными приборами и устройствами (балан-
сирные электродвигатели, расходомеры и т. п.), которые должны
2* 85
Рис. 1.28. Конструктивная схема испытательного стенда:
/ — питающий трубопровод; 2 — бак; 3 — указатель уровня (водомерное стекло); 4 —
воздушный трубопровод; 5 — напорная задвижка; 6 — дроссельный прибор; 7 — Диф-
ференциальный манометр; 8 — трубопровод нагнетания; 9 — манометр; 10 — электро-'
двигатель; 11 — тахометр; 12 — насос; 13 — мановакуумметр; 14 — трубопровод всасы-
вания; 15 — термометр; 16 — задвижка; 17 — дренажный трубопровод
Таблица 1.7
Допустимые предельные
относительные погрешности
приведенных результатов
испытаний (%)
Измеряемый параметр (приведен- ный) Параметри- ческие испытания Контроль- ные испы- тания Испытания на надежность
на стенде в условиях эксплуата- ции на стенде в условиях эксплуата- ции
малых и сред- них насосов крупных насо- сов
Частота 0,2 0,2 0,5 1.0 1.0 1,0
вращения Подача 2,0 1.6 1,0 2,5 2,5 3,2 3,2
Напор 1.0 1.0 2,0 2,0 2,5
Механиче- 1.6 1.0 2,0 — I. —— 3,2
ская мощ- ность на валу КПД 2,5 2,0 3.2 — — 4,0
быть метрологически атте-
стованы и подвергаться
периодической проверке
по инструкциям органов
Государственного надзора
Госкомитета
стандартам.
Средства
следует выбирать
чтобы погрешности изме-
рений на номинальном ре-
жиме не превышали значе-
ний, указанных в табл. 1.7
(ГОСТ 6134—71*). Ориен-
тировочные значения по-
грешностей некоторых
средств измерений в со-
ответствии с ГОСТ 6134—
71* приведены в табл. 1.8.
В промышленных усло-
виях мощность крупных
насосов может быть опре-
делена термодинамиче-
ским методом на основе
измерения разности тем- ;
СССР по
измерений
так,

Зв
Таблица 1.8
Ориентировочные значения
относительных предельных погрешностей средств измерений
без приведения к номинальной частоте вращения
Измеряе- ма* »*' Метод мак средство измерения 6. %
Часто- та вра- щения Тахометр (тахоскоп) Определяется по классу точности прибора
Автоматическое счетное устройство для измере- ния числа оборотов за определенное время: механическое электронное 0.5 0.1
Частотомер класса точности 0,5 и прибор для измерения скольжения электродвигателя 0,5
Подача Мерный жесткий бак с перекидкой и автома- тическим включением счетчика времени при времени перекидки менее 0,002 времени запол- нения бака, разности уровней не менее 1 м при условии применения иглы для замера уровней 0,3
Сужающее устройство при работе на воде при использовании дифференциального манометра Определяется по расчету в соот- ветствии с РД-50-213—80
Прямоугольный водослив без бокового сжатия с успокоительным колодцем и измерением уровня с помощью иглы 1.5
Прямоугольный водослив с боковым сжатием 2,0
1 L ' ' ' * "> Вертушечная рама 2,5
Давле- ние Поршневой манометр 1.0
Пружинный манометр на давление рп класса точности при измерении давления р без та- рировки брРп р
Пружинный манометр на давление рп класса точности 6р при измерении давления р без тарировки До 5-^Н-
г
Продолжение табл. 1.
Измеряв* мая ве- личина Метод млн средство измерения б. %
При пользовании таблицами для воды при из- мерении температуры термометром с точностью До 1°С 0,1 1
Плот- ность При принятии плотности воды за 1000 кг/м3 при температуре до 35 °C При принятии плотности воды за 1000 кг/м3 при температуре до 50 °C 0,7 12
Непосредственное измерение плотности взве- шиванием для жидкости с неизвестным составом 2,0
Электрическое измерение мощности трехфаз- ного электродвигателя образцовыми прибора- ми при наличии графика КПД данного элек- тродвигателя или при электрических испыта- ниях: при мощности до 25 кВт » > от 25 до 250 кВт » » св. 250 кВт 1.5 1,0 | 0,8 1 1
Мощ- ность на валу Балансирный двигатель при устройстве, исклю- чающем силу трения в подвесных подшипни- ках при измерении плеча с погрешностью 0,1 % и частоты вращения с погрешностью 6П, при применении весов класса точности 0,1 /0,3+6»
Балансирный двигатель без исключения трения в подшипниках при измерении плеча с погреш- ностью 0,1 % и частоты вращения с погреш- ностью бп при применении весов класса точ- ности 0,1 1 +
Общий случай измерения мощности с помощью балансирного двигателя при измерении усилия на плече с относительной погрешностью плеча с относительной погрешностью 6/ и частоты вращения с относительной погреш- ностью 6П /6|+6?+6»
38
ператур рабочей жидкости на вы-
ходе и входе насоса.
Температуру жидкости опреде-
ляют термометрами, погрешность
измерения которых не должна пре-
вышать 1 °C при t < 50 °C и 0,5 °C
при t > 50 °C. По температуре при
необходимости определяют плотность
и давление парообразования жид-
кости .
При снятии характеристик на-
сосов измерения на отдельных ре-
жимах должны проводиться через
возможно малые и одинаковые про-
межутки времени, достаточные для
Таблица 1.9
Продолжительность
обкатки насосов
Г идравлическая мощность насо- са в номиналь- ном режиме, кВт Продолжи- тельность обкатки, ч, не менее
До 10 0,25
Св. 10 до 50 0,50
» 50 » 100 1,00
> 100 > 400 1,50
> 400 2,00
установления режима. Перед испытаниями необходимо прове-
дение обкатки насоса. Длительность обкатки должна быть не
менее указанной в табл. 1.9.
Получение напорной и энергетической характеристик должно
проводиться одновременно в диапазоне подач 0 < Q < IJQoht-
Количество подач, при которых производятся замеры, должно
быть не менее 16. Изменение температуры перекачиваемой жидко-
сти при снятии характеристик не должно превышать 10 °C. Ре-
жим работы насоса должен регулироваться с помощью задвижки
или затвора, установленного на напорном трубопроводе. При
испытаниях ЦБН снятие характеристик необходимо начинать
с нулевой (при закрытой задвижке), для осевых и диагональных
насосов — с максимальной подачи.
Кавитационную характеристику АЛД (Q) получают на основе
снятия частных кавитационных характеристик при постоянных
значениях подач. Порядок снятия частных кавитационных харак-
теристик следующий: 1) устанавливают режим, соответствующий
выбранной подаче; 2) давление в баке стенда с помощью вакуум-
ного насоса ступенчато понижают, поддерживая задвижкой или
затвором подачу постоянной; 3) при каждом давлении измеряют
частоту вращения (для электронасосов — частоту и напряжение
сети), подачу, давление на входе и выходе, температуру
жидкости. Частные кавитационные характеристики должны
быть сняты на минимальной, номинальной и максимальной по-
дачах.
Получение виброшумовой характеристики и проверка вибра-
ции опор выполняются в соответствии с ГОСТ 12.1.028—80.
При этом должны быть установлены на номинальном режиме
зависимости уровня воздушногОч'£вука от частоты (в октавах),
з также определена величина вибрации опор насоса. Вибрация
измеряется в диапазоне частот до 10 000 Гц на головках болтов,
крепящих насос, в направлении, перпендикулярном к опорной
поверхности.
39
При невозможности размещения виброприемника на головках
болтов вибрацию допускается измерять на лапе (фланце) или жест-
ких узлах корпуса насоса. Уровни вибрации определяют измери-
телем вибрации с полосовыми фильтрами или измерительным
трактом, включающим усилитель, полосовые фильтры, индика-
торный прибор, самописец уровней. Ширина полосы пропуска-
ния фильтров измерителя вибрации или частотного анализатора
должна быть 1/2 или 1/3 октавы.
За общий уровень вибрации насоса принимается наибольший
из измеренных уровней. Общий уровень устанавливают с учетом
поправки на неравномерность частотной характеристики изме-
рительного тракта. Определение спектрального состава вибрации
производят в точке с наибольшим уровнем вибрации из числа
точек, выбранных для измерения.
1.9. Классификация лопастных насосов
Конструктивные исполнения ЛН чрезвычайно многообразны.
Для их изготовления применяют самые различные материалы
(металлы, пластмассы, резину, керамику, стекло и др.).
Большое многообразие конструкций ЛН объясняется тем, чтс
параметры насосов этого типа изменяются в широком диапазоне
(по подачам от 1 до 150 000 м8/ч; по давлениям нагнетания до
35—50 МПа; по температурам перекачиваемой жидкости до
400 °C и более), а также тем, что эти насосы применяют для пере-
качивания самых различных жидкостей или гидросмесей. Кроме
того, на конструкцию ЛН значительное влияние оказывают спе-
цифические условия отраслевой техники, для которых они пред-
назначаются.
Габаритные и массовые характеристики ЛН в зависимости от
их параметров и конструктивного исполнения изменяются также
в широких пределах. Освоенные промышленностью насосы имеют
массы от 1—2 кг и менее до 10 000 кг и более. Центробежные
и осевые насосы охватывают большую часть поля Q—Н (см.1
рис. 1.5), покрывающую общую потребность народного хозяй-|
ства в насосах.
Вместе с развитием техники, особенно в последние годы,
непрерывно увеличиваются подачи и напоры насосов, возрастают
их единичные мощности. Новые насосы разрабатываются исходя
из нового современного высокого уровня требований по их на-i
дежности, ресурсу, экономичности, ремонтопригодности с улуч-
шенными кавитационными, шумовыми, вибрационными и другими
их характеристиками.
Классификация ЛН по конструктивному исполнению регла-
ментирована ГОСТ 17398—72 и приведена в табл. 1.10. В зави-
симости от назначения и свойств перекачиваемой жидкости выде-
ляют следующие основные виды ЛН: насосы общего назначения
(для перекачки чистой воды и жидкостей, имеющих сходные с во-
40
Таблица 1.10
Классификация ЛН по конструктивному исполнению
(ГОСТ 17398—72)
Насос (агрегат, установка) Конструктивное исполнение
Горизонтальный Ось перемещения или вращения рабочих органов расположена горизонтально вне зависимости от рас- положения оси привода или передачи
Вертикальный Ось перемещения или вращения рабочих органов расположена вертикально вне зависимости от рас- положения оси привода или передачи
Консольный Рабочие органы расположены на консольной части его вала
Моноблочный Рабочие органы расположены на валу двигателя
С выносными опора- Подшипниковые опоры изолированы от подаваемой
ми жидкой среды
С внутренними опо- Подшипниковые опоры соприкасаются с перекачи-
рами ваемой жидкой средой
С боковым входом Жидкая среда подводится в направлении, перпенди- кулярном к оси рабочих органов
С осевым входом Жидкая среда подводится в направлении оси рабо- чих органов
Двустороннего входа Жидкая среда подводится к рабочим органам с двух
противоположных сторон
Одноступенчатый Жидкая среда подается одним комплектом рабочих органов /
Многоступенчатый Жидкая среда подается двумя и более последова- тельно соединенными комплектами рабочих органов
Многопоточный Жидкая среда подается потребителю через не- сколько отводов
Секционный Многоступенчатый или многопоточный насос с тор- цевым разъемом каждой ступени
С торцевым разъемом С разъемом корпуса в плоскости, перпендикулярной к оси рабочих органов
С осевым разъемом С разъемом корпуса в плоскости оси рабочих органов
Двухкорпусный С дополнительным внешним корпусом, рассчитанным на большое статическое давление
С защитным корпу- С внутренним съемным корпусом, стойким к воз-
сом действию подаваемой жидкой среды
Футерованный Проточная часть футерована материалом, стойким
к воздействию подаваемой жидкой среды
Погружной Устанавливается под уровнем подаваемой жидкой среды
Полупогружной на- НА с погружным насосом, двигатель которого рас-
сосный агрегат положен над поверхностью жидкой среды
41
Продолжение табл. 1.1<
Насос (агрегат, установка) Конструктивное исполнение
Самовсасывающий Обеспечивает самозаполнение подводящего трубопро- вода жидкой средой
Регулируемый Обеспечивает в заданных пределах изменение подачи и напора
Скважинный Погружной насос, устанавливаемый в скважине
С предвключенной ступенью Многоступенчатый насос, в котором первая ступень 1 служит для улучшения условий подвода жидкой среды ко второй ступени
С предвключенным колесом С дополнительным РК в подводе
Герметичный Полностью исключен контакт подаваемой жидкой среды с окружающей атмосферой
Малошумный Шум находится в пределах заданной нормы
Встроенный Является узлом другой машины или аппарата
Стационарный Предназначен для работы на фундаменте
Передвижной Перемещается в процессе эксплуатации
Насосный агрегат Состоит из насоса или нескольких насосов и при- водного двигателя, соединенных между собой
Насосная установка НА с комплектующим оборудованием, смонтирован- ным по определенной схеме, обеспечивающей работу насоса
Электронасосный агрегат Приводящим двигателем является ЭД
Турбонасосный агре- гат Приводящим двигателем является гидро, паро-, пневмотурбина
Дизельнасосный агре- гат Приводящим двигателем является дизель
Мотонасосный агре- гат Приводящим двигателем является карбюраторный двигатель
Гидроприводной на- сосный агрегат Приводящим двигателем является гидродвигатель
Турбонасос НА с приводом от турбины, узлы которой входят в конструкцию насоса
Электронасос НА с приводом от ЭД, узлы которого входят в кон- струкцию насоса
J
42
дой свойства по вязкости и химической активности); насосы для
тепловых ПЭУ на органическом и ядерном топливе (питательные»
предвключенные, конденсатные, циркуляционные, сетевые и др.);
крупные центробежные и осевые насосы, обеспечивающие пере-
качивание больших объемов воды (на ирригационных станциях,
в циркуляционных контурах и др.); насосы для химически ак-
тивных жидкостей; насосы для перекачивания загрязненных
жидкостей и взвесей; насосы для перекачивания нефтепродуктов;
насосы для перекачивания цементных масс (бетонные насосы);
шахтные насосы (для откачивания шахтных вод); смесительные
насосы для перекачивания бумажно-целлюлозной массы, водных
суспензий и др.; насосы для перекачивания фекальных масс
(фекальные насосы); насосы для нужд судостроения (для водо-
опреснительных и холодильных установок, крановые и доковые
насосы); насосы балластной и водоотливной систем; насосы осу-
шительной, противопожарной и охлаждающей систем; насосы
водопровода пресной и забортной воды; санитарные насосы;
насосы танкеров; насосы судовых ЭУ; насосы для пищевой про-
мышленности (для перекачивания молочных продуктов, пищевых
масел, жидких соков сахарного производства и др.); специальные
насосы для сельского хозяйства (в том числе для передвижных
дождевальных установок); насосы для систем регулирования;
масляные насосы; насосы для смазочно-охлаждающих жидкостных
смесей; пожарные насосы; ртутные насосы; насосы специальных
назначений.
В настоящем справочнике рассматриваются конструкции ЛН:
насосов общего назначения, основных циклов работы ЭС, диаго-
нальных и осевых, погружных и скважинных, крупных центро-
бежных, а также рассмотрены схемы многокомпонентных НА.
Приведенные в настоящем справочнике данные по конструкциям
основных типов ЛН могут быть использованы также в конструк-
циях насосов других видов.
1.10. Выбор насоса по данным каталогов.
Порядок проектирования и постановки
на производство насоса нового типа
Тип насоса выбирается по каталогам по определенным проек-
том установки основным требованиям к насосу, в которых должны
быть указаны подача объемная (м8/ч, мх/с) или массовая (т/ч,
т/с); давление нагнетания (МПа) или напор (м); температура
перекачиваемой жидкости (°C); характеристика перекачиваемой
жидкости (химическая активность, загрязненность, вязкость и др.);
кавитационный запас (или высота всасывания, геометрический
подпор) (м); частота вращения (об/мин); направление вращения;
коэффициент полезного действия (%); мощность двигателя (кВт,
МВт); масса (кг); габаритные размеры (мм, м); требования по
Ресурсу, виброшумовым характеристикам; специальные требо-
43
вания; тип приводного двигателя и его основные характеристики
лимитная цена насоса, определяется на основании экономически
обоснований и прейскуранта Государственного Комитета це
при Госплане СССР (26].
При выборе типа насоса необходимо исходя из требований Н1
проверить по приведенным в каталогах характеристикам Н (Q
N (Q)> Л (Q)» АЛ (Q) или по универсальной характеристик
обеспечение насосом заданного минимального кавитационног
запаса, режима работы при определенной из предполагаемы
условий эксплуатации минимальной подаче; параллельной работ]
и специальных режимов при определенной проектом НУ необ-
ходимости.
В тех случаях, когда подобрать насос по данным каталогов
не представляется возможным и условия создания установку
обусловливают необходимость создания насоса нового типа, работй
по проектированию и постановке на производство насоса ведутся
в следующем порядке. Заказчик новой продукции (при необхсн
димости с привлечением проектанта установки) выдает разработ!
чику насоса заявку на разработку и освоение продукции с прило-
жением исходных требований, составленных в соответ!
ствии с ГОСТ 2.114—70*, и лимитной цены с ее обоснова-
нием. I
В исходных требованиях к заявке на разработку и освоение
насоса нового типа помимо определения основных параметров
должны быть отражены вопросы обоснования выбора типа при*'
вода; состава насосной группы установки и запаса по общей пон
даче насосов (должен быть определен резерв при всех ситуациях,
которые возможны при эксплуатации); особых условий эксплуа-1
тации.
Лимитная цена разрабатывается в соответствии с
ГОСТ 20779—81 и Инструкцией РД 50—79—83 116]. Лимитная!
цена на новое изделие выражает предельно допустимый уровень'
цен с учетом полезного эффекта от внедрения изделия. Лимиту
ные цены на важнейшие виды продукции общесоюзных прейску^
рантов цен подлежат регистрации в Государственном Комитете
цен СССР. Если при разработке насоса нового типа отсутствует
основной заказчик, то исходные требования к нему, в том числе
лимитную и проектную цену, определяет разработчик на-
соса
Разработчиком насоса разрабатывается в соответствии с за-
явкой заказчика и согласовывается с проектантом установки и
заказчиком техническое задание на проектирование насоса]
определяются проектная цена и на основе сопоставления ее с ли^
митной ценой экономическая целесообразность проектирования
насоса нового типа.
На основании согласованного технического задания разраб
батывается в соответствии с ГОСТ 2.118—73* техническое пред-
ложение. После согласования технического предложения разраба-!
44
.а
тывается в соответствии с ГОСТ 2.118—73* эскизный проект.
В стадии разработки эскизного проекта производится изго-
товление и испытание макетов (по согласованию с заказчиком для
насосов простого типа разработка эскизного проекта необяза-
тельна).
После утверждения эскизного проекта (или после согласова-
ния технического предложения в том случае, если эскизный
проект не выполняется) разрабатывается в соответствии с
ГОСТ 2.120—73* технический проект.
В стадии технического проекта разработчик заканчивает изго-
товление и испытание макетов.
В составе технического проекта разработчик представляет
технические условия на насос, которые составляются в соответ-
ствии с ГОСТ 2.114—70* и ГОСТ 2.115—70*; карту технического
уровня и качества продукции в соответствии с ГОСТ 2.116—71,
а также, как правило, информационную карту расчета экономи-
ческой эффективности и цен новой продукции, в которой фикси-
руются лимитная, проектная цены и экономический эффект. Раз-
работка и постановка насоса на производство проводятся в соот-
ветствии с ГОСТ 15.001—73* и ГОСТ 2.103—68* в приведенном
ниже порядке.
Для опытного образца (опытной партии) разрабатывается
конструкторская документация, предназначенная для изготовле-
ния и испытания опытного образца (опытной партий); произво-
дятся изготовление и заводские испытания опытного образца;
корректируются конструкторские документы по результатам из-
готовления и заводских испытаний опытного образца (опытной
партии) с присвоением конструкторским документам литеры О;
проводятся государственные, межведомственные, приемочные и
другие испытания; корректируется конструкторская документа-
ция по результатам испытаний с присвоением конструкторской
Документации литеры О,; при последующих (повторных) изго-
товлениях и испытаниях опытного образца и соответствующих
корректировках конструкторских документов им присваивают
соответственно литеры О2, О3 и т. п.
Для установочных серий производятся изготовление и испы-
тание установочной серии; корректировка конструкторских доку-
ментов по результатам изготовления, испытания и оснащения
технологического процесса ведущих составляющих частей насо-
сов установочной серии с присвоением конструкторским докумен-
там литеры А.
Для установившегося серийного или массового производства
корректируются конструкторские документы по результатам из-
готовления головной (контрольной) серии с присвоением литеры Б
тем конструкторским документам, которые окончательно отрабо-
таны и проверены в производстве при изготовлении насосов
ПО зафиксированному и полностью оснащенному технологическому
процессу.
48
Требования к конструкторской документации для изготовле-
ния насосов приведены в ГОСТ 2.103—68*; требования к кон-
структорской документации по объемам различных стадий работ
в ГОСТ 2.118—73*, ГОСТ 2.119—73*, ГОСТ 2.120—73*.
Глава 2
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ
ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСО
И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК
2.1. Физические основы
работы центробежного рабочего колеса
с бесконечным и конечным числом лопастей
Рассмотрим движение жидкости в лопастном РК (рис. 2.1).
При передаче энергии от колеса потоку давление рх в некоторой
точке на рабочей поверхности лопасти больше, чем давление pv
в точке, расположенной с противоположной стороны лопасти;
Из уравнения энергии в относительном движении при рх > р9
получим шх < т. е. эпюра скоростей в канале неравномерна.
Последнее свидетельствует о наличии циркуляции скорости по
контуру лопасти. Циркуляция скорости вокруг РК [25]
Г = 2КГл = 2л (/?2^u2 (2-1)
где Гл — циркуляция скорости по контуру лопасти; zK — число
лопастей РК.
Теоретический напор колеса
Ят = соГ/(2л£). (2.2)
Из выражения (2.2) следует, что физической причиной созда-
ния напора колесом является подъемная сила, возникающая на
лопастях вследствие наличия вокруг них циркуляции скорости.
Как правило, колеса
проектируют на основе
струйной теории Эйлера,
предполагающей схему
колеса с бесконечным чи-
слом бесконечно тонких
Рис. 2.1. Схема распределения
относительных скоростей в ка-
нале РК: при бесконечном (а)
и конечном (б) числе лопастей
рис. 2.2. Треугольники скоростей на
выходе из РК: при бесконечном (штри-
ховая линия) и конечном (сплошная
линия) числе лопастей
рис. 2.3. Типы лопастей центробеж-
ных колес: а — 90°; б — =
= 90°; в —^>90°
лопастей. В этом случае расстояние между соседними лопастями
и соответственно разности скоростей по обе стороны лопасти
стремятся к нулю, а течение по всей области РК становится
осесимметричным.
Такая схема позволяет найти в любой точке лопасти вели-
чины осредненных скоростей потока и их проекций, а значит, и
напор колеса, при этом направление относительной скорости
определяется по касательной к профилю. Однако напор колесаНп,
рассчитанный по схеме бесконечного числа лопастей, не совпадает
с теоретическим напором Ят, так как в действительности имеет
место отклонение осредненного потока от направления лопасти
на выходе из колеса. Указанное различие учитывают поправкой на
конечное число лопастей р:
Н^Н^+р). (2.3)
Величина поправки р зависит от коэффициента быстроходно-
сти и геометрических параметров колеса (см. п. 2.2). Учитывая,
что, как правило, в насосах ии1 = 0, имеем
ри» Н? I /о 41
»«2со Я,,, 1+ P ’ ' ' '
На рис. 2.2 приведены сравнительные треугольники скоростей
на выходе из колеса с бесконечным и конечным числом лопа-
стей. Как видно, увеличение р2 вызывает рост vU2«>» а следова-
тельно, и Я,». Существует три типа лопастей колес (рис. 2.3) —
с Р2 < 90°, с ра = 90° и с р2 > 90°.
Скоростная энергия vu3/2g должна быть преобразована
в энергию давления в отводе. Очевидно, что чем больше значе-
47
ние vu2, тем большими потерями энергии будет сопровождаться
это преобразование, поэтому в высокоэффективных ЦБН исполь-
зуются, как правило, колеса с ₽2 не более 30°. -
Для оценки доли потенциального напора колеса Нр в общем
напоре Нт используют коэффициент реакции:
..Яр . . °2~Р1 1 ^2-^1 ,2J
Р 2g//T 2gtfT 2g#T • ^°1
Принимая vui — 0 и (t»m2 — v2mi)/2gHr tv 0, получаем
Р = 1 - &/(2ёНт) = 1 - gHt/(2ul). (2.6)
В практике насосостроения получило распространение опре-
деление напора колеса ЦБН из выражения (1.10):
Ят = u2vu2fg = Ku2ullg, (2.7)
где коэффициент окружной скорости [10]:
. Kui = vu2/«2 = (1,87 н- 2,0) «Г0-28. (2.8)
Соответственно
р = 1 - Д-и2/2 « 1 - пГ0,28. (2.9)
Как видно, для обычных колес ЦБН с увеличением п8 коэф-1
фициент реакции повышается.
2.2. Выбор основных размеров и расчет центробежного
рабочего колеса
Расчет центробежного РК состоит из четырех основных ча-
стей: определения исходных данных для расчета, выбора основных
размеров колеса, профилирования канала колеса в меридиан-
ном сечении и расчета поверхности лопасти. При необходимости
дополнительно может
быть выполнен расчет обтекания решеток
полученной лопастной системы по не-|
скольким линиям тока.
Определение исходных данных вы-,
полняется в последовательности, при-
веденной в табл. 2.1. Выбор основных
размеров колеса (рис. 2.4) произво-
дится по зависимостям, представленным]
в табл. 2.2. При профилировании ка-
нала колеса в меридианном сечении
основной задачей является обеспече-1
ние плавного изменения меридианной
составляющей скорости от входа до1
выхода колеса по всем линиям тока.]
При этом целесообразно принимать
контур канала и положение входной
I
Таблица 2.1
Порядок определения исходных данных
для расчета колеса
Параметр Расчетная формула
Подача ступени Qct = Q/^n*» м3/с
Напор > Яст = НН**, м
Коэффициент быстроходности (1.20)
Приведенный диаметр входа в колесо */~Q~ £>inp = (4-^,5) IO’ J/ -^-,мм
Гидравлический КПД (1-23)
Объемный КПД (1.32)
Внутренний механический КПД (1-46)
Полный механический КПД насоса Пм = зЦм — (0,01-0,03)
Полный КПД насоса П = ПгПоб‘Пм
Максимальная мощность насоса дг /г♦♦♦ . кВт «щах — Л lOOOrj ’ “ Т
Максимальный вращающий момент в сече- 9550М тах __ A4max = _ > Нм
нии вала Подача колеса Q' = Ост/Поб. “3/с
Теоретический напор колеса Hig ЭД
* — число подводов к колесу. *♦ 1 — число ступеней насоса. ♦♦♦ К — коэф-
фициент запаса. К — 1,3 в» 1,05 при # = 1е50 кВт, К « 1,03 при N > 50 кВт.
кромки лопасти в меридианном сечении подобными принятым
в колесах близкой быстроходности с высокими гидравлическими
качествами.
Определение меридианных ско-
ростей в канале колеса произво-
дится при построении равноскорост-
иого потока, на основе которого в на-
сосных колесах, как правило, про-
изводится расчет лопастной системы.
Метод построения равноскорост-
ного потока основан на определении
последовательными приближениями
линий тока при заданных границах
канала, которыми являются поверх-
Рис. 2.5. Пример построения линий тока
в равноскоростном потоке
49
Таблица
Выбор основных размеров колеса (м)
Параметр
Расчетная формула
Диаметр втулки
Диаметр входа
Наружный диаметр (в первом приближении)
Ширина канала на выходе
Число лопастей колеса
dBT = (1,2-т-1,4) do
/ П, V/3
Ь, «0,070,^-^-)
Примечания: 1. — диаметр вала в месте посадки колеса (определяется
из расчета на прочность и конструктивных соображений). 2. оо — (О,Обе 0,08) X
X у Q'n* — рекомендуемая скорость на входе в колесо. 3. Ки2 — определяется
по формуле (2.8). 4. Pi = 20 е 27° — угол наклона лопасти на выходе колеса
(определяется последовательными приближениями из условия обеспечения тре-
буемой напорности и формы характеристики Н (Q) ступени (см. п. 2.5).
ности основного и покрывающего дисков колеса. На рис. 2.5 пред
ставлен пример построения равноскоростного потока в меридиан
ном сечении колеса. Линии тока S наносят так, чтобы расходы
AQ{ через сечения по нормальным линиям потока а для каждо
струйки были одинаковы. Суммируя расходы струек, получас
Q’ = 2 Щ = J 2nrtbtv'm = 2nv’m 2 rtbt, (2.10)
где v'm — средняя меридианная скорость без
потока телом лопастей (постоянная величина
в каждом сечении по нормали к линии тока):
Vm = Q7(2n2r*b«).
учета стеснения
для всех струек
л
Линии о проводят по нормалям к линиям тока, построенным^
для рассматриваемого приближения.
Расчет по определению значений v'm по линиям тока ведется
в табличной форме (форма 2.1).
В ходе расчета для каждого сечения потока проводится про*;,
верка точности построения линии тока. Должно выполняться
условие
rjt>i — (г<^<)ср
100 <2%,
(2.12)5
где (г^Оср = (п — число струек в потоке).
В случае, если условие (2.12) не выполняется, строят новое
приближение линий тока и исправляют положение нормальных)
м
Форма 2.1
Порядок расчета положений линий тока
в равноскоростном потоке
Номер сечения Линия тока г, м гсрГ м ьг м •* X «о ft
1 а
b

е
р.
д ('ср ?!>• о о •м ft Ой О ft дгТ* о ft

•
к
сч
линий. По окончательным результатам построения и расчета полу-
чают графики скоростей v'm вдоль линии тока (рис. 2.6).
Расчет поверхности лопасти выполняется для каждой линии
тока обособленно, исходя из обеспечения требуемого напора
колеса и полученных зависимостей v'm = f (S).
Для колес с п8 < 80 расчет ведется только по одной средней
линии тока, и лопасть имеет так называемую цилиндрическую
форму. Для более быстроходных колес (80 < п9 < 130) расчет
Рис. 2.6. График изменения скоростей вдоль линий тока: по покрывающему
Диску (сплошная линия); по средней линии (штиховая линия) и по основному
Диску (штрихпунктирная линия)
61
Рис. 2.7. Выходная кромка лопасти РК (н
развертке по наружному диаметру):
1 — кромка лопасти; 2 — покрывающий диск
выполняют, как правило, по трем л
ниям тока (по покрывающему
основному дискам и средней линии
и лопасть называют пространствен
ной. При этом стремятся для улуч
шения технологичности колеса обе
спечить постоянство угла охвата сечений лопасти в плане (см
рис. 2.10). Входную кромку обычно располагают в меридианно:
сечении. Соответственно кромка лопасти на наружном диаметр
РК имеет форму, аналогичную форме кромки цилиндрической лс
пасти.
Для колес высокой быстроходности (пж > 130) расчет провс
дится по пяти линиям тока. При этом рекомендуется для уменьше
ния перекрутки лопасти и выравнивания поля относительны
скоростей в области рабочего колеса выбирать углы охвата пре
филей по покрывающему и основному дискам разными, оставля
входную кромку расположенной в меридианном сечении. Выход
ная кромка на развертке по наружному диаметру РК становитс:
наклонной (рис. 2.7). Ориентировочные значения оптимальны;
углов наклона выходной кромки ?опт « 15-4-25 °.
Перед расчетом поверхности лопасти для каждой линии ток
определяют параметры потока на входной и выходной кромка
лопасти (табл. 2.3) и выполняют поверочный расчет напора i
кавитационных свойств ступени. Ожидаемый напор ступе»
находят из выражения
я°’ “ ЯгЯт — Пгй(1+р) “^«(И-Р) \ 1 tg₽t ) • (213
Для определения поправки на конечное число лопастей при
меняют зависимости, приведенные в табл. 2.4. Оценка ожидав?
мых кавитационных свойств ступени может быть проведена па
формулам (1.64) или (1.65).
По полученным в табл. 2.3 данным строят в первом прибл»
жении графики w — f (5) и б, = f (5), обеспечивая плавное
изменение параметров от входа до выхода из колеса (рис. 2.8).
Построив графики v'm — f (S), w = f (S) и 6S ® f (S), можно
найти зависимости p = f (S) для каждой линии тока из выраже?
ния, вытекающего из плана скоростей для текущей точки лопасти:
sin р = v’m/w 4- 6,//, (2.14)
где и; б, и / — текущие значения соответствующих пара-
метров. J
Расчет поверхности лопасти сводится к определению зависИ’
мостей центрального угла в плане 0 от 3 по линиям тока.которы
62
Таблица 2.3
Определение параметров потока на входной и выходной кромках лопасти
Параметр Расчетная формула
Угол безударного входа потока на лопасть
(в первом приближении)
Угол лопасти на входе колеса
Коэффициент стеснения на входе в колесо
Относительная скорость на входе в колесо,
м/с
Коэффициент стеснения на выходе из колеса
Относительная скорость на выходе из ко
леса, м/с
с'.
tg ₽1,0 = (1,14-1,15) —
wt =

1
1 _
ZnRi sin
Oml Klvml
sinpx 33 sinpx

sin ₽»
Vmi ^2um,
w* ~~ sin pj sin ps
Примечания: 1. ut — (o/?t (Я, — радиус входной кромки по рассматри-
ваемой линии тока); ит — определяется по данным построения равноскоростного
потока. 2. А₽ == 3*8° при п8 < 90, Ар ~ 2^5° при 90 < ng < 120, Ар < 2®
при п8 > 120 (по линии тока покрывающего диска принимаются меньшие зна-
чения). 3. — толщина лопасти в сечении поверхностью тока на входе колеса
(выбирается из условия < (1,1 «в 1,15). 4. — толщина лопасти в сечении
поверхностью тока на выходе колеса (выбирается из условия /С» < 1,1).
Таблица 2.4
Определение поправки на конечное число лопастей
n
70—80
100—200
Более 100
Поправка р Коэффициент ф
2ф 1 г 1 - (RM* Ч> RI г S RI г S Ч> RI 2 S Г"1" 1 ►—4 2 Н а о о Ъч си <7^ СП СП оо Я .1. ОО ® О • О X ч S® Ъ СП t сл R "г . . Q + + то 3 'О 'О о о О О Ю (Л СП СП 5* $2. $2. ю ТВ S* 5* ! 1 >4 ——. —— JS. ***«-«*F м м Я 5°
У ASCpfj — статический момент средней
2
f rdScp
линии лопасти (в меридианном сечении).
Примечание. S «=»
вз
Рис. 2.8. Пример графиков изменения w = f (S), 6S == f (S) и P = f (S) вдоль
линий тока по покрывающему диску (сплошная линия); по средней линии тока,
(штриховая линия) и по основному диску (штрихпунктирная линия)
находят с использованием дифференциального уравнения сече-|
ния лопасти поверхностью тока:
tg р = dR/(Rdq), (2.15)1
где R и ip — радиус и центральный угол на поверхности тока
соответственно (рис. 2.9).
Из рис. 2.9 следует, что dR = dS и Rdty = rdG, так как эле-:]
мент длины окружности проектируется в плане без искажения.']
Отсюда:
tg р = dS/(rdQ). (2.16)
Зависимость г = f (S) известна из построения равноскорост-
ного потока. Суммарный угол охвата лопасти в плане при числен-}
ном интегрировании:
—*** de s г /x у—k // / // Рис. 2.9. К определению сечения лопа- сти поверхностью тока 54 !: • п Г dS e‘ = btg₽= 1 s п 1 n -£Д0<. (2.17) где Д— приращение цент-1 ральногоугла в плане, Д0| == 1 .1 я л
Рис. 2.10. Построение скелетной и полной поверхности лопасти: а — меридиан
ная проекция лопасти; б — проекция лопасти в плане
= 1 --.Д5ь ASf — приращение длины линии тока; Bt —
подынтегральная функция на границах участка ASf, =
= I/П tg
Расчет ведется по форме 2.2 либо на ЭВМ. Выполняют несколько
приближений для обеспечения равенства углов охвата по всем
линиям тока (или требуемого соотношения углов в соответствии
с рис. 2.7).
Определив зависимости 0 — f (S), откладывают на плане
по точкам контуры средних линий лопасти в сечениях поверхно-
стями тока и получают результирующую «скелетную» поверхность
лопасти (рис. 2.10). Рассекая поверхность лопасти меридиан-
ными сечениями Д, Б и т. д., наносят их на общее сечение канала
колеса. При этом определяют в табличной форме (форма 2.3)
по каждой линии тока меридианные проекции лопасти в рас-
сматриваемых сечениях:
Sm, • = Ss/cos р.
(2.18)
Зная бт, в, строят проекцию в плане полной поверхности
лопасти (рис. 2.10).
При исполнении рабочего чертежа лопасти иногда требуется
задание нормальных толщин, что с достаточной для практики точ-
ностью может быть выполнено по формуле
6n = S,cosY', (2.19)
где у' — угол между касательной к линии тока S и нормалью
к средней линии меридианного сечения (см. рис. 2.10).
Уточненное значение нормальных толщин лопасти [35J:
S* - 6 1/ ! +
п ~ °п V 1 + tg V' cos8 р •
(2.20)
65
Порядок расчета сеченцЦ
№ пп. к & г, м м/с г 0^/“' о» К Со • «2 и * «; 6з/‘ f , (П . se + -n=eu!s р.9 1
1
2 *>
• • я
Примеры оформления чертежей рабочих колес приведены ]
в работе [26].
Для определения формы канала, образованного смежными ло-1
пастями, выполняют комфорное отображение поверхности тока
на близкую к ней коническую поверхность. На развертке указан-
ной поверхности углы лопасти не изменяются, поэтому можно
получить наименее искаженное представление о профиле лопасти
и форме канала в сечении поверхностью тока.
Комфорное отображение по выбранной линии тока, как пра-1
вило, строят только для входного участка канала. При этом I
выбирают образующую конической поверхности так, чтобы она
проходила через точку, лежащую на входной кромке лопасти
(рис. 2.11).
Как отмечалось выше, на поверхности тока
dR — dS и — rdf). 1
Форма 2.3 |
Порядок определения меридианных проекций
толщин лопасти в выбранных сечениях
Сечение S, м OJ во. COS Р м в в» °т» s в " а м cos р J1
А Б • • "Г
56
1
Форма 2.2
^оПасти поверхностью тока
tg ₽ в «= « 1/(г ta 3), вср = = Bi+l + Bp fl to т > r i и 1 в СО де, = дзвср. рад et, рад

Отсюда на конической поверхности
Д7?«Д5; Дф « ДО = А0 sin у, (2.21)
где у — угол между образующей конической поверхности и
осью колеса; и г, — радиусы входной кромки лопасти на
конической поверхности и в плане
соответственно; Дф и ДО — при-
ращение центральных углов на
конической поверхности и в плане
соответственно.
Для удобства построения ком-
форного отображения принимают
Д6 = 2n/(zKK), (2.22)
где К — целое число.
Из формулы (2.21) следует
Л* = sin у. (2.23)
На развертке конической по-
верхности наносят линии равных
углов Дф, причем одна лопасть
колеса будет отстоять от другой
на X делений.
Нис. 2.11. Конформное отображение на
плоскость сечений лопасти поверхностями
тока
57
Для построения комфорного отображения строят по данным;
расчета график в = f (S), на который наносят линии равных
углов Д0 (рис. 2.12). Пересечение указанных линий с зависи-
мостью 0 = f (3) дает значения S, которые переносят на соот-
ветствующие линии Дф конической поверхности. Соединив полу-
ченные точки, строят среднюю линию лопасти. Из расчета лопасти
известна = f (3). После нанесения толщин на соответству-
ющие точки получают контур профиля по выбранной линии тока.?
Смещая его на К делений по углу ф, наносят профиль соседней
лопасти. Полученное из построения расстояние а между смеж-
ными лопастями может служить контрольным размером при
определении правильности изготовления рабочего колеса.
В последние годы при проектировании лопастной системы РК?
все большее применение получают методы теоретического анализа
течения жидкости в проточной части [34, 38, 39]. При этом появ-
ляется возможность уточнения влияния различных факторов на
теоретический напор, гидравлические потери и кавитационные?
свойства колеса, а также более обоснованного выбора оптималь-
ного варианта лопасти. Проектирование РК для ЦБН с исполь-^
зованием методов расчета обтекания ре-
шеток профилей, образованных сечением
ЛС поверхностями тока, выполняют, как
правило, при п8 > 130 аналогично про-
ектированию колес ДН (см. пп. 4.4, 4.5).
На рис. 2.13 приведен пример расчет-
ной эпюры скоростей по профилю решетки
колеса ЦБН.

Рис. 2.13. Расчетная эпюра скоростей по профилю
решетки РК:
1 — рабочая сторона профиля; 2 — тыльная сторона про-
филя
Z7/
7
0,5
68
2.3. Расчет элементов
проточной части
корпуса насоса
Проточную часть корпуса
образуют каналы, подводящие
к РК и отводящие от него ра-
бочую жидкость. Для обеспе-
чения установившегося отно-
сительного движения в рабо-
чем колесе необходимо, чтобы
Рис. 2.14. Осевой (а) и коленный (б)
подводы
элементы проточной части корпуса создавали осесимметричный
поток перед и за колесом.
Подвод насоса, как правило, должен обеспечить осевое напра-
вление потока (vul = 0) перед входом в колесо. Для повышения
устойчивости потока перед РК устанавливают конфузорный
участок с увеличением меридианной скорости потока на 15—20 %.
Кроме того, в подводе часто устанавливают неподвижную решетку
из радиальных пластин, что обеспечивает получение заданного
значения ии1 и улучшает форму напорной характеристики насоса
при малых подачах (см. п. 2.5).
В практике насосостроения [25, 31 ] получили наибольшее
распространение две основные конструктивные формы подводов
(рис. 2.14) — конфузоры с прямолинейной (осевой подвод) или
криволинейной (коленный подвод) осью, которые применяют
при консольном расположении колеса первой ступени, и боковые
полуспиральные или симметричные (кольцевые) подводы, которые
применяют почти во всех типах насосов, где необходим вывод
вала за пределы корпуса (рис. 2.15 и 2.16).
В низконапорных насосах конфигурация подвода имеет осо-
бенно важное значение, так как при увеличении п, структура
потока перед входом в колесо резко влияет на напор, КПД и
кавитационные свойства насоса.
Большое значение имеет экспериментальная отработка под-
водов на аэродинамических стендах для обеспечения равномер-
ного и осесимметричного
распределения параметров
потока в сечении перед
входом в колесо.
Конфузорные подводы
выполняют из условия
обеспечения плавного уве-
личения скорости движе-
ния жидкости (угол
Рис. 2.16. Полуспиральный под-
вод: а — меридианные сечения;
б — сечение подвода в плане
69
Рис. 2.16. Кольцевой подвод: а — ме
ридианные сечения; б — сечение под
вода в плане;
1 — кольцевая камера; 2 — статор (вод»
рев); 3 — ребро
конфузорности 12—15°). При
этом в случае криволинейной
осн желательно иметь воз-
можно больший радиус пово-
рота колена для уменьшения
его коэффициента сопротивле-'
осесимметрнчностн потока в его вы-
вия (1.28) и обеспечения
ходком сечении.
Боковые полуспиральные подводы проектируются также из
условия обеспечения плавного изменения скорости по сечению
канала. Боковой подвод можно условно разделить на следующие
участки (см. рис. 2.15): конфузор; спиральный участок с сече-
ниями 1—8 до начального сечения 9—10 площадью So и перехода
ный участок. При расчете принимают, что половина потока из
сечения 9—10 непосредственно поступает в рабочее колесо, а
вторая — обтекает вал и равномерно распределяется по окруж**
ности вследствие спиральной формы канала. Соответственно
площади сечений уменьшаются пропорционально центральном^
углу:
Sf == SgTi/lSO”,
(2.24:
где ф| — центральный угол текущего сечения; Se — —
площадь исходного сечения спирали. I
При этом контуры текущих сечений из технологически^
соображений вписываются в контур исходного сечения 8.
Переходный участок расположен от входного патрубка до
начального сечения 9—10, где происходит плавное изменение
скорости от оВх до vi- Скорость во входном патрубке овх < О,8о0
(определяется размерами всасывающего трубопровода, который
выбирают исходя из величины допустимых гидравлических со*-1
противлений).
Боковые симметричные (кольцевые) подводы (рис. 2.16), в от-
личие от полуспиральных, имеют перед конфузором кольцевую
камеру о диаметром D (2,04-2,5) Do. Значительное влияние на
потери в подводе кольцевого типа оказывает положение оси
подводящего патрубка, характеризуемое параметром h (рис. 2.16).
Оптимальным значением является й « 0.
Для обеспечения устойчивого течения в кольцевом подводе
необходима установка ребра и статорных лопаток. В ряде случаев
(например, при расширенном входе РК) ребро и статорные
лопатки в кольцевом подводе устанавливают под некоторым
углом (15—-20°), чтобы обеспечить закрутку потока перед рабочим
60 1
1
рис, 2.17. Спиральный отвод
колесом в сторону вращения.
Указанная закрутка способ-
ствует выравниванию эпюры
скоростей и обеспечению осе-
симметричности потока на
входе в колесо.
Отвод насоса должен обеспе-
чить, наряду с осесимметричн-
ностью потока на выходе из
рабочего колеса, максимально
возможное преобразование ки-
нетической энергии выходя-
щего из колеса потока в энергию давления. Конструктивно
отводы делят на спиральные и лопаточные.
В одноступенчатых центробежных насосах наибольшее рас-
пространение получили спиральные отводы, состоящие из двух
частей: спирального и прямоосного диффузорного каналов
(рис. 2.17). Меридианные сечения спирального канала могут
иметь различную форму (рис. 2.18). Контур проточной части
спирального отвода в плане для обеспечения минимальных потерь
должен совпадать с линиями тока свободного потока, выходящего
из рабочего колеса. Это выдерживается при выполнении в спирали
постоянства момента скорости [25]:
rvu = Rzvua — gHjo — Гс/(2л) = const, (2.25)
где Го — постоянная спирального отвода.
Область спирального отвода ограничена внутренними стен-
ками и контрольной цилиндрической поверхностью радиуса
~ (1,034-1,05)/?8. Из условия сплошности и несжимаемости
жидкости следует, что расход жидкости через сечение спираль-
ного канала пропорционален величине центрального угла &
(рис. 2.17):
Q» = Q#/360°. (2.26)
2.18. Меридианные сечения спирального канала отвода
61
Рис. 2.19. К расчету спирального отвода с произвольной формой меридианных
сечений
В общем случае при произвольной форме меридианных сече-
ний отвода (рис. 2.19) размер внешней границы (радиус R) опре-
деляют с учетом формулы (2.25) из выражения для расхода жид-
кости через рассматриваемое сечение:
Я Я п
в. _ J bv.d, - 4 J А* = Дг„ (2.27)
R« Л. <-1
где Bi = bilrt.
Ширина начального сечения спирали ba = bt + 0,05Dt. Ход
численного интегрирования по формуле (2.27) виден из рис. 2.19.
Расчет ведется в табличной форме (форма 2.4).
Форма 2.4
Порядок расчета сечений спирального отвода
№ rv м bt. м Ь1 В{ — -± 1 ri вср “ 2 Аг, - м AQ, - м*/с «»- м*/с
1
2

• • « /

62
По результатам расчета определяют зависимость = / (Q»),
по которой при расходе через конечное сечение Сзео” = Q находят
внешний радиус спирали. Полученные теоретические контуры
сечений заменяют технологичными. При этом острые углы скруг-
ляют так, чтобы пропускная способность сечений оставалась не-
изменной, сохраняя
FJF у = Гк/гу, (2.28)
где Fx, Fv, гх и rv — площади и радиусы их центров тяжести
у отрезаемых и добавляемых площадок (на рис. 2.19 заштрихо-
ваны).
Наиболее простой формой сечения спирального отвода явля-
ется круговая. Из формулы (2.27) радиус сечения
р = V 2~iT—R» (2.29)
Лоте * •'отв
ЗбОГл 760л£ Ят
Из условия (2.25) видно, что при увеличении среднего радиуса
сечения скорость vu уменьшается. Следовательно, в спиральной
части отвода часть скоростной энергии преобразуется в энергию
давления. Дополнительное преобразование осуществляют в пря-
мом диффузорном участке отвода (см. рис. 2.17). Минимум потерь
напора в нем получают выполняя угол раскрытия диффузора
равным 8—11° при длине, соответствующей увеличению его
живого сечения примерно в два раза.
В многоступенчатых насосах применяют лопаточные отводы
(рис. 2.20), которые выполняют функции отвода жидкости от
рабочего колеса и перевод ее ко входу в колесо следующей сту-
пени. Проточная часть отвода состоит из четырех основных эле-
ментов — спирального, диффузорного, переводного и обратного
каналов.
Спиральный канал с плоскими боковыми стенками, должен
следовать линии тока свободного движения и очерчиваться по
логарифмической спирали [25]:
r = /?8eeteas (2.30)
где а3 — угол наклона линии тока, а8 = const;
tga3 = /(s-£--^, (2-31)
VU*
где — коэффициент стеснения на входе в спиральный канал
(рассчитывается так же, как и коэффициенты Ki и /С2, см. табл. 2.3),
Ks == 1,054-1,2.
Число каналов отвода zo выбирают так, чтобы входное сечение
ДиффузОра было близким к квадратному (о8 аг Ь3). При этом г0
Должно отличаться и не быть кратным гк, чтобы избежать резо-
Иансных явлений в проточной части насоса.
63
я
7J
Рис. 2.20. Лопаточный отвод:
1 — лопатка обратного канала; 2 — лопатка спирального канала; 3 — ДиффуаораыА
канал; 4 — спиральный канал; 5 — обратный канал; 6 — переводной канал
Угол раскрытия стенок диффузора можно принимать: для
каналов с расширением в одной плоскости 10—12°, для каналов
с расширением в обеих плоскостях — 6—8°.
Форму поверхностей переводных каналов выбирают с учетом
обеспечения плавного изменения скорости потока из условий,
что угол входа в этот канал согласован с углом выхода потока
из диффузора, а перед входом в колесо ои1 = 0.
В практике насосостроения получил распространение расчет
спиральной части каналов отводов, причем средняя скорость по
всем сечениям канала принята постоянной. При этом скорость
определяется на основе статистических данных [2]:
n0 = tf0/2£tf, (2.32)
где Кв— опытный коэффициент по графику (рис. 2.21).
Площадь сечений спирального канала
(2.33)
Особое значение имеет правильный выбор площади сечения на
входе в диффузорный канал Гвх (при О — 360°), который опреде-
ляет оптимальный режим работы насоса:
F„ = — =-------. (2.34)
Кроме рассмотренного типа лопаточного отвода применяют
отводы, составленные из двух круговых решеток профилей
(рис. 2 22). Лопатки диффузорной решетки рассчитывают по струй-
I
64 I
Рис. 2.21. Зависимость Ке ~ t (п»)
1
Рис. 2.22. Схема лопаточного отвода,
составленного из двух круговых реше-
ток профилей:
/ — лопатки диффузорной решетки: 2 —
лопатки решетки профиле* обратных кана-
лов
ной теории (см. п. 2.1) на заданное уменьшение момента скоро-
сти Д (Лои) = (0,94-0,95) Rtvui, которое определяют по требуе-
мому габаритному размеру отвода. Дальнейшее снижение цирку-
ляции до нулевого значения осуществляют лопатки обратной
решетки, на выходе которых иногда оставляют остаточный мо-
мент скорости RiVul = (0,01-7-0,03) R^>ua, что может благопри-
ятно сказываться на обтекании входных элементов следующего
колеса.
Расчет обтекания решеток может быть выполнен аналогично
расчету обтекания решеток профилей рабочего колеса (36, 37,
38]. Примеры оформления чертежей элементов проточной части
корпуса насоса приведены в работе (26].
2.4. Работа центробежного насоса на нерасчетных режимах.
Расчет потерь гидравлического торможения
При работе насоса на режимах с подачей Q < (0,64-0,75) QonT
в проточной части возникают противотоки (кольцевые вихри),
вызывающие гидравлическое тор-
можение колеса (рис. 2.23).
В специальных насосах, на-
пример, имеющих перерасширен-
ные размеры входа или выхода,
кольцевые вихри образуются и
при Сопт- Причиной образования
кольцевых вихрей является нару-
шение на нерасчетных режимах
соответствия потока форме эле-
ментов проточной части насоса.
рис. 2.23. Картина потока в проточной ча-
сти насоса на режимах недогрузки:
' — / и П—11 — мерные сечения; 1 — основ-
*°* поток протекания; 2 — кольцевые вмхрм
3 П/р В. А. Зимницкого
65
Потери энергии, связанные с гидравлическим торможением,
как правило, относят к механическим, так как они не ведут непо-
средственно к снижению напора насоса. Величина указанных
потерь определяется суммарным моментом гидравлического тор-
можения, который равен сумме секундных моментов количества
движения кольцевых вихрей на входе и выходе колеса:
Afr. т = AfBX ~|“ Мвых = Р J dF + Р J УтРи? dF, (2-35)1
PF я
вх вых Я
где от и vu — меридианная и окружная составляющие скорости
потока в сечениях на входе и выходе колеса соответственно;
FBX и Гвых — площади сечений на входе и выходе колеса соот-
ветственно.
Предварительное определение мощности гидравлического тор-
можения на входе в РК при наличии перед колесом статорных
радиальных лопаток может быть выполнено по формуле
Nг. т. вх — Л4вхЛ4расч(О, (2.36)
где Мрасч — полный момент ко-
леса на расчетном режиме,
• • РйФрасч^т. расч . Т>
Л1расч = ---—й --------’ Мв* ~
относительное значение момента
гидравлического торможения
на входе в колесо, определя-
ются по графику на рис. 2.24
[15], AfBX = Л4Вх/А1расч-
Для выделения уточненных
значений мощностей Nr. вх —
Рис. 2.24. Относительный момент ги-
дравлического торможения Л1ВХ =
= f (п«) при наличии статора на входе
в РК
Рис. 2.26. К определению мощности
гидравлического торможения: а — на
bv - РК; с — на выходе из РК
ев Мпа и Nr.вых = Л4выхш необходимо с помощью зондиро-
вания потока построить графики распределения составляющих
скорости в мерных сечениях (рис. 2.25). На основе указанных
графиков с учетом формулы (2.35) можно подсчитать:
я»
Nr. т. аж “ —2яр® J vmvur*dr = 2лр® ||; (2.37)
га
Nr. т. вых = 2яршК* J отож db = 2лр7?*(й/1; (2.38)
Nr. Т = Nг. X. вх -|- т. вых»
где Ro — радиус входного отверстия колеса; R — радиус распо-
ложения мерных сечений на выходе колеса; га, Ьл — границы
основного потока, соответственно, на входе и выходе колеса (см.
рис. 2.23).
Интегралы Jx и определяют графическим интегрирова-
нием (см. рис. 2.25).
Снижение КПД от гидравлического торможения характери-
зуется зависимостью
Ъ. , = 1 - NT. JN. (2.39)
Выражение (1.20) для режимов с гидравлическим торможе-
нием колеса может быть приведено к виду [13J:
, pgHQ Н Q N-N^-Nr., ,
1 ~ 1000Я — Ят V N ~
«-£$•(1 - т) (1" -ТГ-) = Т, (2.40)
где ЯМех — ЛГд т + *«. у + Na — механические потери (см.
п. 1.4).
Как видно из рис. 2.23, поток в РК на режимах малых подач
может быть разделен на следующие зоны: основной поток проте-
кания (транзитно следующий через колесо) и кольцевые вихри.
При этом, поскольку передача энергии от колеса протекающему
через насосную ступень потоку жидкости происходит только в зоне
основного потока, теоретический напор колеса следует определять
по параметрам основного потока:
ff = ю — ри>Я1) _ Мк.о. цЮ m
* g pgQ' * \ >
где vutRt и VutRi — осредненные по расходу значения моментов
скорости в зоне основного потока протекания на выходе и входе
колеса соответственно; М*. о.п — момент взаимодействия основ-
ного потока и лопастей колеса.
При нулевой подаче (Q' -* 0) теоретический напор равен
Н = lim °* ***** = °* — vuiRi)o ?2 42)
т,° (г~о PgQ’ g ’ ' ’ ’
з»
67
Здесь в числителе стоит разность моментов скоростей для той
элементарной струйки, через которую следует транзитный поток
при Q' -* 0.
Строгого гидродинамического решения задач по определению
параметров потока на режимах недогрузки в настоящее время
не существует. С некоторым приближением анализ течения вяз-
кой жидкости при малых подачах может быть выполнен на основе
принципа сохранения максимума передачи энергии в сечениях
проточной части гидромашин, которому подчинено движение
в лопастных машинах 115, 18, 19].
2.5. Анализ факторов, определяющих форму
напорной характеристики центробежных насосов
Форму напорной характеристики (рис. 2.26) характеризуют
зоной западания (ОнЦ|4Ь/<?опт). глубиной зоны западания (Яшах —<
Я2)/Япих И КРУТИЗНОЙ (Япах ЯоптУЯодт-
По крутизне напорные характеристики разделяют на пологие
(крутизна менее 1,15) и крутопадающие. Требуемая крутизна
характеристики Н (Q) обычно определяется условиями работы
насоса в системе и способом регулирования подачи (см. п. 5.8).
В ряде случаев необходимо иметь стабильную (непрерывно
падающую) форму напорной характеристики (рис. 2.26, б). На-
сосы, имеющие непрерывно падающую характеристику Н (Q),
гарантированы от помпажа (см. пп. 5.6; 5.7) и могут работать при
параллельном включении в. широком диапазоне подач.
Центробежным насосам с коэффициентом быстроходности nt >J
£> 120 присуща обычно стабильная форма кривой Н (Q). Для
насосов с п, < 100 получение непрерывно падающей характери-
стики сопряжено с рядом трудностей.
Основные рекомендации, способствующие получению стабиль-
ной формы характеристики Н (Q), сводятся к выбору параметров
проточной части рабочего колеса, которое должно иметь возможно
меньшие значения числа лопастей и углов наклона лопасти на
выходе ₽2; удлиненные лопасти (за счет выноса входных кромок
в область входного отверстия колеса); относительно большие
меридианные скорости на выходе из колеса.
Указанные рекомендации обобщает предложенный Г. Ф. Про-
скурой коэффициент нагрузки
Я = »т»/(«» tg ₽j). (2.43)
Крутой непрерывно пада-
ющей характеристике Н (Q)
соответствует значение q 0,3
Рис. 2.26. Форма напорной характе-
ристики ЦБН: а — западающая; б —*
стабильная
й число лопастей колеса хк < 6, а пологой — q «= 0,24-0,3
и /и ~ б-т-8. При q < 0,2 и большем гк напорная характери-
стика имеет западающую форму.
Физической причиной западания кривой Н (Q) является
возникающий на режимах малых подач перед входом в колесо
кольцевой вихрь (см. п. 2.4), который вследствие вязкости жид-
кости сообщает положительную закрутку 1\1 основному потоку,
тем самым уменьшая напор ступени (см. формулу 1.9).
Установка перед входом в колесо неподвижной решетки (ста-
тора) позволяет ликвидировать указанную закрутку. Соответ-
ственно напор ступени растет и западание характеристики Н (Q)
уменьшается или полностью исчезает в зависимости от формы
проточной части.
Необходимо отметить, что при снятии напорной характери-
стики возможны ошибки в вычислении напора ступени на режимах
недогрузки, если напор определяется по давлениям, измеряемым
на периферии входного патрубка вблизи колеса. В этом случае
напор не является действительным, так как из-за влияния коль-
цевого вихря эпюра давления по сечению канала может быть не-
равномерной, т. е. замеряемое давление на стенке канала не
равно среднему значению в его сечении. Для исключения ошибки
при определении напора в случае отсутствия статора на входе
в колесо необходимо производить замер давления на удалении
I 4D0, где, согласно результатам зондирования, влияние вихря
практически не сказывается на характере потока. При наличии
статора измерение давления можно производить перед статором,
где на всех режимах работы ступени эпюры давления достаточно
равномерны.
Кроме вышеизложенного на форму характеристики насоса
существенное влияние оказывает согласование элементов на
выходе РК и отвода. Для получения стабильной формы кри-
вой Н (Q) целесообразно принимать отвод с малым числом диф-
фузорных каналов z0 < 6; угол установки лопаток диффузорных
каналов а, на начальном участке на 2—3° меньше угла, соответ-
ствующего расчетному режиму; входную кромку лопатки закру-
гленной [для уменьшения чувствительности к изменению углов
атаки с толщиной вэ = (0,0254-0,03) DJ; зазор между РК и лопат-
ками отвода из соотношения D3/Ds = 0,974-0,98.
Отношение ba/bt целесообразно выбирать с учетом зависимо-
сти, представленной из рис. 2.27. Лопатки обратных каналов
отвода необходимо максимально приблизить ко входу в колесо.
При этом эффективность воздействия указанных лопаток на поток
значительно возрастает при установке в обратных каналах про-
межуточных лопаток [11J.
Для устранения незначительного западания кривой Н (Q)
могут быть применены следующие способы [31):
1. В многоступенчатых насосах можно применять последние
ступени с более высоким л«.
еэ
/Г'Я
Рис. 2.27. Зависимость стабильности
формы напорной характеристики ЦБН
от отношений D>/Ds и bjb^
’•Я
Л
/1
Рис. 2.28. Способы устранения запа-
дания напорной характеристики БЦН
л
2. В лопастях РК последних ступеней на выходе выполняют
сквозные отверстия (рис. 2.28, а); для колес с п, « 75 оптималь-
ный диаметр расположения отверстий = (0,8-5-0,85) D2, диа-
метр d = 1,5-j-2 мм.
3. Выполняют запиловку рабочей стороны лопасти на выходе
(рис. 2.28, б) под углом 6 == 6-5-8°, что способствует ликвидации
небольшого западания напорной характеристики с одновремен-
ным повышением максимального КПД на 1—1,5 %.
4. Существенно улучшает форму кривой Н (Q) косая подрезка
лопастей РК в меридианном сечении с уклоном в сторону основ-
ного диска (рис. 2.28, в). В этом случае на режимах малых подач
вследствие наличия кольцевого вихря часть кромки лопасти со
стороны основного диска работает подобно лопасти вихревого
насоса и вследствие этого напор на указанных режимах увели-
чивается. При подачах, близких к расчетной, напор, наоборот,
снижается вследствие уменьшения среднего наружного диаметра
РК.
2.6. Определение числа ступеней
и приближенное построение характеристик насосов
Определение оптимальных частот вращения п и числа сту-
пеней i насоса производится из условия обеспечения требуемых
энергетических и кавитационных качеств насоса на расчетном
режиме (Q = Qpacw)* При этом в выбранном диапазоне измене-
ния i и п для каждого сочетания их значений выполняется расчет
по определению коэффициента быстроходности п, и требуемого
70
Форма 2.5
К определению числа ступеней насоса
Рис. 2.29. Приближенное построение
относительной характеристики Н (Q)
критического кавитационного коэффициента быстроходности сту-
пени Сир (форма 2.5). По полученным в форме 2.5 данным с ис-
пользованием зависимости nt = f (я) (см. рис. 1.4) выбирается
вариант ступени с коэффициентом быстроходности, при котором
обеспечивается требуемый КПД насоса. Оптимальный вариант
ступени должен иметь достижимый при предполагаемом конструк-
тивном исполнении насоса уровень кавитационного коэффициента
быстроходности Сир. Кроме того, должно быть обеспечено выпол-
нение требований по жесткости ротора насоса, что проверяется
после определения основных размеров колеса (см. табл. 2.2)
и ротора в целом.
Теоретическое построение характеристики ступени насоса
по заданным размерам проточной части представляет большую
сложность. В связи с этим, как правило, строят приближенную
относительную характеристику по расчетному направлению ка-
сательной в точке оптимального значения КПД и по точке при
Q = 0, полученной по данным испытаний для аналогичной сту-
пени с таким же значением коэффициента быстроходности п(.
Рассмотрим (рис. 2.29) относительную характеристику Н (Q).
Вблизи расчетного режима с достаточной степенью точности отно-
сительный напор ступени может быть определен с учетом фор-
мулы (2.13) из выражения
77_____Н______1___________ц2 ( 1_______Pmi Цпа расч \____
йрасч г 1+Р <Г^расч \ ит» расч **а И? Ра /
<2.44)
„ __ ^тарасч
Где Ярасч — напор на расчетном режиме; драСч = tg >
Q = — Q
расч Орасч
71
Учитывая, что вблизи рас-
четного режима т]г и р практи-
чески постоянны, из уравнения
(2.44) имеем
^ = tgY„ = -ni.r2_x|
И?
Х верхом ^Р*е” ‘4
где чн — угол наклона каса-
Ржс. 2.30. Приближенное построение тельной в точке оптимального
относительной характеристики N (Q) значения КПД (на расчетном
режиме).
Выражая Ярасм по уравнению (2.13) через <7расч, получим
1? Ун — —?р»сч/(1 7расч)-
(2-46)
Принимая при Q = 0 значение напора Яо равным получен-
ному для аналогичной ступени-прототипа с таким же п„ строим
приближенную характеристику Н (Q) так, чтобы она проходила
через точки (0; Ао) и (1; 1) и имела касательную в расчет-
ной точке с углом (см. рис. 2.29).
Наилучшие результаты построения получают, если пара-
метр <7раеа, определяющий крутизну характеристики, будет оди-
наковым у проектируемой ступени и ступени-прототипа.
Аналогично строится приближенная относительная характер
ристика N (Q), для которой (рис. 2.30) угол наклона касательной
определяется из выражения (25 ]:
Характеристика т] (Q) при наличии зависимостей Н (Q) 1и
N (Q) легко определяется вычислением по точкам. При необхо-
димости более точного определения характеристики Н (Q) вновь
проектируемого ЦБН могут быть использованы рекомендации
работы [в].
2.7. Способы пересчета характеристик
центробежных насосов
Пересчет характеристик ЦБН при моделировании проточной
части и изменении частоты вращения производится по уравне-
ниям подобия (1.16) — (1.18).
При немодельных изменениях элементов ПЧ насосов приме-
няют следующие приближенные зависимости:
при подрезке диаметра РК Dt на 10—15 %:
72
(2-49)
при изменении ширины канала Ь3 на выходе РК:
Qi __ / ^a.i . Ht __ / d8t л \ . 1 .
Q1 \ ^1. 1 / * X &з, 1 / П1 X 1 /
при подрезке диаметра РК в случае малых радиальных зазо-
ров между РК и ЛО (D3/Da < 1,03):
Qi ’ k 1 ) ’ Я1 ~ к D,. 1 ) ’ ’Ь ~ (2.50)
при косой подрезке РК (см. рис. 1.28, в):
Qs __ ^2 ~Н ^2 . _ / ^2 4~ V . П TJ
'57“’ 2Dt ’ Нг “ \ 2D, / ’ 1,8 ~
(2.51)
Для обеспечения смещения оптимального режима работы насо-
са в сторону увеличения или уменьшения подачи на 5—15 %
выполняют соответственно расширение или заужение сечения на
входе в диффузорный канал отвода. При этом площадь указан-
ного сечения F3 должна меняться в соответствии с формулой
(2.34).
Пересчет характеристик в этом случае в первом приближении
может быть выполнен по формулам:
/Z*1V/4. Н - И / « W4
Qi \/Ч1/ ’ а“ 4^.1/
расч Г ।_______/ 1 \3у/*
1 <71 расч L X F3, 1 / J
(2.52)
где Я1расч и <71расч — напор и коэффициент нагрузки на расчет-
ном режиме для исходного варианта насоса соответственно (<7ipac4
определяется из формулы (2.46) по фактическому значению
угла ун).
Пересчет характеристик насоса при изменении вязкости и
плотности рабочей жидкости производится по зависимостям,
приведенным в п. 1.7.
2.8. Расчет сил,
действующих на ротор центробежного насоса,
и способы их уравновешивания
Ротор насоса в общем случае представляет собой сложный
Узел, состоящий из вала с расположенными на нем РК, элементами
Уплотнений, разгрузочных устройств и др.
Величина и направление гидродинамических сил, действу-
ющих на ротор, определяются характером движения жидкости
в проточной части (подводе, РК, отводе) и во вспомогательных
тРактах лопастной гидромашины (боковых пазухах между ди-
сками РК и корпусом насоса, щелях уплотнений и др.).
На РК действуют массовые и поверхностные силы. Первые
складываются из сил веса и инерции. Для исключения воздей-
ствия этих сил на вал насоса в случае внецентренного располо-
73
z
Рис. 2.31. Распределение давлений на поверхностях дисков рабочего колеса:
а — геометрические размеры колеса; б — распределение давлений по дискам
Я
жения их равнодействующих при изготовлении насоса выполняют
статическую и (при частотах вращения ротора, больших 1500—
2000 об/мин) динамическую балансировку. Она обеспечивает
выведение указанных сил на ось вращения. Поверхностные силы
вызваны воздействием потока жидкости на внешнюю и внутреннюю
поверхности РК. Равнодействующая сил, приложенных к каж-
дому РК насоса, может быть разложена на осевую и радиальную
составляющие.
Осевая сила. При закрытом исполнении РК и одностороннем
входе жидкости в него выражение для осевой силы Рг имеет вид
Л = + Рл + Ра + Ра, (2.53)
где Рл и Рл — силы давления на наружные и внутренние поверх-
ности РК соответственно, Рга — сила давления на входе в РК,
Рц — силы, действующие на поверхности буртов и уплотнений
на РК.
Сила Ра вызвана различием в эпюрах распределения давлен ий
на наружных поверхностях основного и покрывающего дисков
(рис. 2.31). Сложность ее надежного аналитического определения,
связанная с учетом характера течений жидкости в боковых пазу-
хах РК, привела к широкому применению в практике насосо-
строения упрощенной методики, предложенной А. А. Ломаки-
ным [25] для двух предельных случаев: 1) нормальной работы
уплотнений; 2) аварийного износа их. В первом случае приняты
следующие основные допущения: жидкость с обеих сторон PH
вращается с одинаковой угловой скоростью, равной половине
угловой скорости вращения колеса (®ж = <о/2), а радиальные
74
протечки через пазухи пренебрежимо малы. Для определения
р рекомендована формула
Рл = ~ W(4i~42) Яр— -g-
(2-54)
Во втором случае принято, что слева от РК (рис. 2.31) жид-
кость движется по закону vur — const, а справа — по-прежнему
со скоростью <о/2. Для дополнительной силы Р#, вызванной пере-
распределением давлений на наружных дисках, получено выра-
жение
Р« - -nogи - 4,) 4 1П + .
« \*2 —»у| fyi «2 /
(2.55)
Знак минус в формулах (2.54) и (2.55) означает, что обе соста-
вляющие осевой силы направлены в сторону всасывания РК
(см. рис. 2.31) против положительного направления оси г. При
аварийном износе переднего уплотнения в формулу (2.53) добав-
ляется член Р1\.
Составляющая Рл найдена А. А. Ломакиным из уравнения
количества движения:
—Рл = PQ (бц — »й). (2-56)
где и — средние значения осевой составляющей абсолют-
ной скорости на выходе из РК и при входе в него.
Для насосов с радиальным выходом бй = 0 и тогда
=pQ ол = рФо- (2.57)
Сила Ра направлена в ту же сторону, что и скорость v, поэтому
положительна.
Составляющие и Ри положительны и равны [3]:
Р& — о, (2.58)
Р«4 = Рвх^ (41 — (2.59)
где r0 = Dq/2 — внутренний радиус покрывающего диска на входе
в РК. Как правило, составляющие Р^ и Рц малы по сравне-
нию с Pzlt поэтому результирующая сила Pt в рабочей зоне ха-
рактеристики Н (Q) всегда направлена в сторону всасывания.
А. С. Байбиковым и В. К. Караханьяном предложена [3] методика расчета
Распределения скоростей и давлений в пазухах и составляющей осевой силы от
Давлений на наружные поверхности РК (Pzi)- Сила PZ1 определяется как алге-
браическая сумма сил давления на наружную сторону основного и покры-
вающего PJ| дисков: РА = Pjj + PJp Общая осевая сила
= ^1 + ^1+^ + ^ + ^4- (2-60)
76
Силе направлена а сторону всасывания, остальные — в противоподо^
кую. При отсутствии протечки иля ее малой величине F^i определяется по фор*
муле
- (р«2л (г| — Л2)а 8 2 \
-----——------+ дру2 (г| #^2) J (2 л ц
при заданном давлении на радиусе гу1 или по формуле
Р.И,
если известны давления на цилиндрических границах пазухи. Обозначения
в формулах (2.61) и (2.62) соответствуют рис. 2.31, aS — отношение угловых
скоростей РК и ядра потока в пазухе, вращающегося по закону твердого тела.
Рекомендации по определению S имеются в работе [3]. Достоинством методики
является возможность определения РХ1 с учетом радиальной протечки через
пазухи или без нее. Методика не учитывает влияния потерь на трение жидкости
о внутреннюю цилиндрическую стенку. Для компенсации этого авторы пред*
лагают считать неизменным градиент давления вблизи внутренней границы
пазухи (при радиальной протечке к оси вращения). Методика проверена экспе*
рнментально при различных значениях протечек, ее авторы указывают на сни*
жение погрешности вычислений составляющей Рг1 и суммарной осевой силы Рг
по сравнению с упрощенной методикой. В работе (3) приведена программа рас*
чета на ЭВМ, позволяющая рассчитывать распределение скоростей и давлений
жидкости по радиусу в пазухе между вращающимися с разными угловыми ско-
ростями дисками (в частности, между вращающимся и неподвижным) при про-
течке, отличной от нуля, а также осевую силу и коэффициент момента трения
вращающегося диска. Учет протечки наиболее важен в насосах малой быстро-
ходности, так как суммарная сила Рх, вызванная ее влиянием, может превосхо-
дить в несколько раз силу, подсчитанную без учета протечки.
Осевая сила в открытых (без покрывающего диска) РК равна
Л = PS| + Р« + Рй + Рй. (2.63)
Силы Рц и PtS рассчитываются так же, как для закрытого
рабочего колеса, сила Р,| — по формулам (2.61) и (2.62), если про-
течки отсутствуют или малы. Сила Р”\ в этом случае является
равнодействующей сил давления жидкости с внутренней стороны
основного диска и приближенно (при линейном законе измене-
ния давления по радиусу) равна (3J:
Рм = -у п ((р.хг2 - p2r„) + (р^ _ р„4)). (2.64)
Все приведенные выше зависимости для определения ОС
относились к расчетному режиму работы ЦБН. Как показывают
экспериментальные исследования, при эксплуатации насоса на
режимах, отличных от расчетного, возникают силы Рх, значи-
тельно большие, чем характерные для Qpacw. Сложный характер
течения жидкости на нерасчетных режимах (в проточной части
насоса и во вспомогательных трактах) затрудняет создание мето-
дик расчета ОС для них. Укажем две работы [7, 41], в которых
осевая сила определяется с учетом режима работы. В первой и3
них для ЦБН со спиральным отводом предложены отдельные
76
Рнс. 2.ЗЯ* Схемы уравновешивания осевого усилия в одноступенчатых насосах
при помощи симметричных уплотнений (а) и ребер (б)
формулы для нахождения силы Рг в двух зонах: Q < (0,7 4-0,8)QonT
и Q >40,74-0,8) QonT. Они получили экспериментальное под-
| fl тверждение на одноступенчатых насосах в диапазоне быстроход-
В ностей^п, — 1204-240. Во второй изложена методика расчета
осевой силы в многоступенчатых насосах. В дополнение к ме-
j 1 тодике А. А. Ломакина (24 ] в ней введен учет влияния измене-
ния начальной окружной скорости жидкости на входе в боковую
1 пазуху со стороны покрывающего диска, а также учет влияния
протечек через уплотнение между ступенями. В расчетную фор-
мулу для Pt входят коэффициенты, определяемые по номограм-
мам (44). Экспериментальная проверка формулы выполнена в ла-
бораторных и промышленных условиях. Расхождения между
4 расчетными и опытными значениями силы не превышали 10 %.
Осевые силы в ЦБН достигают больших значений, поэтому
принимаются меры по их снижению.
В одноступенчатых насосах для уравновешивания ОС исполь-
зуют РК с двусторонним подводом жидкости: симметричные
уплотнения по обеим сторонам РК (рис. 2.32, а), выполненные на
одном диаметре; ребра на наружной стороне основного диска
колеса (рис. 2.32, б).
Первый способ не приводит к полному уравновешиванию ОС
из-за неравенства зазоров в уплотнениях, ширины боковых пазух
и Других технологических отклонений, а также неодинакового
износа . деталей насосов.
Второй способ обычно дополняют выравниванием давлений
в полостях А и Б, сообщаемых между собой отверстиями в основ-
ном диске или разгрузочной трубкой (рис. 2.32, а). Ось отверстий
в Диск? рекомендуется располагать наклонно (не параллельно
оси насоса), чтобы выходящий из них поток больше соответство-
ал по, направлению основному. Это позволяет уменьшить сни-
ение 1(ПД и повысить всасывающую способность насоса. Сум-
арная площадь отверстий или внутреннего сечения трубки дол-
на быть в 4—5 раз больше площади уплотняющего зазора (30).
°лное уравновешивание ОС не обеспечивается.
Рис. 2.33. Схемы уравновешивания осевых сил в многоступенчатых насосах:
а — разгрузочный барабан; б — гидравлическая пята
Третий способ приводит к снижению давлений на наружной
стороне диска. Ребра выполняют открытыми, закрытыми и ком-
бинированными. В первом и третьем случаях они радиальные,
во втором — могут быть профилированными. Их число обычно
равно четырем—шести, а высота — 4—7 мм.
При установке открытых ребер суммарная ОС уменьшается
на величину (331: Я
ДЛ = 4 «р (4. - ^р) , (2.65)
где г»р и г1р — максимальный и минимальный радиусы ребер
соответственно.
Для полного уравновешивания необходимо обеспечить равен-
ство ДРХ = Pt, из которого можно определить размеры ребер.
Данный способ требует дополнительных затрат мощности^ и
приводит к снижению КПД насоса.
Осевая сила может быть уменьшена при уменьшении ширины
пазухи S8 и увеличении Sx (см. рис. 2.31). Неуравновешенная
часть ОС воспринимается упорным подшипником.
В многоступенчатых насосах для уравновешивания ОС при-
меняют следующие способы: симметричное расположение рабочих
колес — всасывающими сторонами в противоположные стороны;
установку разгрузочного барабана (поршня) (рис. 2.33, а); уста-
новку гидравлической пяты (рис. 2.33, б).
По первому способу полного уравновешивания ОС обычно’не
удается получить по причинам, указанным выше для одноступен-
чатых колес с двусторонним входом. Применяют несколько кон-
структивных схем [30 J, имеющих преимущества и недостатки
в сравнении друг с другом по условиям работы уплотнений и тех-
нологии изготовления корпуса насоса. Упорный подшипник
рассчитывают на случай аварийного износа уплотнений РК>
имеющих одинаковое расположение входных отверстий.
78
>Я
При одностороннем расположении РК используют второй и
третий способы или их сочетание (комбинированное уравновеши-
вающее устройство). Разгрузочный барабан 1 образует удлинен-
ное цилиндрическое уплотнение, расположенное между РК по-
следней ступени 2 и разгрузочной камерой, соединенной со вхо-
дом в насос. Благодаря этому создается давление ря, большее ро,
и возникает усилие на барабане РхС, противоположное по направ-
лению осевому. Барабан выполняет две функции: уравновешива-
ния ОС и снижения давления перед концевым уплотнением на
напорной стороне насоса. Уравновешивающая сила, возника-
ющая на барабане, равна (рис. 2.33, а)
Р»б = v (4 - 4) Р» - -j- - 4т) Ро- (2.66)
При соответствующем выборе размеров барабана ОС может
быть уравновешена полностью, но только на одном режиме,
обычно расчетном. Это объясняется тем, что уравновешивающая
сила на барабане не зависит от перемещения ротора. Неуравно-
вешенная ОС передается на упорный подшипник.
Гидравлическая пята выполняет те же функции, что и бара-
бан, и имеет в качестве основных элементов (рис. 2.33, б) вра-
щающийся вместе с ротором насоса разгрузочный диск 1 и две
щели: цилиндрическую с постоянным гидравлическим сопротивле-
нием и торцевую, сопротивление которой зависит от зазора бт
между диском и статорной частью насоса. Полость Б за диском
сообщается трубкой со входом в насос. Торцевый зазор обычно
выполняется радиальным или коническим, реже — специальным
щелевым (золотниковым). Уравновешивающая сила, возника-
ющая на работающей гидропяте Рга, будет переменной, опреде-
ляемой значением бт.
Гидропята является системой автоматического регулирова-
ния. При изменении режима работы насоса и отклонении ротора
влево или вправо от положения равновесия (под действием выну-
ждающей силы ДРг) меняется перепад давления в торцевой щели
и на диске появляется регулирующее воздействие — дополнитель-
ная сила, по знаку противоположная отклонению. Через неко-
торое время, определяемое динамическими свойствами системы,
она придет в новое равновесное состояние (при другом значении 6Т
и равенстве Рг = Р2П). Следовательно, для данного уравновеши-
вающего устройства необходимо рассчитывать не только статиче-
ские, но и динамические характеристики. Первые из них пред-
ставляют собой зависимость осевой силы Рг от торцевого зазора бт.
При проектировании гидропяты стремятся получить необхо-
димое Pza при минимальных объемных потерях. Однако прихо-
дится учитывать два обстоятельства: при удлинении цилиндри-
ческой щели растут осевые размеры насоса, а уменьшение торце-
вого зазора ограничивается опасностью контактов рабочих
Воверхностей диска 1 и подушки 3 (рис. 2.33, б) и появления
79
а)
в)
Рис. 2.34. Геометрия спиральных от-
водов различных типов: а — спираль-
ный; б — двухзаходный спиральный;
в — комбинированный; г — кольцевой
(безлопаточный диффузор)
у
задиров. Эти противоречивые
требования удается удовлетво-
рить при достаточной крутизне
статической х ар актер истики :
значительные колебания силы I
Рх вызывают малые смещения
ротора и малые изменения за-
зора бт. Количественная оценка
наклона характеристики проводится по значению коэффициента
устойчивости 0, равного 0 = Дрт/Др, где Дрт — перепад давле-
ния в торцевой щели; Др — полный перепад давления в системе
разгрузки ОС. Рекомендуется (291 принимать значения 0 в диа-
пазоне 0 = 0,34-0,5; предельные значения 0 = 0,24-0,8.
В ряде случаев для предотвращения задиров в процессе пуска
и остановки насоса на валу (за гидропятой) устанавливают упру-
гий элемент, отжимающий ротор в сторону нагнетания.
Разработаны методики расчета гидропят, в том числе с исполь-
зованием номограмм [25, 29, 41, 42, 451. Анализ динамики ги-
дравлической пяты [281, выполненный при допущениях, что
ротор — жесткий, а его движение — одномерное осевое, показал,!
что самым простым способом повышения устойчивости работы
гидропяты является уменьшение объема ее камеры (путем умень-
шения осевого размера). При низких модулях упругости рабо-
чей жидкости рекомендуется введение дополнительного упругого
элемента.
Цилиндрический зазор у барабана и гидропяты одинаков
и равен бц =» 0,24-0,4 мм, а торцевой — у гидропяты бт =
0,084-0,25 мм (см. п. 9.1), поэтому ее преимуществом наряду
с самоустанавливаемостью является уменьшение объемных потерь.
Радиальная сила. Она может быть вызвана причинами как ме-
ханического, так и гидравлического характера. Гидродинамиче-
ская радиальная сила (PC) Рг возникает вследствие окружной
неравномерности параметров потока на всасывающей и напорной
сторонах РК, причем последние играют определяющую роль.
На распределение скоростей и давлений жидкости на выходе
из РК значительное влияние оказывают тип отвода (рис. 2.34) I
и геометрия его элементов, поэтому вначале дадим характери-
стику насосов со спиральным отводом.
Согласование параметров потока, выходящего из РК, с пото-
ком в спиральном отводе удается обеспечить только на расчетном
(оптимальном) режиме. При расходах Q < Qpacw сечения отвода
оказываются перерасширенными и он работает как диффузор-
4<я
80
ряс. 2.35. Изменение ради*
аЛЬных сил в спиральных
центробежных насосах в за-
висимости от быстроход-
ности
Давление по длине от-
вода возрастает, стано-
вясь максимальным
к выходу из спираль-
ной части. Это нару-
шает осевую симметрию
потока и вызывает воз-
никновение PC, направ-
ленной в сторону ма-
лых сечений спираль-
ного отвода. На режи-
мах перегрузки Q >
> Qpacw его сечения
станут зауженными
(конфузорными), дав-
ление по длине отвода
падает и сила будет
чений.
направлена в сторону его больших се-
Нестационарность потока в проточной части насосов вызывает
пульсации скоростей и давлений, а следовательно, и радиальной
силы. Она может быть разделена на статическую (осредненную
по времени) и динамическую составляющие. Для всех типов
отводов PC зависит от быстроходности и режима работы насоса.
На рис. 2.35 приведены графики статических составляющих PC,
полученные во ВНИИгидромаше для центробежных насосов со
спиральным отводом быстроходностью л, = 604-300 [30]. При
изменении значений относительной подачи Q/QOTVt от нулевого
До равного 1,25—1,75 направление действия PC при одинаковых
значениях Q/Qowr слабо меняется для всех быстроходностей,
кроме низкой (п9 аг 60). Это связано с тем, что изменение режима
работы насосов с различными ns оказывает качественно одинако-
вое влияние на эпюру распределения скоростей и давлений по
наружной окружности центробежного РК- На рис. 2.36 для
насоса с п9 = 120 показаны подобные эпюры при изменении
Q/QonT от значения, равного 0,44, до 1,56. Радиальная сила,
вызываемая окружной неравномерностью статических давлений,
составляет около 60—70 % статической составляющей PC. На
Рис. 2.37 штрихпунктирной линией показаны зависимости вели-
чины и направления действия PC от подачи Q, характерные для
Центробежных насосов со спиральным отводом. Из их рассмо-
трения видно, что максимальная сила возникает при Q = 0,
а минимальная — в расчетной точке (в оптимуме). То, что сила
81
1
и vm по наружной окружности центро-
бежного рабочего колеса быстроход-
ностью п8 = 120; относительные по-
дачи:
Рис. 2.37. Влияние типа отвода *на
радиальную силу и направление 1 ее
действия для центробежного насоса
с п8 = 240: 1
—--------------------------- спиральный от-
вод; комбинированный отвод:
-------— двухзаходный спиральный от-
вод---I
— Х-Х- _ Q/Qom = 0.44;
----0,75; — . —.---------1,06;
-------1,31;-----------1,56
не равна нулю при Q = QpaC4, объясняется, в основном, различ-
ными гидравлическими потерями по окружности отвода и влия-
нием его зуба.
Общие выражения для радиальной силы впервые были даны А. А. Ломаки*
ным [25J в виде проекций главного вектора сил, действующих на наружную
поверхность РК:
р‘х = I Р COS (л, х) dF;
Fn
Pary = j р cos (л?у) dF
fh
и на внутреннюю:
—Р** = j pvnv cos (nfx) dF — J ponv cos (nfx) dF;
F, Ft
рЛа== j P°nt’cos (Cy) dF— ( pvnv cos (thy) dF,
Ft Ft
(2.67)
ill
(2.68J
1
rflfi P — Давление; л — нормаль к элементу поверхности; и Fa — площади
поверхностей сечений потока жидкости на входе и выходе иа РК; п и оп — абсо-
лютная скорость и ее составляющая по нормали к элементу dF.
Составляющие PC будут равны:
р в/>н . пВВ
ггу гу ' гу ,
а их равнодействующая
Р,-О?.+?У'Я.
(2.69)
(2.70)
Направление действия силы определится углом <р
tg <р =» рТу/Ртх. (2.71)
Сложный пространственный характер потока в проточной
части насоса и влияние вязкости жидкости делают пока затруд-
нительным прямое использование для расчета PC зависимостей
(2.67) и (2.68), так как требуют знания распределения мгновенных
(полных) давлений и скоростей. Применяют различные упро-
щения. Во-первых, расчетом определяют только статическую
составляющую силы, во-вторых, опираясь на данные эксперимента,
принимают приближенные эпюры распределения статических
параметров.
Указанные выше трудности вызвали широкое применение
для приближенного определения радиальной силы в центробеж-
ных насосах со спиральным отводом формулы [46]:
Рг — ^рг(1 — (Q/Qont)2)
(2.72)
где Рг — радиальная сила в насосе; kp — безразмерный коэф-
фициент радиальной силы; Q — текущее значение подачи; Ь2д —
ширина РК на выходе, включающая в себя и толщину его ди-
сков, м.
Коэффициент kp является функцией коэффициента быстро-
ходности и режима работы насоса. На рис. 2.38 приведены соот-
ветствующие графики из работ [32 и 46]. Значительные рас-
хождения между ними являются следствием различий в подходе
к проектированию РК и спирального отвода.
Существенное влияние на величину и направление PC оказы-
вают [1] размеры боковых пазух РК (Si и Sa на рис. 2.31). Их
увеличение приводит к снижению PC, так как выравнивается ста-
тическое давление по окружности РК- Кроме того, по мере уве-
личения ширины пазух подача, при которой сила минимальна,
сдвигается влево от Q = Qpac,. Влияние пазух необходимо учи-
тывать при экспериментальных исследованиях и при пересчете
Результатов модельных испытаний на натурные условия.
При подрезке РК по выходному диаметру D2 (на 10—15 %)
Радиальная сила изменяется пропорционально D2, а соответству-
ющая ей подача Q — пропорционально Da.
83
Рис. 2.38. Зависимости от коэффициента быстроходности спиральных насосов ns:
а—коэффициента радиальной силы kp (п, = 40-i-200); Q/Qpac, — относи
тельный расход; б — коэффициента kpr и направления силы <р (л* = 1204-3001
--------» ”Р" 0 < QontS-------------— Лр, и q> при Q > QonT
На радиальную силу и характеристики насоса заметно влияют
площадь и форма зуба спирального отвода. При возникновении
кавитации в районе зуба отвода резко возрастает сила, направлен-
ная в эту сторону.
Методики расчета статической составляющей радиальной силы!
в насосах со спиральным отводом, учитывающие режим работьд
и геометрию отвода, изложены в работах [9, 321, приближенный
способ — в работе 116].
Динамические составляющие силы, их амплитуды и частоты *
определяют экспериментальным путем: на основе замера мгновен-
ных значений радиальной силы за выбранный промежуток вре-
мени и последующего статистического анализа. В качестве основ-
ных частот отмечены: оборотная /Об = п/60, лопастная /яоп — 2рк/Об
и случайная составляющие. Амплитуда составляющей оборот-
ной частоты растет при увеличении подачи, а также с развитием
кавитационных явлений. Составляющая лопастной частоты на-
блюдается во всем диапазоне подач. Амплитуда случайных соста-
вляющих резко увеличивается при малых подачах. В режимах *
нулевой подачи и противотока (см. п. 5.3) имеет место враща-
ющийся отрыв потока [181. Мгновенное максимальное значение!
радиальной силы может в полтора раза превосходить статиче-
скую составляющую. Как следствие рекомендуется при расчете]
принимать значение силы, увеличенное в 1,2—1,5 раза по сравне-
нию с полученным расчетным путем значением ее статической]
составляющей.
В насосах с кольцевыми отводами, выполненными в виде
цилиндрической камеры, примыкающей к РК, максимальная РС1
возникает на режимах, близких к оптимальному. Приближенно
силу можно рассчитать по выражению
Рг - kPf (Q/Qo„) pgHD^. (2.73)
При Q > 0,5Qowr она направлена к центру под углом <р « 40°
(301. если отсчет его ведется от направления, перпендикулярного
К осн диффузора (см. рис. 2.35). С уменьшением подачи умень-
шается и угол ф. Экспериментально проверенная методика рас-
чета PC в насосах с обычными кольцевыми и кольцевыми комбини-
рованными (с направляющим аппаратом) отводами приведена
в работе (49].
Значительные и нестационарные PC, действующие на РК,
затрудняют обеспечение надежной работы опорных узлов вала
н вызывают вибрации насоса. Для гидравлического уравновеши-
вания PC в многоступенчатых насосах со спиральным отводом
может быть использована двухотводная спираль на каждом РК,
когда каждый отвод смещен относительно другого на 180°. В круп-
ных одноступенчатых насосах применяется двухзаходный спи-
ральный отвод (см. рис. 2.34, б), но он не обеспечивает полного
уравновешивания силы. Из рис. 2.37, где штриховой линией по-
казано изменение силы для данного исполнения насоса, видно,
что Рт « 0 лишь при Q = l/2QonT (QonT = 0,16 м’/с). В много-
ступенчатых насосах используется неполное уравновешивание
PC путем поворота отводов соседних РК на 180° относительно
друг друга.
Заметное снижение величин радиальных сил достигается
(сплошная линия на рис. 2.37) установкой комбинированного
спирального отвода (рис. 2.34, в), когда между РК и спиральным
отводом расположен направляющий аппарат. Методика расчета
PC в насосах с такими отводами изложена в работе [7 ]. Введение
между РК и спиральным отводом безлопаточного диффузора
(рис. 2.34, г) значительной радиальной протяженности (с соот-
ношением внешнего и внутреннего диаметров диффузора, рав-
ным 1,3—1,4), также снижает PC.
Для снижения уровня вибраций и звука центробежных насо-
сов рекомендуется 120] обеспечивать осевую симметрию потока
на входе в насос на всех режимах по подаче; применять взаимно
простые числа лопастей РК — zpk и лопаток ЛО — гл о! разво-
рачивать лопаточные отводы в ступенях насосов друг относительно
Друга. На ротор насоса действуют также силы, возникающие при
Движении жидкости в щелевых уплотнениях колеса и насоса.
Они слагаются из гидростатических, вызванных наличием осе-
вого перепада давления в уплотнении, и гидродинамических,
связанных с вращением вала. Силы в уплотнениях влияют не
только на изгибную жесткость вала, но и на его динамическую
Устойчивость. Наличие таких сил впервые было установлено
А- А. Ломакиным. Задача вычисления сил в уплотнениях была
Решена им для определения динамических характеристик роторов
Многоступенчатых насосов. Сила, возникающая в уплотнении,
Рассчитывалась по формуле
Р. = - (Л - Л) -g-яАер» (Jj- - (2.74)

где рх и р, — давление на входе и выходе из щели соответственно;
г — радиус уплотнения по ротору; I — длина щели; Ло — радиаль-
ный зазор для концентрической щели; X — коэффициент сопро.
тивления трения; в — относительный эксцентриситет, е = е//1Л-
(V \—1/2
/
Знак минус в выражении (2.74) показывает, что сила в уплот-
нении действует в сторону уменьшения эксцентриситета, вызы-
ваемого радиальной силой. При таком направлении сил Pt уплот-
нения могут рассматриваться как дополнительные промежу.
точные опоры вала, способствующие снижению уровня его ви-
браций.
В многощелевых уплотнениях РК (см. рис. 1.11, в) направле-
ния гидростатических сил определяются радиусом расположе-
ния уплотнений и противоположны по знаку силам в соседних
щелях. Это может привести к изменению направления действия
суммарной силы Pt в уплотнении и, как следствие, к повышению
вибраций вала [22, 28].
Изучению сил, действующих в уплотнениях, в последние годы
уделяется значительное внимание, однако окончательного реше-
ния задачи с учетом влияния частоты вращения ротора насоса,
эксцентриситета, конусности и других факторов до настоящего
времени не получено. --И
Я
Глава 3
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ]
ОСЕВЫХ НАСОСОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК
3.1. Характеристики прямой
гидродинамической решетки профилей
В ЛС осевого насоса (рис. 3.1) центр массы жидкости дви-
жется вдоль оси машины. Отсутствие радиального перемещения
жидкости (vr = 0) исключает возможность работы центробеж-
ных сил, и приращение давления происходит исключительно за
счет преобразования кинетической энергии. Принцип работы ОН
основан на использовании диффузорных течений.
Вырежем в области ЛС элементарный цилиндрический слой
(рис. 3.1) и развернем его на плоскость. Следы сечения этим
слоем лопастей РК и лопаток ЛО составят две прямые плоские
бесконечные решетки профилей с основными характеристиками:
формой профилей, шагом решетки t = 2лг/г, углом установки
профилей в решетке а и густотой решетки lit, где I — длина
I
хорды профиля. Решетка РК движется вдоль ее оси со скоростью и.
Яа рис. 3.2 даны совмещенные планы скоростей перед и за решет-
кой РК при ихХ =
Циркуляция скорости вокруг профиля в решетке
Гл = t (vu, — ouX) = tvz (ctg а,—ctg ах) = tvz (ctg px — ctg P,). (3.1)
Основное уравнение работы для ОН
Ht = u (vui - vul)/g, (3.2)
тогда циркуляция скорости
Гл = 2ng//T/(z<o). (3.3)
При обтекании профиля на него со стороны жидкости действует
подъемная сила, которая, согласно теореме Жуковского, равна
(211
Р = М + Р1),/2 = ((ра»««Гл)2 + (рш1ооГл)2),/2 =
= рГл + “£»)‘/2- (3.4)
Наличие сил вязкости в жидкости, обтекающей профиль,
является причиной образования силы лобового сопротивления,
изменяющего план сил, действующих на профиль, как показано
на рис. 3.3. Направление действия равнодействующей силы R
отклоняется от направления, нормального к скорости на беско-
нечности, на угол X, тангенс которого называют обратным каче-
ством профиля. Тогда гидравлический КПД решетки [29]
т)гр = 1 - . У* . (3.5)
,гр U sin (Рто + X) ' 7
Подъемную силу Кр и лобовое сопротивление профиля Хр
можно выразить через соответствующие коэффициенты Су и Сх*
= Сур/ку^/2; (3.6)
Хр = Cxpto2oo/2. (3.7)
Коэффициенты Су и Сх, определенные экспериментально для
типовых профилей в зависимости от значений угла атаки, приве-
дены в работе [1 ]. Эти данные могут быть использованы, если
известен коэффициент L — отношение коэффициентов подъемной
силы для профиля в решетке и для единичного профиля:
Сур = Су (Су Р/Су) = CyL. (3.8)
Проектирование ЛС с использованием коэффициентов Сх
и Су составляет основу так называемого метода подъемных сил.
Методы гидродинамического расчета решеток профилей рассма-
тривают две основные задачи: прямую и обратную. В первой опре-
деляют обтекание заданной решетки профилей, во второй —
геометрию решетки при заданных (требуемых) граничных усло-
виях.
87

3.2. Расчет потерь анергии в осевых насосах
В ОН утечки имеют место в зазоре между торцевыми поверх-
ностями лопастей и камерой рабочего колеса. Этот щелевой поток
оказывает значительное влияние на обтекание периферийного
участка лопастей и изменяет гидравлические качества РК- По-
этому потери, вызванные течением через торцевой зазор, относят
к гидравлическим и условно принимают г]об = 1. Величина вну-
треннего механического КПД T]Mez обусловлена наличием трения
о воду торцевых поверхностей втулки РК и при необходимости
может быть определена способами, указанными в гл. 1. В ОН
Пиех » 0,9854-0,995 при л, = 450-5-2500.
Гидравлические потери в ЛС распределяются между РК
и ЛО пропорционально коэффициенту реакции [29]
1 (3 9)
Обобщенные выражения для относительных потерь в РК
и ЛО [29]: P + _L(±^V
А" “ ят _ 1Р4К0 ’ (31°)
с ЛЛО ЛЛО = fj Г1 y «-«•+ = 1 ’ (3-11) 1 4Ло_ х 1 — р я* Б *
где ctg и ctg находят по осредненным значениям обратного
качества РК и ЛО.
Обычно (см. п. 3.3) Кнопт « 0,254-0,04 при п8 = 4504- 2500,
тогда р = 0,894-0,99 и доля преобразования в ЛО кинетической
энергии в потенциальную (преобразование р = pt^i/2) с ростом
быстроходности насоса падает.
Аналогичное выражение для относительных потерь напора
в подводящем и отводящем каналах корпуса насоса имеет вид [29 ]
^п*0 ~ ПХ ° ~ ^п-пр + £°-пр) 9 (3.12)
гДе Сп.пр и £0.пр — коэффициенты потерь напора, приведенные
к средней скорости жидкости перед РК.
При пл = 450-7-1100 коэффициент подачи KqOht « 0,44-0,5,
при повышенной быстроходности (п8 > 1500) KQOnT « 0,64-1,0.
В последнем случае повышается доля потерь на трение жидкости
0 поверхности камеры РК. Ориентировочное значение этих потерь
^ожно принимать по графику на рис. 3.4, если в гидравлическом
КПД, определяющем Нт, лс = Нлс/х\г, учесть все потери в ЛС,
кроме указанных потерь на трение, т. е. если
лс = u2vu2lg — Д/Л (3.13)
89

Рис. 3.4. Потери на трение жидкости о ка-
меру рабочего колеса
специаль-
Рис. 3.5. Гидравлический КПД и мас-
штабный эффект для осевых насосов
потерь,
Гидравлический КПД
предварительно можно
оценить по формуле (1.22)
или по кривой 1 на рис,
3.5, а по кривой 2 — ожи-
даемое изменение КПД Дц
за счет масштабного |эф.
фекта при переходе от мо-
дельного ОН с D = 0,35 м
к натурному большего
размера. При создании
мощных или
ных насосов, когда нужна
тщательная отработка их
гидравлических качеств,
необходимо выполнить
более подробный анализ
гидравлических
особенно в их РК-
Принято все гидрав-
лические потери в РК
подразделять на профиль-
ные и непрофильные (кон-
цевые) . Профильные мож-
но оценивать, используя
результаты расчета ' об-
текания решеток профи-
лей. К непрофильным от-
носят потери, вызванные
конечностью размаха ло-
пастей. Все концевые по-
тери имеют сложный
вихревой характер, и в настоящее время нет точных методов их
определения в ОН расчетным путем. Обычно их оценивают по
разности экспериментально измеренного т)Р и расчетного т)пр-
Эта разность зависит от быстроходности насоса. Например, у ра-
бочих колес с п, « 9004-1300 она достигает 7—10 %.
Профильные потери количественно могут быть определены по параметрам
пограничного слоя на поверхности профилей. Сила сопротивления (см. Хрна
рис. 3.3) складывается из сопротивления трения (результат трения жидкости о
поверхность профиля) и сопротивления давления. Сопротивление давления
считают вызванным конечностью толщины выходной кромки профиля, а соответ*
ствующие потери называют кромочными.
В пределах толщины пограничного слоя дп выделяют [201 толщину вытес*
нения
рлс. 3.6. К расчету профильных и кро-
мочных потерь
_ толщину потеря импульса
(3.16)
(3.15)
Пря ламинарном пограничном слое
бп « 3d* - 7.W,
оря турбулентном —
6* « 1,46**. (3.17)
Зная величину « бкГнап + бкГвс (рис. 3.6), можно приближенно под-
считать коэффициент сопротивления профиля в решетке
Спр. тр 2 (бк, вап -|- бк?вс)/^>
где а — расстояние между лопастями (см. рис. 3.6).
Более точные результаты дает расчет профильных потерь do методу Лойцян-
ского, согласно которому [20]
(3.18)
h__ в ®2«> ( ®кр \3’2 ^K-нап + ^к. во
**”------т ) tsinb- • (ЗЛ9)
Величину кромочных потерь приближенно можно оценить по рекомен-
дации Г. Ю. Степанова [38]:
Спр. кром 0,186к/а » 0,186к/(/ sinfis), (3.20)
где Ьн/а — относительная толщина выходной кромки (см. рис. 3.6).
Полная величина профильных потерь в решетке
^пр = Спр^Т в (Спр. тр 4" Спр. кром) (3.21)
Профильный КПД решетки
Япр i = 1—^пр </#т ь (3.22)
а профильный КПД колеса
( j^ \ I
^пр I/ ^вт)- (3.23)
^вт ';
Вышеуказанное относится к решеткам профилей при
Ret = (wjft/v «(2 ч- 2,5) 105 (3.24)
и при безотрывном их обтекании.
3.3. Выбор основных конструктивных параметров
лопастных систем
Один и тот же тип насоса (л, = idem), но при разных л и D,
а следовательно, и /Ся и KQ будет иметь различный КПД (3.10)
и (3.11). Оптимальный диаметр РК [29]:
о _ (4 ч- 4.6) jZ-rzL- (3.25)
91
Под диаметром РК понимают наружный диаметр ко.
Тогда внутренний диаметр его камеры
где 6 — радиальный зазор между лопастью и камерой РК. Д
В выражение (3.25) входят две неизвестные величины: л я D.
Их определение выполняется исходя из условия обеспечения
бескавитационной работы насоса. Критическое значение кавита-
ционного коэффициента быстроходности
г 6,62л W
"рС= ДА3/* = (ДА/10)3'* ’
откуда
c^twio)»/2
"De 15,ЗК^3 ’
При работе обычных ОН в оптимальном
'Л
(3.27)
При работе обычных ОН в оптимальном режиме значения
величин, стоящих в правой части уравнения (3.28), как правило,
примерно одинаковы (Скр = 1000, АА/10 = 1 м, Кв = 0,45).
В этом случае
nD « 505. (3.29)
Это значение может быть большим при улучшенных кавита-
ционных свойствах насоса (Сяр > 1000), либо при повышенных
давлениях перед рабочим колесом (ДА > 10). Например, в, на-
сосе ОПЗ Сщ> = 1250 и для этого насоса nD » 630.
Условие (3.29) равнозначно требованию
Ивер = nDn/60 = 0,0525л£) « idem. (3.30)
В обычных ОН Опер = 264-27 м/с. При улучшенных кавита-
ционных свойствах, например, в ОН ОПЗ, иа<9 — 33 м/с. В спе-
циальных ОН с повышенным давлением перед РК Usep достигает
значений 100—ПО м/с.
Допускаемая частота вращения РК по формуле (3.27) равна
дов “ б,6ЭД‘/2Л3'4 ’ ]|
где ДА, — кавитационный запас установки; А — принимаемая
коэффициент запаса.
При Сцр = 1000 и среднем значении А « 1,07
пдоп = 170 ДАу/Q*/2. (3.32)
Выбрав л < Пдоп. диаметр D находят по формуле (3.28).
Для обычных ОН (29]
л. = 6000 (100Кн опт)-082,
втулочное отношение
d » 26,8лГ°,вО3.
(3.31
(3.31
.Ди

рис. 3.7. График для определения минималь-
допустимой густоты диффузорных реше-
ток профилей
При проектировании РК опреде-
ляющим является правильный вы-
бор густоты решеток периферийных
сечений лопастей. Оптимальное зна-
чение
(//Опер = 6,95/C/f опт* (3.35)
При проектировании должно
быть обеспечено безотрывное обте-
кание профилей всех решеток, при этом допустимую густоту
решеток профилей можно определить по графику Хоуэлла
(рис. 3.7), справедливому при автомодельном течении (3.24).
Здесь Др = р2 — 01 — угол поворота потока решеткой, а 02 —
направление относительной скорости за решеткой. Для энерге-
тически оптимального РК густоту периферийной решетки профи-
лей следует выбирать наибольшей из значений, найденных по
рис. 3.7 или формуле (3.35), густоту решетки профилей корне-
вого сечения — по рис. 3.7, промежуточных сечений — из усло-
вия плавности перехода от корня к периферии (с проверкой по
рис. 3.7).
Иногда, особенно при разработке насосов с п, < 7004-800,
предназначенных для эксплуатации и при частичных подачах,
т. е. при Q < Qpacq, густоту решеток лопастей выбирают по
значению Кн при QmIn, а гидродинамический расчет выполняют
При /С/у = К/у расч* ПрИ ЭТОМ (///)пер (//Опер. опт*
Число лопастей РК обычно составляет от 2 до 7, что соответ-
ствует изменению коэффициента быстроходности насоса в преде-
лах от 3000 до 450. Оптимальное число лопастей [29]
Zonr « (0,12 4- 0,15) Гср(сскор-«пер)(//<)ср ; (3,3б)
Апер — Акор
где (///)ср — густота решетки профилей на среднем радиусе,
Равном
(3.37)
На рис. 3.8 дан пример графического определения
Кроме того, выбор числа лопастей связывают с условиями обес-
печения их прочности (см. п. 3.8). Обычно максимальные относи-
тельные толщины профилей:
(dm//)Kop » 0,08 4- 0,10; (dJOnep « 0,015 4- 0,020. (3.38)
Толщина корневого сечения уточняется в конце проектиро-
ания по результатам поверочного расчета прочности. Толщина
93
Рис. 3.8. Графическая Интерполящц
для определения (///)ср
Я
/ периферийного сечения зависит
от технологических условий
изготовления, эксплуатации
транспортировки РК и др^
Следует учитывать, что тол.
щина лопасти (при прочих рав-
ных условиях) может суще,
ственно влиять на кавитаци.
онные свойства- насоса. При необходимости их улучшения умень.
шают толщину лопастей.
Наружный диаметр ПЧ и диаметр втулки принимают такими
же, как и в рабочем колесе. Циркуляция скорости вокруг лопа-
ток ЛО должна быть равна ГРК на тех же радиусах. Число ло-
паток [29]
»рк <*/0ло_______ /3 ogt
0.162KJ 0,242/С^ \ * 'у'
«ло«
но при этом Zjio не должно быть равным или кратным zPK.
Густоту решеток профилей ЛО выбирают по рис. 3.7. Из тех-
нологических соображений высоту лопаток в меридианной пло-
скости часто принимают постоянной и выбирают по наиболее
длинным (корневым) сечениям.
Толщины профилей лопаток принимают, как правило, одина-
ковыми для всех сечений и минимально возможными по,>тех-
нологическим соображениям.
Радиальный зазор между лопастями и камерой РК обычно
принимают равным
6 = 0,0010. (3.40)
Часто насосы эксплуатируют при увеличенных радиальных зазорах, осуще-
ствляя это увеличение обточкой периферии РК- На рис. 3.9 показано изменение
Энергетических характеристик при таком увеличении зазора. На рис. 3.10 при*
веден график, позволявший оценивать ожидаемое падение коэффициента напора
и максимального КПД
— (1------А к» % (3.4!)
\ 6=0.001D / Я
в максимального КПД
Дт) = /1------\ 42)
\ Чпих. 6-0.0010 / Ж
по сравнению с этими величинами при 6 == 6/D = 0,001. Иногда причиной п4|
резки периферии лопастей является смещение направляющего подшипник* 1
вследствие этого — эксцентричность РК в камере. Несимметричность радиальиЯ
'Я
и
рис. 3.9. Изменение энергетических
характеристик насоса с п8 ж 900 при
увеличении радиального зазора:
1, 2, 3, 4 — 5 =0,001; 0,003; 0,006 и 0,010
соответственно
Рис. 3.10. Изменение величин Кн и т]
при увеличении зазора по сравнению
с 6 = 0,001 в зависимости от лв;
/, 2, 3 — 6 = 0,003; 0,006 н 0,010 соответ-
ственно
эазора увеличивает падение КПД и напора дополнительно к указанному на
рис. 3.10 примерно на 1—1,5%.
Наличие осевого зазора между двумя последовательно распо-
ложенными РК и ЛО и особенно между ЛО и РК в многоступен-
чатом насосе вызывается необходимостью обеспечить стацио-
нарность обтекания последующих решеток профилей в неодно-
родном поле скоростей за предыдущими решетками. Причин
этой неоднородности две: шаговая неравномерность (следствие
работы решетки) и гидродинамические следы (следствие вязкости
жидкости). Рекомендуется принимать это расстояние равным
длине X основного участка гидродинамического следа, т. е. при
S а (см. рис. 3.6 и 3.11)
X а ж t sin р2.
Тогда осевой зазор
h = X sin р2 * sin2 Рг-
(3.43)
(3.44)
Чаще всего h принимают по необходимому расстоянию для
периферийного участка ЛС. Для РК обычных ОН
₽2пер « 20 4- 25°, sin р, ~ 0,11 4- 0,18, h « (0,0124-0,032)/. (3.45)
Здесь нижний предел относится к более быстроходным насосам,
а верхний — к тихоходным. За ЛО ₽а « 90°, sin 0, 1 и Л » /.
Энергетические и кавитационные характеристики ОН с л, <
< 8004-1000 улучшаются при введении конической формы втулки
(Рис. 3.12).
96
Ряс. 3.11. Схема основного участка гидродинамических следов за решеткой
профилей РК:
1 — закромочный след (следствие конечности толщины выходной кромки); 2 — основной
поток; 3 — гидродинамический след; 4 — распределение скоростей в следе; S — поло-
вина ширины гидродинамического следа
Расчет для определения формы конической втулки выполняют последова-
тельными приближениями. В первом приближении определяют основные пара-
метры РК и его диаметр по формуле (3.25) с учетом (3.31); значение dBX (рис. 3.13)—
по формуле
Рис. 3 12. Размеры меридианных проекций ЛС осевых поворотно-л опастнЫ
насосов серии ОП:
1 — насосы ОП2. ОПЗ. ОП8 и ОПЮ. п* « 4804-540; 2 — насосы ОП5 н ОП11ЛЯ,
** 5404-620; 3 — насосы ОП6 я ОП7. ng ** 9504-1150
Рис. 3.13. Схема меридианного сече*
ния РК с конусной втулкой
Рис. 3.14. Схема втулочной решетки
профилей
и ^вых — 110 формуле (3.34). Затем по формулам:
0,0173/CV2
о^к^а^т
(tg Pi) кор-Zj
*и*вх
_ 60maJBblx (Яе/60)1'3
(tg₽t)KOp--------mP—gK-H---------------d2 _ к .
"вых ® 'Я
(3.47)
(3.48)
(3.49)
вычисляют ₽1кор. ₽»кор. д₽ = (Р» — ₽1)кор И по рис. 3.7 определяют (Z/Окор.
выбирают гРК н на радиусе расположения входной кромки корневой решетки
профилей
Явт. вх в ^вх (^вх/2)» , (3.50)
находят шаг этой решетки
Git. вх ~ 2«*вт. вх/гР к (3.51
и длину хорды профиля (рис. 3.14)
^вт. вх = *вт. вх tf/Окор* (3.52)
По известным значениям Рхкор» Рхкор и /Вт. вх с использованием соотно-
шения
авт = (Ра кор + Pi кор)/2 (3.53)
определяют протяженность меридианной проекции втулочной (корневой) решетки
профилей (см. рис. 3.13)
f ВТ = ^вт. вх sinaBT. (3.54)
По размерам D, dBZ, dBm и ZBT производят построение меридианной проек-
ции проточной части РК из условия плавности изменения живых сечений (ме-
ридианных скоростей) в области колеса и перехода поверхности втулки в цилин-
дрическую за выходной кромкой корневого профиля.
В найденной изложенным способом меридианной проекции проточной ча-
сти РК выполняют построение линий тока меридианного потока (см. п. 3.6)
8 проектирование корневой решетки профилей на выбранной втулочной осесим-
метричной поверхности тока.
Затем проверяют соответствие полученных фактических значений dBZ,
?вых» Рхкор и Р1нор заданным, а также допустимость принятого (Z/Окор
(по рис. 3.7). При необходимости выполняют расчет второго приближения по
тсй же схеме, задавшись значениями Ржор» полученными при проектировании
Дориеаой решетки профилей в первом приближении. >
4 П/р В. А. Зжмжжцкого
97
3.4. Упрощенный метод расчета прямых решеток
профилей
Наиболее простым в использовании является метод расчета
прямой решетки бесконечно тонких дужек окружностей — метод
Вознесенского—Пекина. Ниже изложена последовательность
операций при расчете этим методом некоторого цилиндрического
сечения лопастей РК.
При расчете считаем заданными (см. п. 3.3) величины: //^
п, т)Р, z. Обычно рассчитывают пять цилиндрических сечений
лопастей РК- Расчетные радиусы г выбирают: периферийный
''пер « (0,984-0,99) D/2, корневой гкор » (1,024-1,05) d/2, осталь-
ные — на равных расстояниях. Гидравлический КПД принимают
одинаковым вдоль радиуса или несколько уменьшающимся к пе-
риферии. Расчетный напор Яр выбирают по рекомендациям п. 3.6.
Основные формулы и порядок расчета для пяти цилиндриче-
ских сечений лопасти РК даны в примере и табл. 3.1—3.3. Вели-
чину L = f (То, а) определяют по рис. 3.15, угол Да = f ((Зр;
р
Рис. 3.15. Зависимость L ==-/(То; а)
98
Таблица 3.1
5’
Пример расчета минимально допустимой густоты
решеток профилей лопастей РК
Параметр Значение
IK 4Q 10.340 10,3400 10,3400 10,3400 10,3400
лЯ*(Г~а*) ’ м/с
fc г. м У‘Г 0.094 0,1060 0,1180 0,1300 0,1420
ПГП К:- “*= 30 ’ М/С 9.250 10,3400 11,6200 12,8000 13,9800
К’ gHy . TJrU ’ М/С 5,600 4,9600 4,4600 4,0500 3,7100
U OU1, М/С 3,650 5,4700 7,1600 8,7500 10,2700
Кй' ‘бР1="Г 1,170 0,9906 0,8899 0,8077 0,7394
BfctaR °* 2,828 1,8900 1,4450 1,1810 1,0060
К-Р1 и „ uui
> рх. ° 48,170 44,7300 41,6700 38,9300 36,4800
в ₽». ° 70,530 62,1200 55,3200 49,7500 45,1800
др ~₽1 Рх» ° 22,360 17,3900 13,6500 10,8200 8,7000
i К-)™ = / <др-: ₽«> \ • /доп Г (см. рис. 3.7) 0,880 0,7700 0,6000 0,5100 0,4500
(-г) «=5.95Кнр \ 1 /пер. опт v " ' —• —• 1,3150
Таблица 3.2
Пример расчета тонких и эквивалентных дужек
лопастей РК
1 1 Значение
К. г, м Тонкие с 0,0940 )ужки 0,1060 0,1180 0,1300 0,1420
Кг /== 2лг/грц, м 0,1477 0,1665 0,1854 0,2042 0,2230
т 2,0000 1,8400 1,6800 1,5200 1,3500
К.* 1 = 2nr//zpK7, м 0,2953 0,3064 0,3115 0,3104 0,3011
Г, = tn 0,5000 0,5430 0,5950 0,6580 0,7410
0,0330 0,0270 0,0240 0,0210 0,0200
И = 2лгЯтсо~1, м3/с 3,3060 3,3060 3,3060 3,3060 3,3060
0,8270 0,8270 0,8270 0,8270 0,8270
Ш > 99
'’f j
Продолжение табл,
Параметр . 'I
и, м/с 9,2500 10,4300 11,6200 12,8000 13,9800
Vu8, М/С 5,6000 4,9600 4,4600 4,0500 3,7100
оуисо = и , м/с 6,4500 7,9500 9,3800 10,7700 12,1300
tg а' = vz/wuOO 1,6020 1,3000 1,1010 0,9590 0,8520
о а , 58,0000 52,4300 47,2700 43,8200 40,4500
cos а' 0,5297 0,6097 0,6722 0,7216 0,7610
Woo = wuoo/cos а', м/с 12,1800 13,0400 13,9600 14,9300 15,9300
Woo/, м/с 3,5970 3,9950 4,3480 4,6340 4,7960
57,3rn/wa>/ 13,1700 11,8600 10,9000 10,2200 9,8800
L = f (Tq; а') (см. рис. 3.15) 0,9500 1,0500 1,1600 1,2800 1,4200
Рр = 57,ЗГл/шоо/Л, ° 13,9000 11,3000 9,4000 8,0000 7,0000
Да = / (а'; Tq; Рр), с 1,5000 1,5000 1,0000 0,6700 0,5000
(см. рис. 3.16)
а = а' 4- Да, ° 59,5200 54,60 48,6000 44,6500 40,9500
Эквивалентные дужки
rt м 0,094 0,1060 0,1180 0,1300 0,142
Р2. ° 70,530 62,1200 55,3200 49,7500 45,180
О, = 90° — Р„ ° 19,470 27,8800 34,6800 40,2500 44,820
д/ . f (1/1;Ъ) 0,120 0,1550 0,1800 0,2000 0,200
(см. рис. 3.17)
0,033 0,0270 0,0240 0,0210 0,020
1 / др \ Д/ dm 2 )~ с 1 0,004 0,0042 0,0043 0,0042 0,004
Др/2, ° 0,500 0,5000 0,5000 0,5000 0,500
TD •О О ) 13,900 11,3000 9,4000 8,000 7,000
О •> XX <1 04 сч ctx » ах 14,400 11,8000 9,9000 8,5000 7,500
Ре, рад 0,260 0,2150 0,1810 0,1870 0,140
1+4" “Г1" 1,042 1,0340 1,0310 1,0270 1,025
т = (1 + Ре)(1+4"^г) 1,312 1,2560 1,2180 1,1830 1,163
Woo, М/С 12,180 13,0400 13,9600 14,9300 15,930
^шах — mwoo, м/с 15,990 16,3800 17,0000 17,7400 18,610
и, м/с 9,250 10,4300 11,6200 12,8000 13,980
“’max — «2
ДЛ-- 2g , М 8,560 8,1500 7,8500 7,6900 7,690
100
Таблица 3.3
Координаты симметричного профиля
", 1г я Р я 9 я 9
' 0,0026 0,0050 0,0100 0,0250 0,0500 0 0,147 0,196 0,294 0,405 0,516 0,1000 0,1500 0,2000 0,3000 0,4000 0,662 0,763 0,840 0,949 0,998 0,4500 0,5000 0,6000 0,7000 0,8000 1,000 I 0,982 0,895 0,756 0,560 0,9000 0,9500 0,9700 0,9900 1,000 0,342 0,222 0,168 0,092 0
Т„), учитывающий влияние всех остальных профилей решетки на
рассчитываемый, — по рис. 3.16.
После определения параметров а, 0, I, t строят решетку тон-
ких дужек окружностей. Затем заменяют ее эквивалентной решет-
кой телесных профилей. Эквивалентной называют решетку,
средние линии профилей которой также являются дужками ок-
ружностей, но отличаются от рассчитанной решетки тонких
дужек так, чтобы решетка телесных профилей создавала те же
Н. h|Q, что и рассчитанная.
Поправку кривизны при переходе от рассчитанной дужки
к эквивалентной определяют пользуясь рис. 3.17. Порядок опре-
деления этой поправки дан в примере (см. табл. 3.2). В резуль-
тате расчета находят угол кривизны 0В эквивалентной дужки
(рис. 3.18).
Да,”
4,5
4
(рис. 3.18).
Затем эквивалентную дужку
содевают» симметричным профи-
2.5
0,5
О
3,5
3
2 I-
1
й?с’ Зависимость Да
Р) при а< 35+40° и 0< 20
имик&л'.
профиля в насосной решетке на кри-
визну эквивалентной дужки при об-
текании идеальной жидкостью
101
Рис. 3.18. Кривизна и центральный Рис. 3.19. «Одевание» эквивалентной
угол дужки дужки
лем, координаты которого даны в табл. 3.3. Для получения раз-
меров проектируемого профиля необходимо х умножить на длину
дужки /д, а у — на половину выбранной максимальной толщины
d^/2. Параметры профиля (рис. 3.19) равны:
1Я = 0,0175₽a/sin ₽э; Ra — /д/(2 sin рэ); гд = y^djl). (3.55)
Пример расчета ЛС. Исходные данные: Яле == 4,54 м; Q = 0,42 м8/с; п =
= 940 об/мин; D = 0,29 м; d = 0,62 или d — dD — 0,62*0,29 = 0,18 м;
Т]г = 0,86. Из задания следует п3 = 715; Кн == 0,22; #q == 1,1. Эти параметры
не могут быть обеспечены типовыми Л С.
Из данных табл. 3.1 видно, что полученная расчетом оптимальная густота
периферийной решетки профилей примерно втрое превышает рекомендуемую.
На остальных радиусах густота решеток недостаточна для обеспечения требуе-
мых кавитационных свойств рабочего колеса (см. п. 3.7), поэтому дальнейший
расчет выполнен при увеличенной густоте этих решеток.
Расчет решеток тонких дужек и их результаты даны в табл. 3.2. Для опре-
деленности принято предварительно zpJK = 4 н расчет выполнен при условии
40
V, (г) = const = яД2 (1 _ . (3.56)
Расчет параметров эквивалентных дужек с учетом толщины (телесности)
профилей дан в табл. 3.2.
Для того чтобы можно было вычертить искомые профили, необходимо окон-
чательно решить вопрос о числе лопастей РК. Пользуясь табл. 3.2 и формулами
(3.36) и (3.37), найдем (Z/Ocp = 1.66 и
^опт 0 »12 -т- 0,15)
0,1196-18,5.1,66
0,055
= 7,85 ч- 9,6.
Выбираем ближайшее приемлемое 2р^ =8.
У искомых профилей для их средних линий (эквивалентных дужек) углы
и Р сохраняются такими же, как и полученные, а длины профилей будут /проф^
= I 4/8, т. е. в два раза меньше, чем указано в табл. 3.2. Максимальную тол-
щину профилей подсчитываем также для принятого числа лопастей dm — (d^/1) I-
Расчет заканчивается определением величин / и а (см. табл. 3.2). Затем
подсчитывают для каждого сечения /д и по формуле (3.55) и «одевают» пол У'
ченные дужки (см. рис. 3.19 и табл. 3.3), вычерчивают полученные профили
в большом (5 : 1 или 10 : 1) масштабе, измеряют в прямоугольной системе ко-
ординаты точек контура профиля и оформляют теоретический чертеж пера ло-
пасти. Способ задания размеров на нем зависит от принятой технологии изго-
товления. На рис. 3.20 дан пример такого чертежа для наиболее точного спо-
соба контроля поверхности лопасти при ее изготовлении — по двум простран-
102
Рис. 3.20. Пример оформления теоретического чертежа лопасти РК
В)
и)
Рис. 3.21.
(<е); Р = 28°
₽ ъ 40° (л)
Определение Да при ₽ = 20° (а); Р = 22° (б); Р = 24° (в); Р = 26®
(d); Р = 30° (в); р = 32° (ж); Р = 34° (з); Р = 36° («); Р = 38° (к);
105
Рис. 3.22. Пример оформления теоретического чертежа лопатки ЛО
етвенным шаблонам. При этом показана развертка только одного — среднего
цилиндрического сечения. При таком задании размеров профиля они одновре-
менно являются и размерами развернутых на плоскости шаблонов для всасыва-
ющей (на чертеже — нижняя) и напорной поверхностей.
Плавность поверхностей лопасти проверяют построением на том же чертеже
плана лопасти, вида сбоку и нескольких ее сечений меридианными плоскостями
(на рис. 3.20 даны только три). При необходимости плавность поверхностей
обеспечивают перемещением центров поворота профилей (точки Ц).
Последовательность расчета решетки дужек для ЛО (выбор
конструктивных параметров см. в п. 3.3) та же, что и для РК-
Отличие заключается только в определении величины Да, которую
находят в зависимости от значений Рр по графикам на рис. 3.21.
Если значение рр находится в промежутке значений р на рисун-
ках, то величину Да определяют линейной интерполяцией по
ближайшим графикам с меньшим и большим значением В. Эти
графики используют и при расчете лопастей РК при а Ь> 40°,
например, в корневой части лопасти.
Последовательность и результаты расчета ЛО для рассматриваемого примера
даны в табл. 3.4 и 3.5. Исходные данные для расчета те же, что и в примера
106

Таблица 3.4
Пример расчета густоты решеток профилей лопаток ЛО
при их постоянной высоте (гдо — 5)
Параметр Значение
Г, м 0,0940 0,1060 0,1180 0,1300 0,1420
В- ^и1ЛО^иаРК’ м/с 5,6000 4,9600 4,4600 4,0500 3,7100
f; tg Pi = vz/vui 1,8460 2,0820 2,3170 2,5530 2,7890
№ ₽t. ° 61,5500 64,3500 66,6500 68,6100 70,2700
0 0 О О II т и 2" 28,4500 25,6500 23,3500 21,3900 19,7300
О G/Одоп О (см. рис. 3.7) 0,5600 0,4900 0,4000 0,3800 0,3500
tg Коо = 2VZ/VU1 (см. рис. 3.2) 3,6920 4,1640 4,6340 5,1060 5,5780
(Хоо, ° 74,8500 76,5000 77,8200 78,9200 79,8300
К /== 2яг/гло» м 0,1181 0,1332 0,1483 0,1634 0,1784
r feop s VОкор^кор» м 0,0662 — *— — —
sin ссоо 0,9652 0,9724 0,9775 0,9814 0,9843
^кор = ^кор sin м 0,0639 —— — — —
Л, м 0,0640 0,0640 0,0640 0,0640 0,0640
р 1 — hl sin «оо, м 0,0663 0,0658 0,0655 0,0652 0,0642
В- iit 0,5610 0,4940 0,4420 0,3990 0,3640
Таблица 3.5
Пример расчета решетки тонких дужек лопаток Л О
Значение
Параметр
К. г, м (табл. 3.4) 0,0940 0,1060 0,1180 0,1300 0,1420
м (табл. 3.4) 0,1181 0,1332 0,1483 0,1634 0,1784
lit (табл. 3.4) 0,5610 0,4940 0,4420 0,3990 0,3640
1, м (табл. 3.4) 0,0663 0,0658 0,0655 0,0652 0,0642
drn> М 0,0050 0,0050 0,0050 0,0050 0,0050
I dm/l 0,0755 0,0760 0,0763 0,0767 0,0770
То = til 1,7820 2,0240 2,2620 2,5060 2,7470
|k sin (Zoo (табл. 3.4) 0,9652 0,9724 0,9775 0,9814 0,9843
®co = t^/sin (Zoo, м/с 10,7100 10,6300 10,5700 10,5300 10,5000
ПУоо/, м2/с 0,7096 0,6995 0,6928 0,6863 0,6820
В’Г» мв/с (табл. 3.2) 3,3060 3,3060 3,3060 3,3060 3,3060
В" Гя/?ло. м2/с 0,6610 0,6610 0,6610 0,6610 0,6610
107
&

Продолжение табл. 3.5
Параметр Значение
Гд/ы^оо/ 0,9320 0,9450 0,9540 0,9630 0,9700
L = f (То; а<ю) (рис. 3.15) 1,4600 1,4900 1,5100 1,5200 1,5300
о ь/»згл о ₽Р” ttloo/L ’ 16,6000 36,3000 36,2000 36,3000 36,3000
«со, ° (табл. 3.4) 74,8500 76,5000 77,8200 78,9200 79,8300
Да = f (То; ато; Ррасч)> ° (рис. 3.20 и 3.22) 0,9200 0,5800 0,5000 0,4200 0,3300
а = а» + Да, ° 75,7700 77,0800 78,3200 79,3400 80,1600
расчета РК. Здесь выбор густоты решеток профилей выполнен в два этапа:
первый — определение минимально допустимой густоты и второй — ее опреде-
ление на условия получения постоянной высоты (осевого размера) лопаток аппа-
рата (последнее не обязательно, но отражает распространенную практику).
В результате расчета получены значения Z, а и ₽р (табл. 3.5). Затем сле-
дует определить величину Рэ по формуле в табл. 3.2, «одеть» полученные дужки
профиля (табл. 3.3) и оформить теоретический чертеж. На рис. 3.22 дан пример
оформления такого чертежа, где показана развертка на плоскость только одного
цилиндрического сечения и на плане — только три лопатки.
3.5. Влияние вязкости жидкости на напор и форму
напорной характеристики
Профильные потери (см. п. 3.2) состоят из потерь на преодо-
ление сил трения, подсчитываемых по формуле (3.10), и кромоч-
ных потерь (3.20). Полные профильные потери определяют по
формуле (3.21).
Профильные КПД расчетного сечения лопастей вращающе-
гося РК вычисляют по выражению
Лпр t == (HTi ^np«)/^Ti (3.57)
и всего РК в соответствии с формулой (3.23).
В РК обычных ОН, когда густота решеток профилей выбрана
по рекомендациям п. 3.3, величина профильного КПД при рас-
четном (оптимальном) режиме работы в среднем составляет
Лпр « 0,95—0,98 при п9 == 5004-2000 соответственно.
Иногда для улучшения кавитационных свойств РК исполь-
зуют увеличение густоты решеток профилей, что вызывает рост
профильных потерь. На рис. 3.23 показаны результаты расчетного
определения потерь для двух вариантов РК с nf = 1500: с нор-
мальными густотами решеток (1) и с густотами решеток, увели-
ченными по сравнению с нормальными примерно в три раза (2)-
Их кавитационные свойства следующие: Скр1 = 900 и Скр3
= 1600. Профильные КПД TjapX = 0,962 и т]пра = 0,897.
108
3.23. Пример распределения относительной
Дичины профильных потерь Япр — (Лцр^т) 100 %
рдоль радиуса:
, _ рК с нормальными густотами решеток; 2 — РК с
^елнчевными в три раза густотами решеток
В среднем гидравлические КПД в опти-
мумах характеристик ЛС у типовых ОН
вНе зависимости от их пл составляют
0,87-—0,91.
Влияние вязкости жидкости на напор
При разработке ЛС насоса для расчет-
ного режима работы учитывают выбором
величины гидравлического КПД, т. е. вы-
бором Ят = Н/х\г.
При нерасчетных подачах (Q <1 Qp) в ОН напор-
ная характеристика Н (Q) практически всегда не-
монотонна (см. рис. 8.10) и имеет так называемый «западающий* участок.
Причиной образования этого участка является вязкость жидкости. Нарушение
монотонности — следствие отрыва пограничного слоя от всасывающей по-
верхности лопастей и изменения характера меридианного потока вследствие
образования кольцевых вихрей (см. п. 2.4).
Наибольшее распространение получил расчет отрыва пограничного слоя,
основанный на использовании метода Лойцянского с анализом обтекания про-
филей, выполненного с учетом толщины вытеснения [20].
Приближенная оценка наличия отрыва при диффузорном обтекании возможна
с использованием способа интегральной оценки степени диффузорности обтека-
ния. Критерием наличия отрыва служит условие
а L Pg — Pmin 0,7 4- 0,8, (3.58)
КГ йвх— Pmln
где р2 — статическое давление на выходной кромке профиля; —минималь-
ное давление на его всасывающей поверхности; hBX —* полный напор на входе
в решетку в относительном движении, nBX — Pi "г р -х-.
р?’ *
Для вращающейся решетки профилей РК ОН
2
«1-------5—< °.80 - 0,85. (3.59)
шт т i
В случае цилиндрического течения ит — Выражение (3.59) можно ис-
пользовать и для приближенной оценки места отрыва пограничного слоя, если
вместо w2 последовательно подставлять текущие значения скорости от точки с ми-
нимумом давления (максимумом скорости до получения значений а =»
== 0,8-0,85.
3.6. Краткие сведения об уточненных способах расчета
лопастей рабочего колеса
Расчет решеток профилей конечной толщины, выполняемый
По методу Лесохина [19], позволяет решить обратную задачу,
т- ^Определить геометрию решетки по заданным (требуемым)
параметрам потока. Однако в осевых насосах, т. е. при диффу-
109
[в;
Потенциальный поток в проточных частях 1—3 (см. рис. 3.12) Таблица 3.6
Номер точки 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 1 2 3 4 5 6 7 в S 0,856 0,827 0,800 0,771 0,743 0,714 0,685 0,457 0,257 0,114 0 —0,114 —0,257 —0,400 —0,543 —0,571 —0,600 —0,628 —0,657 —0,685 —0,714 0,856 0,827 0,800 0,771 0,743 0,714 \ 0,686 \ 0,457 0,229 0,114 0 —0,114 —6,229 —0,343 —0,543 —0,571 —0,600 —0,628 —0,658 —0,685 —0,714 0,886 0,856 0,828 0,800 0,771 0,743 0,714 0,486 0,286 0,142 0 —0,114 -0,200 —0,286 —0,429 —0,458 —0,486 —0,514 —0,543 —0,572 —0,600 Г, 0,0292 0,0297 0,0303 0,0309 0,0314 0,0337 0,0367 0,1640 0,4250 0,5160 0,5590 0,6030 0,6180 0,6060 0,6060 0,6050 0,6050 0,5940 0,5950 0,5960 0,5970 0,1505 0,1511 0,1518 1,1523 0,1529 0,1533 0,1540 \ 0,1546 2,410 2,400 2,390 2,380 2,370 2,360 2,340 2,040 1,410 1,045 1,000 0,838 0,798 0,837 0,838 0,839 0,840 0,841 0,842 0,843 0,844 3,410 3,400 3,390 3,380 3,370 3,360 3,350 \ 3,270 г, 0,442 0,443 0,444 0,444 0,445 0,446 0,447 0,485 0,553 0,609 0,653 0,682 0,694 0,682 0,667 0,665 0,662 0,660 0,657 0,655 0,653 0,442 0,443 0,444 0,445 0,445 0,446 0,447 0,457 Прото 2,130 2,120 2,110 2,100 2,090 2,080 2,070 1,778 1,420 1,167 1,000 0,880 0,856 0,792 0,821 0,830 0,840 0,850 0,860 0,870 0,871 Проточ 1,660 1,650 1,640 1,630 1,620 1,610 1,600 1,590 чная част 0,600 0,606 0,612 0,616 0,624 0,629 0,635 0,655 0,695 0,725 0,750 0,780 0,855 0,856 0,855 0,654 0,853 0,852 0,851 0,850 0,849 ная часть 0,632 0,633 0,633 0,634 0,634 0,635 0,635 0,638 ь 1 1,720 1,710 1,700 1,690 1,680 1,670 1,660 1,510 1,290 1,110 1,000 0,895 0,893 0,768 0,784 0,783 0,782 0,781 0,779 0,777 0,775 2 1,430 1,420 1,410 1,400 1,390 1,380 1,370 1,-340 / у 7, 0,737 0,743 0,754 0,759 0,765 0,771 0,777 0,793 0,811 0,826 0,841 0,854 0,860 0,857 0,854 0,853 0,852 0,851 0,850 0,850 0,849 0,775 0,775 0,776 0,776 0.776 0,777 0,777 J 0,782 / 1,630 1,010 1,590 1,580 1,550 1,530 1,516 1,397 1,230 1,088 1,000 0,925 0,915 0,930 0,955 0,956 0,957 0,958 0,959 0,960 0,961 1,340 1,330 1,320 1,310 1,300 1,290 1,280 / 1,250 J г, 0,863 0,870 0,876 0,881 0,886 0,892 0,899 0,906 0,914 0,920 0,924 0,928 0,929 0,930 0,930 0,929 0,928 0,927 0,927 0,926 0,926 0,895 0,896 0,897 0,987 0,898 0,899 / 0.900 ! 0.902 J ^1 1,500 1,490 1,480 1,470 1,460 1,450 1,440 1,350 1,200 1,080 1,000 0,940 0,930 0,945 0,965 0,975 0,985 0,995 1,005 1,015 1,025 1,310 1,300 1,290 1,280 1,270 1,260 1,250 / 1,210 J 1,405 1,404 1,403 1,402 1,401 1,400 1,399 1,328 1,192 1,073 1,000 0,948 0,940 0,954 0,973 0,983 0,993 1,03 1,13 1,20 1,25 1,233 1,232 1,231 1,230 1,229 1,228 1,227 / 1,105 у
9 / 10 / /1 лз 14 15 16 17 18 19 20 21 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 ’ 14 15 16 17 18 19 20 21 0,2940 0,3680 0,4240 0,4710 0,5060 0,5070 0,4770 0,4760 0,4760 0,4750 0,4750 0,4740 0,4730 0,127 0,127 0,128 0,128 0,129 0,130 0,130 0,131 0,174 0,324 0,431 0,466 0,476 0,470 0,451 0,450 0,450 0,449 0,449 0,448 0,448 3,090 1,210 1,000 0,846 0,726 0,717 0,883 0,884 0,885 0,886 0,887 0,888 0,889 4,283 4,282 4,281 4,280 4,279 4,278 4,271 4,228 3,068 1,512 1,000 0,882 0,892 0,937 1,190 1,200 1,210 1,220 1,230 1,240 1,250 0,511 0,547 0,581 0,616 0,632 г 0,631 0,603 0,603 0,604 0,604 0,605 0,605 0,605 0,440 0,441 0,441 0,442 0,443 0,444 0,446 0,451 0,472 0,512 0,573 0,587 0,592 0,589 0,577 0,576 0,576 0,575 0,575 0,574 0,574 1,350 1,160 1,000 0,914 0,876 0,869 0,961 0,962 0,963 0,964 0,965 0,966 0,967 Проточи 1,565 1,570 1,575 1,580 1,585 1,590 1,595 1,613 1,552 1,282 1,000 0,970 0,976 0,983 1,118 1,119 1,120 1,121 1,122 1,123 1,124 0,672 0,694 0,708 10,723- 0,735 0,738 0,725 0,725 0,714 0,724 0,723 0,723 0,722 ая часть 0,600 0,606 0,612 0,617 0,623 0,638 0,645 0,647 0,657 0,669 0,701 0,710 0,711 0,712 0,705 0,704 0,702 0,701 0,700 0,700 0,700 1,240 1,104 1,000 0,954 0,928 0,934 0,980 0,981 0,982 0,983 0,984 0,985 0,986 3 1,345 1,340 1,335 1,330 1,325 1,320 1,314 1,291 1,250 1,140 1,000 0,947 0,948 0,979 1,088 1,089 1,090 1,091 1,092 1,093 1,094 0,798 \ 0,805 I 0,812 ’ 0.820 0,828 0,829 0,828 0,828 0,828 0,828 0,829 0,829 0,829 0,600 0,606 0,612 0,617 0,623 0,629 0,635 0,641 0,650 0,669 0,701 0,711 0,713 0,712 0,705 0,704 0,703 0,703 0,702 0,701 0,700 1,170 \ 1,080 । 1,000 0,959 0,951 0,956 0,984 0,983 0,982 0,981 0,980 0,979 0,978 1,345 1,340 1,335 1,330 1,325 1,320 1,314 1,291 1,250 1,140 1,000 0,947 0,948 0,979 1,088 1,089 1,090 1,091 1,092 1,093 1,094 0,901 \ 0,908 \ 0,913 0,916 Т 0,917 0,920 0,923 0,923 0,922 0,920 0,918 0,916 0,914 0,892 0,893 0,893 0,894 0,895 0,896 0,897 0,896 0,898 0,900 0,905 0,908 0,910 0,911 1,909 0,908 0,907 0,907 0,906 0,906 0,905 1,150 \ 1,070 \ 1,000 0,969 1 0,964 0,961 0,997 0,998 0,999 1,000 1,001 1,002 1,003 1,230 1,220 1,210 1,200 1,190 1,180 1,170 1,118 1,071 1,042 1,000 0,968 0,970 0,985 1,016 1,017 1,018 1,019 1,020 1,021 1,022 1 066 1,000 0,97$*’ 0,969 0,971 1,003 1,004 1,005 1,006 1,007 1,008 1,009 1,110 1,111 1,112 1,113 1,114 1,115 1,116 1,117 1,070 1,039 1,000 0,969 0,971 0,983 1,015 1,016 1,017 1,018 1,019 1,020 1,021
я: I
Обозначения у, г и h см. на рис. 3.24. 2. Радиус г9
1
зорном обтекании профилей реальной жидкостью, этот метоп
в последнее время не применяют, так как действительный напор,
создаваемый РК, спроектированным этим методом, иногда знаки’
тельно отличается от расчетного. В насосах повышенной быстро,
ходности это различие достигает 40—60 %.
Гораздо более точные результаты дает использование решения
прямой задачи. Расчет обтекания решетки профилей выполняют
по методу и программе Раухмана (32—34]. Проектирование ло.
пасти ведется методом последовательных приближений. Крите-
риями окончания итерационного процесса являются значения
циркуляции скорости и расчетного теоретического напора Нтр;
желательная форма эпюры распределения относительной скорости
вдоль профилей, а значит и ожидаемая, или требуемая, кавита-
ционная характеристика; плавность поверхности лопасти (как
правило, достигается плавностью задания всех расчетных пара-
метров вдоль радиуса). В конце отработки выполняют расчет
обтекания решеток профилей выбранного варианта при Q =
= var (±104-20 % от Qp) и получают значения Ят.р (Q), t]np (Q)
и другие характеристики, например, момента Мг, действующего
на лопасть РК.
При безударном входе потока для всех решеток, кроме корне-
вой, следует выбирать
Лт.р = 1,07Ят.„ (3.60)
где Ят.э—требуемый теоретический напор, для корневой ре-
шетки Нт,р = Ят.,.
Тогда можно ожидать, что разработанная ЛС обеспечит дей*
ствительную величину Ят примерно с точностью ±2 %.
Из рис. 3.12 видно, что все РК серии ОП имеют только три типизированные
ПЧ с конусной формой втулки.
Проектирование лопастей РК и лопаток ЛО рекомендуется выполнять в по-
тенциальном меридианном потоке [29], который является хорошим приближе-
нием к действительному.
В табл. 3.6 даны результаты расчета потенциального потока для ПЧ 1, 2
Рис. 3.24. Задание координат поверх-
ности тока к табл. 3.6
и 3 рис. 3.12. Приняты обозначения
t = r/R, д = y/D (рис. 3.24) и Я =
= h/h^ — относительная величина тол-
щины слоя.
Рис. 3.25 Зависимость Г =* Г/Гор
вдоль 7 для РК ОП6
112
3?
1м»к правило, проектирование лопастей РК ведут при условии Я? 0 ж consf.
При нарушении этого условия Гл (г) « var (рис. 3.25), напор РК
В- Я
(3.61)

ВТ
(3.62)
А
*
' 1
/3.7. Расчет ожидаемых энергетических
и кавитационных характеристик осевого насоса
и его рабочего колеса
Ожидаемый напор при расчетных значениях подачи и угла
ановки лопастей РК, как правило, незначительно отличается
от заданного, если выполнены условия, указанные в п. 3.6.
Ожидаемый угол наклона напорной характеристики ЛС на
режимах, близких к оптимальному (расчетному), можно на стадии
проектирования определить из расчета обтекания решеток профи-
лей при Q = (0,9-=-1,1) Qp. Если расчет обтекания не выполняют,
этот угол можно ориентировочно оценить по рис. 3.26, где угол у
определен по формуле
♦ffiB _ Кн max — Кн mln
Е Kq щах — Kq mln
ДЛЯ^ф =0 при Г] =
Одна и та же ЛС может быть использована в насосах с раз-
личной формой ПЧ корпуса. Напор ОН отличается от напора его
ЛС на величину гидравлических потерь в подводе и отводе:
= (Сп. пр + Со. пр) » (3.63)
Ялс - Лп»; (3.64)
ЧлеЯ/Яле- (3-65)
Влияние масштабного эффекта на напор при переходе от мо-
дельных к натурным ОН обычно не учитывают, если качество
и точность обработки поверхностей ПЧ натурных ОН ниже, чем
У модельных, и принимают с некоторым запасом Ки. пат = Ки. мод
и Паат “ Лмод-
КДля мощных ОН изменение
КПД оценивают с помощью фор-
мулы (1.22) или рис. 3.5. Тогда:
р" ват “ Кд мод1
K'.-f

»
(3.66)
(3.67)
~ 3.26. Угол наклона напорной харак*
истикн осевых насосов
В

113
Ш"'.
Поправку Atj принимают постоянной для всех режимов, т. е.
Лнат _ Лнат max (g gg
Лмод Лмод max
Кавитационные характеристики при переходе от ЛС к ОН
определяют условием
А^кр. н = АЛкр. РК “F ^во = A/lup, рк “И tn. пр * (3.69)
Обычно последним членом ввиду его сравнительной малости
пренебрегают и принимают АЛкр.и = АЛкр. РК. Ожидаемая кави-
тационная характеристика, если при разработке РК выполнялся
расчет обтекания лопастей РК, может быть определена для каж-
дой решетки профилей из выражения
АЛ -Я -
&“Kpi — 77 вс. И8б1-----2g------• (O./U)
Если при разработке РК были заданы условия перед входом
в него (т. е. известно значение ДЛУ установки), то при проекти-
ровании должно быть обеспечено
и>1 < (юдоп = У+ «8) • (3.71)
Такой подход позволяет достаточно надежно прогнозировать
кавитационные свойства РК только в случаях, когда на расчетном
режиме работы был обеспечен безударный вход потока в оконча-
тельно выбранную ЛС, т. е. эпюра распределения скорости не
имела пика на входном участке профилей.
При проектировании ЛС с использованием расчетов решеток
тонких дужек значение максимальной скорости для расчетного
режима работы можно оценить пользуясь приближенным способом
(см. табл. 3.2).
Если при выборе густоты решеток лопастей РК были исполь-
зованы рекомендации п. 3.3 и средние линии профилей — дужки
окружностей, то ориентировочно ожидаемые значения пара-
метров Скр и окр, характеризующих кавитационные свойства,
можно определить по рис. 3.27, где
акр = ААнр/Я = (1,54п,СГр)4/3- (3-72)
Максимально возможным выравниванием эпюр скоростей на
всасывающей поверхности при Q = Qp можно улучшить кави-
тационные свойства РК по сравнению с данными на рис. 3.27
примерно на 10—20 %. Увеличение густоты решеток профилей
позволяет значительно улучшить кавитационные свойства ко-
леса, но при этом растут профильные потери и падает КПД (см.
п. 3.5 и рис. 3.23).
Расчет обтекания лопастей РК при Q == var = (0,9-=-1,3) Qp
позволяет определить режим с наилучшими кавитационными
свойствами, т. е. подачу Q, при которой ДЛ = ДЛт1п.
114
t*
Т а б л и ц а
Ориентировочные значения
коэффициента кавитационного
запаса А для ОН
Ж.М Рабочие ор- ганы из кор- розионно- стойкой стали Рабочие органы из угле- родистой стали
До 0,55 1,00 1,05
0,55 до 0,87 1,04 1,08
0,87 до 1,0 1,07 1,10
1,0 до 1,85 1,12 1,14
Свыше 1,85 1,15 1,16
3.7
Рис. 3.27. Ожидаемые значения кави-
тационных коэффициентов
высота всасывания определяется
t
^допустимая геометрическая
по дформуле (1.56) или приближенно можно считать
Яве. доп « (Ра - Pd)/Pg - А Д/гкр, (3.73)
где для ОН общего назначения (ГОСТ 6134—71*) коэффициент
кавитационного запаса А приведен в табл. 3.7.
3.8. Расчет сил, действующих на рабочее колесо,
Ki и прочности лопасти
Полная осевая сила, действующая на лопасти РК
W".
р*Л = nR2pgHT (1-d- In 4)
втулку —
— rl)pgH?,
rB — наружные радиусы втулки и вала
s корпуса насоса соответственно.
2 хх -.2
ВТ // * в
и на его
г
р —
ВИГ* ВТ —
где ЯЕТ и
выхода из
рсПри R,
Полная осевая сила, действующая на ротор
2Л = л/?2р§//тС0г]?1.
Z - л Z ВТ
где^ Со (рис. 3.28) — коэффициент, определяемый
[29],
(3-74)
в месте его
(3.76)
ОН,
(3.77)
по формуле
1
(3.78)
При работе ОН на воде [271
= КоуЯсО* « 800/IcjD4Kh опт-
(3.79)
I US
Рис. 3.28. Коэффициент Св для расчет-
ных (оптимальных) режимов работы
РК
Таблица 3.8
Пример поверочного расчета
прочности лопасти РК
(исходные данные см. в табл. 3.2)
Рис. 3.29. Схема действия на лопасть
составляющих изгибающего момента от
гидродинамических сил давления
Рис. 3.30. К определению момента со-
противления профиля
Параметр Зна- чение
282
1 1 — d
2лз 1-f-d 0,134
л*/)6, с“2-м* 0,5034
Mt = KM * ***x ** 6,72
ярвКн
8zijr 12,6
2 — 3d+ d*
3 0,0387

— d — In-j-) ЧгР \ d / 0,0253
Ка<и = 0,806
npgKH Г 2 — 3d — d* _
8zi)r [ 3 ‘
. gKH /, . ,, 1 \ 1 -4" a ( 1 d~d In ' jr j I
~ Tjrfl’ \ d IJ
Mu = H“ 4,06
акор 59,52
COS CtRop 0,5073
sin сХцор 0,8618
M. ц cos cc^op 2,51
JWj sin С^лор 5,49
Л4Ж = Mu+ Mt, Нм 8,00
4
— ^жор. расч g > см 14,76
нор—(T'j « ’ 0,485
v \ * / жор. расч
CM
rx= g , cm’ 0,242
трат = AfjplOO/lFgj» 33,0
МПа
_ ₽пер + Яжор Яср = E_> c“ 11,7
116
Рис. 3.31. Площадь заделки отъемной
лопасти
Продолжение табл. 3.8
1 Параметр Зна- чение
1 К ^°Р ~ (^ср)> см 15,58
ср “ f С^ср)» см 0,37
j Fср ср^ср^/З, см3 3,843
Кео = 2ллс, с”1 98,44

^кор кор^х^/З, см3 4,767
М ~ Рл^ср (-^пер — ^кор)> 0,146
н
опв = , МПа /•кор 35,2
^тах <?изг max “Г #цб> 68,2
МПа К'
На лопасть действует гидро-
динамический изгибающий мо-
мент, имеющий две составля-
ющие Mz и Ми (рис. 3.29).
Формулы и порядок расчета величины этих моментов приве-
дены в табл. 3.8.
Для расчета прочности пера лопасти нужно знать величину
изгибающего момента Мх вокруг главной оси инерции корневого
профиля лопасти — оси х (рис. 3.30) и момент сопротивления пло-
щади заделки лопасти относительно оси Wx. При цельнолитом
(жестколопастном) или сварном колесе площадь заделки равна
площади корневого сечения лопасти. При колесе с отъемными
(поворачиваемыми) лопастями — это часть его площади в месте
сопряжения пера лопасти с цапфой (рис. 3.31).
Для предварительной оценки момент сопротивления площади
корневого сечения можно принимать равным моменту сопро-
тивления прямоугольника. При этом для цельнолитого РК (см.
рис. 3.30)
m _ ЬЛ» _ /(2dm/3)«
Г « ~ ------------6
(3.80)
а в случае отъемной лопасти (рис. 3.31)
(3.81)
Использование формулы (3.80), как правило, дает несколько
завышенное значение оизг шах = Л4Х/ТГХ. Это завышение тем
больше, чем больше изогнут профиль, аппроксимируемый указан-
ным прямоугольником.
Обычно центры тяжести всех цилиндрических сечений лопастей
°севых нйсосов расположены радиально. Тогда напряжение
ажэг может быть найдено из табл. 3.8. Прочностные характери-
стики влияют на выбор числа лопастей, так как при подобных
Е 117
решетках профилей и изменении числа лопастей РК оВаг
пропорционально Xs.
В табл. 3.8 дан порядок и пример поверочного расчета прочно,
сти лопасти РК для случая, рассмотренного в табл. 3.2 и для цель,
нолнтого РК. Здесь ра — плотность металла, из которого изго-
товлена лопасть.
При проектировании механизмов поворота лопастей в поворот,
но-лопастном, либо систем закрепления лопастей в жестколопаст-
ном ОН с отъемными лопастями надо знать момент гидродинами-
ческих сил, действующих на лопасть относительно ее оси поворота.
Если выполнен расчет обтекания решеток профилей, из ко-
торых составлена лопасть, то известно распределение давлений по
ее поверхности, а значит, может быть определен главный момент
сил давления относительно выбранной (заданной) оси поворота
лопасти.
Приближенно момент для слабоизогнутых тонких профилей
[29] равен
я
М, = р J Гл|(г)ю03 I (r)COSOCttt(r)dr +
Я
+ р J Гя I (г) ©« I (г) slnaolf (г) dr,
где
«.(г) = ]/’oJ,(r) + («r--b^-)2,
(3.82)
(3.83)
что справедливо при Q = Qp. При Q Qp определение Mt
возможно только экспериментально.
3.8, Выбор подводов отводов осевых насосов
Подвод должен обеспечить равномерный (осесимметричный)
поток перед входом в РК. Как правило, ОН обычного назначения
выполняют с вертикальным валом. В этом случае подвод и отвод
должны также обеспечить поворот потока перед и за ЛС.
Типовые насосы серии О или ОП имеют нормализованные
подводы и отводы. Размеры их проточной части показаны на
рис. 3.32 и 3.33. Здесь все размеры даны в долях от диаметра РК.
Характеристики ОН в каталогах даны по результатам испыта-
ний с подводами / (см. рис. 3.32) и отводами 1 (рис. см. 3.33).
Использование так называемого малогабаритного отвода 2 (см.
рис. 3.33) приводит к уменьшению максимального КПД насоса
примерно на 2—3 %.
При ненормализованных компоновках, например в циркуля*
двойных системах, используют коленные подводы с круговыми
118
<1)1.09
о
R 0}05
1,5
(3x^5)
$
Размеры проточной части нормализованных подводов вертикальных
Рис. 3.32.
осевых насосов:
/ и 2— коленные подводы; 3 — камерный подвод; 4 и 5 — конфузорные переходы от
Подводов к РК; 00 — ось поворота лопастей РК
(£>1,75
1^32
сч
RO,35
I
сечениями. В табл. 3.9 даны некоторые типы таких подводов, их
основные характеристики приведены на рис. 3.34 и в табл. 3.10.
Здесь линия О—О — ось поворота лопастей РК.
Коленные подводы всегда в большей или меньшей степени при-
водят к нарушению осесимметричности течения перед входом
в РК. На рис. 3.35 дан характерный вид распределения vz =
* ]У0»ср. где vz ср = 4Q/[nD2 (1 — d)2].
Нарушение осесимметричности входа можно характеризовать
коэффициентом
J vmrdr I
^ВТ ' ИВр!
R
J vmrdr
^вт
АА
(3.84)
110
Рис. 3.33. Размеры проточной части нормализованных отводов:
— основное исполнение; 2 — малогабаритное исполнение
D
1,52
0.65
0,№t
плавным поворотом (см. табл. 3.9.
Рис. 3.34. Относи-
тельные
проточной
коленных
кругового
в долях от
тра D:
1 — колено с
лированными
профи-
лопат-
Кв 1 и 2); 2 — с лопатками по-
0 1,09

размеры
части
подводов
сечения
диаме-
ками и .
стоянкой толщины и срезанными углами поворота (см. табл. 3.9, К» 5); 3 —
конфузорное колено (см. табл. 3.9, № 1 и 2); 4 — профиль лопатки; Б —
дужка лопатки постоянной толщины. Размеры приведены в табл. 3.10
120
Таблица 3.9
Характеристики коленных подводов кругового сечения
Номер подвода
Тип подвода
Относительные
геометрические
параметры подвода
Высота Длина Площадь сечения Коэффи’ циент гидрав- лических потерь
Н L Л F, г» С ^прЗ
3,2 2,0 1,83 1,18 1.0 0,30 0,09
1,053 15
Параметры
потока перед
входом в РК
Коэффициент неосесимметрич- ности Относительная окружная не- равномерность на периферии
Л пер
1 , r I J -о 3.2 2.0 1,83 1,18 2,0 0 ,35 0,105 1,060 18
1,83
1,83
0,18
0,16
0,28
0,055
1,021
0,16
0.23
1,020
1.030
Продолжение табл. 3.9
Здесь q> = arccos (1/Х);_R0—относительный радиус центра
= Ro/R', 0 — текущее значение ок-
ружного угла; КНя и К.Но — ко-
эффициенты напора при неосе-
симметричном и осесимметричном
входе потока в РК соответствен-
но. Rq зависит от величины вту-
лочного отношения и изменения
давления на лопасть РК, Ro

to
ол
0.9
08
0,6
Таблица 3.10
Относительные размеры к рис. 3.34
(в долях от диаметра D)
ОЛ 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 V
Пример распределения
* У' пе^ед входом в РК за колен-
п ^°^0Д01< <см- табл. 39 № 2)
с »
>ей ?Ружной (0
' СТОРОНЫ КОЛА
njJJ!,0CIC0CTH поворота колена при
- максимальным
и с внутрен-
Номер на- правляющей лопатки А Б В R
1 1,073 1,121 0,088 0,285
2 0,796 0,836 0,038 0,018
3 0,545 0,567 0,076 0,304
4 0,325 0,367 0,253
5 0,136 0,178 — 0,288
Таблица З.П
Характеристики колейных отводок
Относительные
геометрические
параметры отвода
Тми отвода

в;
К-
м
Вы-
сота
3,65
2,80
2,20
2,20
Диаметр
Коэффи-
циент ги-
дравличе-
ских по-
«рь ЕПр
1,0
12
1.2
1.2
1.1
1.2
0.23
0.55
0,27
1,1
1.1
1.2
1
0.41
i
£

123
циркуляции скорости по радиусу Г (г) (в среднем Ро ~ 0,7ч~
4-0,8 при nt — 12004-500). Примерные значения Xданы в табл. 3.9.
Окружная неравномерность скорости vt перед входом в РК
вызывает ухудшение кавитационных свойств РК, которое на стадии
проектирования можно оценить по результатам расчета квазнста-
ционарного обтекания при vt — var. Отклонение vt от ер
для периферийной области
Дбжв„ - 100% (3.86)
* пер ср
дано в табл. 3.9.
Формула (3.86) применима при ф < 20°, т. е. при Х< 1,06.
При X >1,06 величину Кия необходимо определять эксперимен-
тально. В судостроении используют коленные отводы с уменьшен-
ным осевым размером. В табл. 3.11 даны характеристики таких
отводов (3 и 4). Размеры колена этих отводов приведены на
рис. 3.34 и в табл. 3.10. Здесь же даны характеристики и нормали-
зованных отводов 1 и 2.
3.10. Характеристики осевых насосов
Энергетические и кавитационные свойства ОН определяются
по его рабочей характеристике (рис. 3.36). Такой график характе-
ризует свойства насоса при неизменном положении лопастей
РК, т. е. при <р = const.
Здесь напор насоса
2 __я2
и = "V” + Ч +* - • <3-87>
где давление р и скорости и измеряют в начальном сечении подвода
(всасывающей трубы) и конечном сечении отвода.
При ф = vaf свойства ОН представляют совокупностью ра-
бочих характеристик (рис. 3.37), каждая из которых получена при
Ф = const. Здесь ф — угол поворота лопастей РК по отношению
к расчетному, для которого условно принято ф — 0. По данным
такой характеристики для осевых насосов с поворотно-лопастным
РК строят универсальную характеристику (рис. 3.38).
На универсальной характеристике жирной линией выделяют
зону работы, рекомендуемую заводом-изготовителем. На рис. 3.38
Рис. 3.36. Пример рабочей ха-
рактеристики насоса ОП2-ПО
при л = 485 об/мин, D =
= 1,10 м, ф = 0
124
Рве. 3.37. Пример рабочих характеристик насоса ОП2-1Ю при п =
= 485 об/мин, D = 1,10 м
—1_______I______I_____I______I_____1___:_I______1________t
8000 10000 12000 14000 16000 18000 20000 22000 0,м3/ч
Рве. 3.38. Пример универсальной Характеристики насоса ОП2-110
при л = 485 об/мин
125
Рис. 3.39. Пример подрезки РК:
1 — меридианное сечение исходного
РК; 2 — подрезанное РК; 3 — цилин-
дрическая вставка
Рис. 3.40. Схема ЛС и РК с проме-
жуточным цилиндром
эта граница проведена при двух условиях: т) >80% и ДА < 14 м
при малых напорах и ДА < 13 м — при больших. Обычно на уни-
версальной характеристике не приводят западающих зон напор-
ных характеристик, но жирной горизонтальной чертой / на
рис. 3.38 задают линию максимально допустимого статического
напора при заполненном напорном трубопроводе во время пуска
насоса.
Все характеристики данного типового насоса (данной масштаб-
ной серии) объединяют в приведенной универсальной характе-
ристике с параметрами Kq и (см. рис. 8.2—8.8).
При использовании типовой ЛС с другой проточной частью
подвода или отвода характеристику насоса необходимо пересчи-
тать с учетом потерь напора в принятых каналах корпуса. При этом
удобно пользоваться характеристиками не насоса, а его ЛС,
т. е. когда в формуле (3.87) рн, рвс, ин.ср и пвс.ср — давления
и средние скорости за выходом из ЛО и перед входом в РК соответ-
ственно. Такие характеристики приведены на рис. 8.11—8.25.
При этом:
Н = Яле - (*н + Авс); (3.88)
П = Плс (1 - Я/Ялс); (3.89)
ДЛ = ДЛЛС + Лвс- (3.90)
Кроме обычных способов изменения характеристик, т. е. из-
менения размера (D — var) и частоты вращения РК (n — var)
в ОН широко используют изменение угла установки лопастей РК
(Ф — var) (см. рис. 3.38).
Кроме того, когда ОН выполняют поворотно-лопастными,
возможно непрерывное изменение его характеристик непосред-
ственно в процессе эксплуатации.
128
Возможно изменение ха-
рактеристик способом подрезки
(наружного диаметра РК без
изменения размеров корпуса,
втулки РК и части его лопастей
(рис. 3.39). При таком способе,
если подрезка выполнена в
I пределах Dn > (0,8-?-0,85)D,
приближенно можно прини-
мать, что напор и КПД на-
к
соса останутся неизменными,
подача уменьшится пропорцио-
нально уменьшению площади
живого сечения
d2 — d2
. (3.91)
ИСХ “"ВТ
Кавитационные характери-
стики также останутся при-
мерно прежними.
Ц Обычно в ОН потребляемая мощ-
ность при Q = О почти вдвое больше,
чем при ‘Птах (см. п. 2.1). В случаях,
когда пуск насоса вынуждены осуще-
ствлять при закрытом запорном ор-
гане, т. е. при Q = 0, необходимо
использовать двигатель с установлен-
ной мощностью, которая должна быть
в 2—2,5 раза больше необходимой
при нормальной работе насоса.
Уменьшение N в жестколопастном
насосе при Q — 0 возможно путем
изготовления РК с теми же лопастями,
но| с промежуточным цилиндром
(рис. 3.40). Такая конструкция позво-
ляет уменьшить N примерно в 1,8 раза.
Одновременно улучшается форма на-
порной характеристики — умень-
шается вона западающей ее части: по
подаче — на треть и по напору —
вдвое; улучшаются вибрационные ха-
рактеристики: во всем диапазоне
Устойчивой работы величина вибро-
ускорений а = a/g уменьшается при-
мерно вдвое; максимальный КПД —
примерно на 2 %; кавитационный за-
пас увеличивается на 5—10 %. При-
веденные выше цифры были получены
при Отработке ОН с л8 « 600 12].
№ В ОН, особенно работающих при
высоких скоростях обтекания (w >
> ЗО-т-50 м/с), необходимо улучшение
их кавитационно-эрозионных харак-
сч
со
СО
ю
СО
х
ф
X
со
«
3
о
X
S
2
х
м
со
3
0
О
ч
о
S
со in о о о со со Ф ЧЬ
А9 Пр ** сч in оо со
АЧ сч о оо —-О~ о
со Ю хГ СО О О 1О
А сч — ь- сч in xf сч to сч сч со сч
О Ю СО СЧ СЧ ь- —* —• о Ф Ф «о
О СО О СЧ СО СЧ СЧ СЧ СЧ ООО
К ДД со 0,19 0,18 0,177 хГ ОО О> Ь- оо »—и 0*0 О*
сч о о сч о"оо~ 00 Ш 00 xf xF СО ООО
»—ч ОО СЧЮ —• СЧ ц ц ^ч ооо счо г- СО СО to w4 ^Ч ооо
h О' ✓ 1‘1 04 6‘0 ОО — сГ -Г -Г
Кромка С острыми углами Напорный угол закруглен
л
*
к
tn
СП
«о
2

т
127
Рис, 3.42. Установка обода РК
Рис. 3.41. Пример частных кавита-
ционных характеристик РК ОП6
при <р = 0:
Z, ZZ. ZZZ - Rq « Kq/Kq опт « 0.9;
1,0; 1,1 соответственно: /, 2, 3, 4 —
значения кр и Кдд при начале
профильной, струйной, щелевой и тор-
цевой кавитации соответственно:
------ — периферийный торец лопа-
сти с острыми кромками;----------—
напорный угол торна закруглен ра-
диусом г «» 26
тер и стик. Это видно из того, что ин-
тенсивность кавитационной эрозии
« Wn, (3.92)
где п == 4ч-9.
На рис. 3.41 показаны частные ка-
витационные характеристики РК ОП6
при ср == 0 и Rq « 0,9; 1,0; 1,1 с отмеченными значениями ЛДЛ, при которых
начинали проявляться различные виды кавитации: профильная, щелевая, тор-
цевая (в пределах ширины торца лопасти) и струйная (в плоской струе жидкости,
вытекающей из периферийного зазора и распространяющейся вдоль поверх-
ности камеры РК). В табл. 3.12 даны соответствующие значения Кдд и коэффи-
циента запаса
л. == Хдл^Кдл^,
(3.93)
где индексом «э> обозначены эрозионные значения Д9 и Кьь* т. е. значения,
которые необходимо принимать для исключения того или другого вида кавитации.
Торцевую кавитацию можно исключить закруглением торца лопасти с напор-
ной стороны. Радиус закругления прн-
Рис. 3.43. Пример влияния обода
на характеристики насоса ОП6
(ф = 0):
/ — колесо без обода; 2 — колесо с обо-
дом; 3 — колесо с ободом в галтелью
нимают равным примерно удвоенному
размеру радиального зазора лопасть—
камера. На рис. 3.41 и в табл. 3.12
показаны результаты испытаний насоса
с таким изменением лопастей. Как видно,
при этом энергетические характеристики
не меняются, но несколько увеличивается
/СДА . Однако исключение торцевой ка-
витации приводит к тому, что необхо-
димое для исключения кавитационной
эрозии значение коэффициента Аэ даже
по отношению к КДЛ , соответству-
ющему РК с острыми кромками, состав-
ляет примерно 1,5 вместо 2. Коэффици-
енты запаса Л9 зависят от угла поворота
лопастей РК и режима его работы. Они
могут быть равны 3—4 и выше и должны
в каждом случае определяться экспери-
ментально.
128
К Для исключения щелевой кавитации иногда применяют РК с круговым
ободом (рис. 3.42 и 3.43). Обычно влияние обода учитывают только увеличением
затрат мощности, вызванным механическим трением обода о воду, и соответ-
ствующим падением КПД (около 8%). Из рис. 3.43 видно, что наличие обода
влияет на напор и кавитационные свойства насоса. Выполнение сопряжения
лопасти с ободом с галтелью на всасывающей стороне не изменяет напор, но
улучшает (рис. 3.43) кавитационные свойства насоса.
13.11. Основы расчета предвключенных осевых рабочих колес
комбинированных ступеней
Для улучшения кавитационных свойств центробежных насо-
сов используют установку перед входом в основное центробежное
РК дополнительного предвключенного осевого колеса (ПК)
(рис. 3.44).
ВЬ Для обеспечения бескавитационной работы насоса ПК должно
создавать напор, превышающий разность между падением дина-
мического давления на входе в центробежное РК и кавитационным
запасом на входе в насос:
К, ^ПК = Ф Al д пих)ц. ж Нвв. изб,
где ф —коэффициент запаса, ф — l,8-j-2.
Кр При этом подача = Q-
h Учитывая, что кавитационные свойства центробежного РК
резко снижаются при наличии на его входе отрицательных уг-
лов атаки Ар, необходимо обеспечить на входе в центробежное РК
выполнение условия
IB
№>
(3.94)
(3.95)
где Ар = Юч-200.
К Так как напор, создаваемый ПК, мал по сравнению с общим
напором насоса, энергетические качества ПК практически не вли-
ют на КПД всего насоса. Поэтому лопасти ПК могут в ущерб энер-
гетическим качествам иметь значительную длину (l/t), принятую
исходя из требований обеспечения высоких кавитационных свойств
насоса.
№ Вследствие относительно большой длины лопасти ПК и срав-
нительно малого напора напряжения в ее корневом сечении неве-
лики. Это позволяет принимать
толщину лопасти значительно
меньшей, чем у обычных осе-
вых колес, что повышает вса-
сывающую способность ПК.
Кроме того, для ПК уменьше-
ние динамического падения дав-
ления может быть достигнуто за
счет выравнивания эпюры отно-
сительных скоростей по всасы-
вающей поверхности лопасти.
5 П/р В. А. Зжмвжшсого
Рис. 3.44. Схемы РК комбинирован-
ных ступеней: а — ПК без бандажа;
б — ПК с бандажом
129
Рис. 3.45. Основные конструктивные размеры ПК шнекового типа:
/ м 1 — сечеммя заостренного клиновидного шнекового ПК соответственно
В зависимости от того, насколько допустима работа насоса
в режиме развитой кавитации, применяют ПК с профилированными
лопастями или шнекового типа, лопасти которых имеют винто-
вую поверхность. Шнек прост в изготовлении и обеспечивает вы-
сокий кавитационный коэффициент быстроходности насоса Скр =
= 25004-5000. Однако указанные значения Скр соответствуют ре-
жиму работы шнека при развитой (отрывной) кавитации, следст-
вием которой могут быть шум, вибрация и эрозия поверхностей
лопастей, поэтому применение шнеков возможно лишь в условиях
непродолжительной работы или при их периодической замене.
Длительность эксплуатации шнеков может быть повышена
при применении специальных кавитационно-стойких материалов
или наплавок, например, сплавов на основе никелида титана ТНМ,
а также использовании специально профилируемых клиновидных
(ступенчатых) профилей (рис. 3.45).
При проектировании ПК шнекового типа рекомендуется при-
нимать [39]:
втулочное отношение dnK = dnK/DnK минимальным (для
лучших образцов dnK = 0,254-0,35), для питательных насосов
<1Пк == 0,554-0,65;
отношение DnK/D0 < 1,35;
толщину входных кромок лопастей бл = 26t/(DnK + dnK) =
= 0,0084-0,009;
относительную длину заострения входных участков лопаток
^ер = ^ср/^пк = 0»4 -j- 0,5;
относительную длину межлопаточного канала
Х«ср = ^ср/^пк 2,3;
130
ряс. 3.46. Оптимальные параметры ПК шнекового
типа:
— а, = 0.024*
— а, = 0.01S
наружный диаметр
^DnK = У [~п~) Кд-|-</пк> (3.96)
где; Ко = f (^пк- ао) = 64-8 (рис. 3.46);
I. _ nni ,/"я~ । 0,11 ।
(3.97)

°*03__________0 091-
ч 1 /г 1П4\
64-11°;
радиальный зазор между ПК и корпусом насоса
Д/1>пк = 0,0094-0,011;
Еформу входных кромок лопаток — см. рис. 3.45:
р = 0,35 (Рпк — ^пк)« 4 = Dcp/50;
Ечисло лопаток г < 4;
к угол атаки на среднем диаметре
[ ДРср =
угол изогнутости лопаток
К ДРпк = Р» Pi ~ 04-15°.
При использовании в шнековых колесах клиновидных (ступен-
чатых) профилей угол излома в месте стыка ступеней не должен
превышать 7°. В случае, когда недопустима работа элементов на-
coca в режиме развитой кавитации, применяют профилированные
ПК. В этом случае кавитационный коэффициент быстроходности
насоса достигает несколько меньших значений Скр = 16004-2500,
однако кавитационные явления в проточной части насоса при
этом могут быть исключены.
Профилирование лопасти ПК осуществляется из условия обес-
печения выравненной эпюры скоростей по тыльной (всасывающей)
стороне профиля [13]. Ожидаемые кавитационные свойства ПК
с профилированными лопастями могут быть определены на осно-
вании результатов расчета обтекания лопастной системы и пара-
метров пограничного слоя по профилю решетки. При этом вслед-
ствие большой длины лопасти ПК и выравненной эпюры скоростей
по профилю, гидравлические потери от входа в решетку до точки
максимального динамического падения давления оказывают су-
щественное влияние на кавитационные свойства ПК [13].
Исследованию ПК посвящено значительное количество ра-
бот [12, 13, 18, 37, 39]. Пример оформления чертежа ПК дан
в атласе [23].
5* 131
Глава 4
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ЭЛЕМЕНТОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
ДИАГОНАЛЬНЫХ НАСОСОВ
4.1. Основные определения и схемы насосов
Форму меридианного сечения РК лопастного насоса можно
характеризовать углом у (рис. 4.1). В чисто центробежном РК
у = 90°, а в чисто осевом у = 0. Весь промежуток у — 0ч-90°
занимают РК с диагональным направлением потока, хотя обычно
насосы при п9 < 200ч-250 независимо от значения у называют
центробежными, при п9 > 450 и у = 0 для периферийной поверх-
ности тока независимо от у для остальных (см. рис. 3.13) —осе-
выми.
По конструкции РК насосы подразделяют на жестколопастные
(поз. 1 на рис. 4.1) и поворотно-лопастные (поз. 2 на рис. 4.1).
Рис. 4.1. Схема и зависимость сте-
пени диагональности РК от п9 на-
coca:
/ и 2 — жестко- поворотно-лопастное
РК; 3, 4 и S — области с у “ idem
Для РК
132
2,22 х?,#
00,93
0,925
Проточная часть поворотно-лопастного насоса (л
Рис. 4.3
00,96
01,03
Проточная часть поворотно-лопастного насоса (л.
Рис. 4.Б. Проточная часть поворотно-лопастного насоса (пл ==410)
Подводы насосов бывают осевыми или, главным образом в круп-
ных вертикальных насосах, — коленными, а отводы — спираль-
ными или коленными (рис. 4.2—4.5). При необходимости в насосах
с диагональным РК можно выполнять ступень с осевым ЛО
(рис. 4.4 и 4.5).
В поворотно-лопастных насосах степень диагональности ха-
рактеризуют углом между осями вращения РК и ооворота его
лопастей у0 = 90° —у; на рис. 4.1 приведена зависимость этого
угла от быстроходности насосов. В целях унификации сложных по
конструкции поворотно-лопастных диагональных насосов можно
рекомендовать в некоторых диапазонах ns выполнять их РК
с углом уо = idem, равным 30, 45 и 60° (см. рис. 4.1).
4.2. Особенности проектирования проточной части
диагональных рабочих колес
Обычно формулу для теоретического напора получают из рас-
смотрения абсолютного движения жидкости на «бесконечном»
расстоянии перед и за РК. Для условий относительного движе-
ния [11]
Н, = (Wu2U2 — U>ulUt) g-1 + (u22 — ul) g-1 = Ят. ц + Kop.
(4.1)
134
!
Здесь первое слагаемое может быть выражено через Гл ш — цир-
куляцию скорости в относительном движении по замкнутому кон-
туру, охватывающему профиль лопасти, и, следовательно, пред-
ставляет собой удельную энергию циркуляционных сил; второе
слагаемое — удельную энергию кориолисовых сил инерции.
Очевидно, что в осевом РК, а значит, и в прямой плоской ре-
шетке профилей /7Т. ROp = 0. В диагональном РК Ят.кор =# 0.
По мере увеличения угла у нор приобретает все большее зна-
чение и в радиальном центробежном РК становится определяющим
(здесь возможны случаи, когда = 0 и даже Нт,а < 0).
^Достаточно надежное определение при разработке РК
возможно только с использованием методов теории гидродинамиче-
ских решеток. Последнее особенно важно при больших nt насоса
(см. пп. 4.4 и 4.5).
Й.З. Определение формы меридианного сечения
f диагонального колеса
Форма меридианного сечения диагонального колеса связана
с его быстроходностью, типом РК и общей компоновочной схемой
насоса (главным образом с типом отвода). Среднее значение угла у0
дано на рис. 4.1. Здесь же на схеме видна разница между жестко-
лопастными и поворотно-лопастными РК.
Общие рекомендации по выбору закона изменения средней рас-
ходной скорости вдоль средней линии меридианного сечения РК,
Меридианные
сечения ЛС
диагональных поворотно-лопаст-
ных насосов со спиральными отво-
дами:
«а 215 (см. рис. 4.2); 2 — nf *»
*= 260 (см. рис. 4.3)
Рнс. 4.7. Меридианные сечения ЛС
Диагональных поворотно-лопастных
насосов с осевыми отводами:
К. «= 350 (см. рис. 4.4); 2 —*
% ₽ 410 (см. рис. 4.5)
f

Рис. 4.8. Меридианное сечение ЛС диагонального
жестколопастного насоса (п3 = 630) с осевыми
входом и выходом и проходным валом на входе
а значит, и по выбору его очертаний, осо-
бенно в жестколопастных РК аналогич-
ны используемым при проектировании
быстроходных центробежных РК (см.
п. 2.2). В поворотно-лопастных РК мери-
дианное сечение должно быть ограничено
концентрическими сферическими поверх-
ностями. На рис. 4.6 и 4.7 даны меридиан-
ные сечения ЛС четырех поворотно-ло-
пастных насосов, показанных на рис.
4.2—4.5, а на рис. 4.8 — быстроходного
жесткол опастного.
При определении формы меридианного сечения вновь проекти-
руемого жестколопастного РК необходимо определять степень
диагональности втулочной и периферийной поверхностей. Такое
определение для втулочной поверхности дано в п. 3.3; для пери-
ферийной — степень диагональности в первом приближении за-
дают в соответствии с выбранным законом vmcp (s) и общей компо-
новочной схемой насоса при принятой диагональности и форме
втулочной поверхности. В жестколопастных РК возможно уточ-
нение степени диагональности периферийной поверхности из
условия минимума профильных потерь hnp в данной решетке про-
филей (см. п. 4.5).
4,4« Методика проектирования рабочего колеса
с комплексным использованием струйного
и решеточного методов
Чем меньше п, диагонального насоса, тем ближе течение в его
РК к характерному для радиального (центробежного) типа и тем
больше оснований использовать при разработке его ЛС опыт
проектирования по созданию ПЧ на основе струйной теории (см.
п. 2.2). Основная сложность заключается в определении степени
влияния конечного числа лопастей, т. е. в переходе от к Нт-
В диагональных РК поправка р на конечное число лопастей
существенно отличается (особенно для поворотно-лопастных РК)
от значений, применяемых для ЦБН (см. табл. 2.5). В табл. 4.1
показано сравнение по трем сечениям поворотно-лопастных колес
[для двух вариантов с п, = 260 (поз. 2 на рис. 4.6) и с nt = 350
(поз. 1 на рис. 4.7)] действительных значений коэффициента р
и определенных с использованием формулы Зибрехта [10]
Р = ф/?2/(?5), (4.2)
136
Действительное значение р в табл. 4.1 получено с использованием
экспериментальных данных. На коэффициент р влияет форма
допасти. В табл. 4.1 приведены данные для двух вариантов РК
с одинаковыми n„ Н, Q, Dt, 0, иг, но с разной формой лопа-
стигЗначения р резко различаются по всем трем сечениям.
Рекомендуется проектирование ЛС РК выполнять способом
последовательных приближений, при котором в первом прибли-
жении решается обратная задача, т. е. проектирование лопастей,
затем прямая задача — расчет их обтекания (см. п. 3.6). Далее
при необходимости изменяют условия проектирования ЛС и снова
решают обратную и прямую задачи до тех пор, пока не будут по-
лучены требуемые энергетические и кавитационные характери-
стики.
Для диагональных РК при nt tv 200-2-400 рационально обрат-
ную задачу решать обычным струйным методом (см. п. 2.2) и в пер-
вом приближении выбирать значения рг по (4.2) и (4.3). Затем
в результате расчета обтекания (см. п. 3.6) находят рг и, прини-
мая р — рг, выполняют второе приближение, т. е. определяют р3
и т, д. до совпадения и р(. Тогда будет обеспечено равенство
заданного и полученного расчетомзначенийтеоретического напора.
При решении обратных задач на основе струйной теории полу-
чают только средние линии лопастей, которые перед решением
прямой задачи необходимо заменить телесными профилями. Пос-
№’ Таблица 4.1
ВЙ?" Сравнение действительных значений
коэффициента р и подсчитанных по формулам
(4.2) и (4.3)
Вариант
РК
ние
Коэффициент р
Подсчитанный по формулам (4.2) и (4.3) Действи- тельный
0,74 0,24
0,82 0,26
1.10 0,37
0,69 0,41
0,74 0,47
0,90 0,54
0,39 0,26
0,54 0,37
0,93 0,52
Рис. 4.9. Зависимость
ДА (Q) для V сечения
двух РК с п5 — 260
(см. табл. 4.1, ва-
рианты 1 и 2):
------ — эксперимен-
тальные данные;
—-----------расчетные
значения
137
леднее можно выполнять, как это принято в обычных ЦБН (п. 2.2).
Хорошие результаты дает «одевание» средних линий симметричным
профилем (см. рис. 3.19 и табл. 3.3).
Хорошая сходимость с экспериментом будет обеспечена, т. е.
Ят.р = /7т.э в том случае, если поверхности тока меридиан-
ного потока, на которых выполняют расчет обтекания жидкостью
решеток профилей, соответствуют действительному меридианному
потоку в области РК. Наилучшим приближением является потен-
циальный поток, применение которого можно рекомендовать,
если при проектировании не решается осесимметричная задача,
позволяющая дополнительно уточнить влияние ЛС РК на форму
осесимметричных поверхностей тока меридианного потока.
Коэффициент полезного действия РК будет максимальным при
Qp, если при Q = Qp обеспечена «беспиковая» эпюра относитель-
ных скоростей tt>(s), что в ходе проектирования достигается
целенаправленным изменением формы средней линии входного
участка лопасти. При этом, как правило, направление средней
относительной скорости потока о>1П0Т. ср не совпадает с направ-
лением входного элемента лопасти, т. е. при р1пот Ф р1Л.
Результаты расчета обтекания решеток профилей в последнем
приближении при Q = var позволяют прогнозировать форму на-
порной Н (Q) и кавитационной ДЛ (Q) характеристики. Из рис. 4.9
видно, что не только вид кривой Дй (Q), но и в значительной сте-
пени значение Дйт1п зависит от формы лопасти даже при всех про-
чих равных условиях. Под формой здесь понимается главным об-
разом закон изменения рл (s).
4.5. Методика проектирования
диагонального рабочего колеса с использованием
прямых гидродинамических решеток профилей
С ростом быстроходности диагонального насоса его РК все
больше приближается к осевому и все более рациональным ста-
новится использование при его разработке методов проектирова-
ния прямых решеток профилей. Наиболее простой является раз-
работка плоских решеток, расположенных на цилиндрической по-
верхности, с последующим конформным отображением полученных
профилей на осесимметричные поверхности тока диагонального
РК- При этом возможно полное использование всех рекомендаций,
отработанных для РК осевых насосов.
Если радиус исходной цилиндрической поверхности /?0 ра-
вен радиусу расположения входной кромки лопасти на соответ-
ствующей поверхности тока диагонального РК, то после указан-
ного отображения характер обтекания входного участка получен-
ных профилей сохраняется таким же, как и у разработанных пря-
мых решеток, а следовательно, сохраняется и их кавитационная
характеристика. Кроме того, если у исходной прямой решетки
обеспечен безударный вход, то он остается таким и в диагональной.
138
_ Однако в полученной таким образом диагональной решетке
профилей, в отличие от исходной прямой, толщина слоя h [15],
в котором она расположена, будет в общем случае переменной
> Rt. С учетом указанного, перейдя от теоретического на-
к соответствующей ему циркуляции скорости, из формулы
получается [И]
и Rz
пора
кор — х о
R
L cos Ya
R2-----—).
COS у2 /
J_________hi
2Я 2/ia
(4.4)
г
Здесь Го—циркуляция скорости вокруг профилей прямой (осевой)
решетки профилей; R — R/Ro, R = R2 — радиус расположения
выходной кромки диагонального профиля; — Ri — радиус
цилиндра, на который спроектирована исходная прямая решетка
профилей; у2 — угол диагональности поверхности тока в точке
расположения выходной кромки профиля (в общем случае у2 =/=
ф у; hi и h2 — толщины слоя в районе входной и выходной кромок
диагонального профиля соответственно, которые определяются
из соотношения
h == RoPmoKRi^mz) •
(4.5)
НВ выражении (4.5) = vmi и vm2 — расходные (мери-
дианные) составляющие абсолютной скорости потока на входе и
выходе проектируемой диагональной решетки.
Из выражения (4.4) видно, что при отображении исходной пря-
мой решетки на диагональную поверхность тока не только прояв-
ляется действие кориолисовых сил инерции (второе слагаемое),
но изменяется действие и циркуляционных сил (выражение в пря-
мых скобках первого слагаемого) (рис. 4.10).
Проектирование диагональной решетки профилей ведут в сле-
дующей последовательности:
первое приближение — определяют размер входа в РК (п. 3.3
с учетом п. 3.5), задают величину у по рис. 4.1 и форму меридиан-
ного сечения РК; выполняют построение потенциального потока;
п°[требуемому напору находят Г и подсчитывают по формуле
(4.4) Го при R = 1, h =1, у2 = у; проектируют исходную пря-
’Рис. 4.10. Пример влияния диагональности
,(/ и /') и переменности толщины слоя (5 и 3')
f На циркуляцию скорости вокруг профиля
* В решетке при /?0 = 2 и 2' — совместное
1 влияние у и Л:
- — обтекание идеальной жидкостью:
— вязкой
Рис. 4.11. К выбору оптимальной диа-
гональности периферийной поверхно-
сти тока:
1, 2, 3 - зависимости h для V “= 0; IQ
и 20® соответственно: 4. 5 — профильный
КПД для у == Он 10® соответственно
мую решетку тонких дужек по рекомендациям п. 3.4, т. е. как
для осевого РК; конформно отображают полученную дужку на
соответствующую поверхность тока меридианного потока [14,
15 J и определяют положение выходной кромки дужки;
второе приближение — определяют величины hY и у2>1;
по (4.4) находят значение Го; выполняют все этапы проектирования
аналогично первому приближению, находят R29 h2. у2,2; подсчи-
тывают Гп по формуле (4.4) и определяют степень несовпадения
Гц и Гх.
При необходимости выполняют третье и последующие при-
ближения.
В результате описанного расчета получают значение Го и
соответствующую решетку тонких дужек, «одевают» их телесными
профилями (см. п. 3.4), отображают полученные профили на со-
ответствующие поверхности тока и заканчивают проектирова-
ние РК.
При необходимости более тщательной отработки лопастей РК определение
ожидаемых значений Ят, т]пр, ДЛкр и их изменения при Q ~ var либо их возмож-
ного улучшения выполняют расчет обтекания полученных диагональных решеток
телесных профилей и с его помощью — дальнейшую отработку как исходных
прямых решеток профилей по пп. 3.6 и 3.7, так и получаемых решеток профилей
на диагональных осесимметричных поверхностях тока.
Выполнение при разработке лопастей расчета обтекания решеток профилей
позволяет в ходе проектирования всего РК» особенно в жестколопастных насосах,
уточнять степень диагональности для периферийного участка колеса, т. е. решать
вопрос о наиболее целесообразной форме меридианного сечения РК.
Степень диагональности втулочной (корневой) поверхности уКОр определяют
аналогично выбору размеров конической втулки осевого насоса (п. 3.3), а ее
форму — в соответствии с общей компоновкой РК в насосе.
Определение оптимального угла диагональности периферийной поверх-
ности тока можно выполнить в следующей последовательности:
первое приближение — по методике, изложенной выше (п. 4.5), проекти-
руют несколько вариантов периферийной решетки профилей при различном зна-
чении у, включая у = 0, и одной и той же величине Г; для всех вариантов выпол-
няют расчет Лдр и выбирают уопт х, при котором Лпр Лпр 0;
второе приближение — при выбранном уопт inep и определенном (см. выше)
значении укор с учетом требуемой компоновки ПЧ задаются формой меридиан-
ного сечения РК и строят линии тока меридианного (потенциального) потока;
как и в первом приближении, выполняют выбор уопт для всех (как минимум
трех) поверхностей тока и определяют для расположенных на них решетках
профилей оЛпр = Лпр — Лдро? для того сечения, у которого 6Лпр имеет наиболь-
шее значение, выполняют дополнительный поиск уопт по схеме первого прнбли*
140
жяякя; во величине этого еечеиин вновь проектируют (корректируют)
меридианное сечение РК.
Г На рис. 4.11 даны результаты такого поиска для вариантов РК насоса,
доказанного на рнс. 4.8.
4.6. Расчет и проектирование отводов
Проектирование лопаточного отвода выполняют в последова-
тельности, изложенной в п. 4.4, при ш = 0 и = 0. Итерацион-
ный процесс проводят при менее строгих требованиях по уровню
совпадения Hri. Если для РК это несовпадение по средне-
интегральной величине НТ допускают до 1,5—2 %, то для ЛО —
до 3—5 %, что значительно сокращает время проектиро-
вания.
к Примерные размеры и форма меридианного сечения таких
ЛО приведены на рис. 4.7 и 4.8. Они зависят от общей компоновки
насоса. Например, на рис. 4.7 даны ЛО для вертикальных насо-
сов с коленными подводами и консольными РК (см. рис. 4.4 и 4.5),
на^рис. 4.8 — для насоса с чисто осевым выходом и проходным ва-
лом на стороне всасывания РК.
«Коленные подводы и отводы для ДН проектируют так же,
как и для осевых (см. п. 3.9); радиальные отводы (см. рис. 4.3) —
аналогично центробежным насосам (п. 2.3). Тип отвода слабо свя-
зан с п9 насоса и главным образом определяется общей компонов-
кой насосного агрегата. Ориентировочно спиральные отводы пред-
почтительнее использовать при п9 — 2004- 400, а коленные с ЛО
при п9 = 3004-600 и выше.
t4.7« Форма напорной характеристики диагональных насосов
В п. 3.5 описаны причины, вызывающие нарушение монотон-
ности и образование западающих участков напорной характери-
стики Н (Q). Введение диагональности позволяет реализовать
Ik \\л 2 _ к i«< i J 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 Kq Рв€. ’ 4.12. Пример сравнения харак- теристик: 1 ч,»асос ОП8 (ф = 0; ng = 445); 2 — ди- аго«сальный насос (ф » 20°; пв= 447) 2 20 V « А. 3 \л ю v 5^^— —-х- 1 гН 1 °200 400 600 800 1000 \ Рис. 4.13. Зависимость ДКн от п8 для осевых поворотно-лопастных (I) и диагональных (II) насосов (цифры возле точек означают тип РК насосов серии ОП) 141 .1
дополнительное приращение напора в решетке от действия корио-
лисовых сил инерции. При этом уменьшается степень диффузор-
ности эпюры распределения скорости вдоль всасывающей по-
верхности профилей и снижается возможность возникновения
отрыва пограничного слоя. Форма напорной характеристики ста-
новится более монотонной.
Степень «западания» характеристики Н (Q) можно оценить
(рис. 4.12) с помощью выражения
ЫИ = ЫН/КН max — (Kfi max — min max* (4.6)
На рис. 4.13 даны средние экспериментальные зависимости
Д/С/у (п8) для ОН (серия ОП) и диагональных насосов.
Глава 5
ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫ
И ВОПРОСЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ НАСОСОВ
5.1. Режимы работы насосов, типы переходных процессов
Надежность работы ЛН, как и других гидравлических машин,
в значительной степени определяется совершенством методов рас-
чета напряженного состояния деталей и соответствием расчетных
нагрузок действительным.
Наиболее сложны для определения нагрузки, возникающие
в элементах конструкции насосов под действием потока жидкости.
Опыт создания ЛН показывает, что должны быть приняты во
внимание гидродинамические нагрузки в широком диапазоне ре-
жимов, включая и режимы, далекие от эксплуатационных и не
характерные для нормальной работы, поскольку на них наблю-
даются значительные повышения нагрузок, изменение знака неко-
торых из них и др. Несмотря на кратковременность подобных
режимов, они могут приводить к аварийным состояниям и должны
учитываться при расчетах. В связи с этим решение задачи по оп-
ределению расчетных нагрузок тесно связано с исследованиями
переходных процессов и условий регулирования ЛН.
Переходными процессами в гидромашинах называют процессы
перехода от одного установившегося режима к другому. Для ЛН
такими процессами будут пуск из неподвижного, нерабочего со-
стояния; остановка; внезапная потеря насосом привода на рабо-
чих режимах. Первые два относятся к запланированным при нор-
мальной эксплуатации насосных установок процессам, послед-
ний — к аварийным.
142
* Изменение нагрузок при переходных процессах будет опреде-
I литься параметрами собственно ЛН, водовода, типом привода,
способами пуска и остановки, изолированной или совместной ра-
ботой группы насосов на общую сеть и другими факторами.
^Режимы подразделяют на равновесные и неравновесные. Лю-
бой переходный процесс состоит из последовательного ряда «мгно-
венных» режимов работы и сопровождается неустановившимся
движением жидкости. Это приводит к изменению потока по вели-
чине и направлению его скоростей, а следовательно, и давлений
на каждом из «мгновенных» режимов переходного процесса по
сравнению с потоком на установившихся (устойчивых или рав-
новесных) режимах при тех же частотах вращения ротора насоса
|и положениях регулирующих органов. Указанное обстоятельство
и|является причиной того, что при переходном процессе конеч-
ный (равновесный) режим наступает лишь через некоторое время
после прекращения движения органов регулирования. Следова-
тельно, пользуясь введенными понятиями, можно сказать, что
переходный процесс состоит из ряда неравновесных режимов.
!По аналогии с терминологией теории автоматического регулиро-
вания параметры равновесных режимов названы статическими, а
неравновесных —динамическими.
ЕОтметим, что в общем случае любой установившийся режим ра-
боты ЛН является нестационарным, т. е. его параметры будут фун-
кциями времени. Осредненный по времени параметр называют
его статической составляющей, а составляющую, вызванную не-
стационарностью, — динамической.
^Увеличение размеров и единичной мощности насосных агрега-
тов повышает требования к учету их особенностей при изучении
перечисленных выше переходных процессов. Кроме того, возможна
эксплуатация части насосов в турбинном режиме для выработки
активной мощности или в режиме синхронного компенсатора
для ^выработки реактивной мощности. Указанные режимы работы
значительно расширяют круг возможных переходных процессов
в ЛН, так как добавляются процессы перехода от одного основного
режима к другому, а также процессы после внезапного (аварий-
ного) сброса нагрузки с агрегата, работающего в турбинном ре-
жиме. Особенности пуска и остановки крупных ЛН будут рассмо-
трены в п. 5.6. По другим переходным процессам рекомендуем
работы (8 и 37].
1
1
•1
0*2. Совместная работа насоса и его внешней сети
Насосный агрегат и внешняя сеть образуют единую систему.
Преобразованная в насосе механическая энергия привода переда-
ется в виде гидравлической энергии потребителям во внешнюю
сеть/ На установившемся режиме работы должно выполняться
Условие Евыр = Епотр, где Евыр —энергия, вырабатываемая
МаШиной; ЕПотр — потребляемая энергия. Энергию можно пред-
143
Рис. 5.1. Схема системы «насосная установка
внешняя сеты; и hw вс — гидравлические
потери в напорном и всасывающем трубопро.
водах соответственно
ставить в виде формулы (1.2). Для
несжимаемой жидкости р — const. Та-
ким образом, устойчивая работа си-
стемы будет обеспечена при наличии
энергетического и материального ба-
ланса: Нв = Нс, т. е. напор насоса
равен напору, потребляемому сетью;
Qh = Qc — подача насоса равна рас-
ходу, забираемому из сети.
В общем случае для перемещения жидкости во внешней сети —
из приемного резервуара в напорный — необходимо затрачивать
энергию на подъем жидкости на высоту, равную разности отметок
свободных поверхностей резервуаров, Нг = г2—zi (рис. 5.1),
на преодоление разности давлений в резервуарах рг — plt на
увеличение кинетической энергии жидкости и преодоление суммы
всех гидравлических сопротивлений £/ia, во всасывающем и на-
порном трубопроводах. Напор сети
г/ _ I] | Рг Р1 I । у L
Не - Яг+- —- + 2Л,
(5-1)
Первые два слагаемых в правой части выражения (5.1) счи-
тают не зависящими от расхода сети и называют статическим на-
пором [Яст “ Яг + (р2—Р1)/(Р^)1- Гидравлические потери при
турбулентном режиме движения жидкости приближенно про-
порциональны Q2. Тогда
Нс = Яст + kQ*.
(5.2)
Характеристикой сети называют зависимость напора сети Нс
от расхода жидкости (рис. 5.2). Характеристика сети представляет
собой квадратичную параболу, вершина которой смещена по оси
ординат на величину Яст. Крутизна параболы определяется ко-
эффициентом k, равным в соответ-
Рис. 5.2. Характеристики насоса и внешней Т"
сети при совместной работе
144
где I, d, F — длина, диаметр и площадь сечения участка системы,
индекс ад» означает номер участка; X и £ — коэффициенты гидра-
влических потерь на трение и в местных сопротивлениях, индексы
,i> и «2» относятся к приемному и напорному резервуарам.
Если площади свободных поверхностей резервуаров и
f, очень значительны (т. е. « va та 0), то первым слагаемым
в правой части выражения (5.3) можно пренебречь.
Величина Н„ может изменяться от положительных до отрица-
тельных значений (но не менее — 10,3 м) в зависимости от кон-
кретных условий данной системы (см. характеристики сети Яс,
Яс1и Яса на рис. 5.2). Точка пересечения характеристики Яс±
с осью абсцисс (точка В) определяет расход в сети при отсутствии
насоса.
При работе насоса на сложную сеть, имеющую много развет-
влений, параллельных и последовательных соединений, различ-
ное расположение уровней жидкости в резервуарах, для получе-
ния суммарной характеристики сети обычно пользуются графи-
ческим суммированием характеристик отдельных участков (в со-
ответствии с законами гидравлики).
Режим, соответствующий по подаче точке пересечения характе-
ристик насоса На и сети Нс (точка А на рис. 5.2), называют ра-
бочим. Как правило, насос эксплуатируют на целом ряде режимов,
т. е. в рабочей зоне характеристики — от Qmln до Qmax, указывае-
мой в каталогах. На каждом из режимов должна быть обеспечена
устойчивая работа (см. п. 5.7).
В реальных условиях эксплуатации необходимое изменение
расхода сети (рабочего режима) может быть достигнуто изменением
как'характеристики сети Нс, так и характеристики насоса Ня
(см.кп. 5.9).
5.3. Круговые и полные статические характеристики
лопастных насосов
Расчеты переходных процессов могут быть выполнены с доста-
точной точностью лишь при использовании экспериментальных
характеристик равновесных режимов, т. е. статических характе-
ристик, охватывающих все режимы работы, возможные при экс-
плуатации.
Для построения подобных характеристик используют различ-
ные способы. Наиболее общей является круговая характеристика,
предложенная в 1935 г. Н. М. Щаповым [431. Она охватывает и
Режимы, имеющие место только для ряда специальных насосов,
в частности судовых, и предполагает изменение знака напора, на-
правления вращения ротора, направления движения потока жид-
кости и различные их сочетания.
На рис. 5.3 показана круговая характеристика ЛН [7 ], по-
кроенная в координатах подача — частота вращения при усло-
вии^что регулирующие подачу (расход) органы занимают неиз-
145
К , игС-
Рис. б.З. Круговая характеристика лопастного насоса
менное положение. При построении принято следующее правило
знаков: положительное направление движения жидкости и поло-
жительное направление вращения ротора — насосные. За поло-
жительное принято значение напора, при котором удельная энер-
гия на наружной (с ббльшим диаметром) стороне РК больше удель-
ной энергии на меньшем диаметре. Знак момента на РК определя-
ется по зна кам мощности на валу и направлению вращения ротора.
Мощность, подводимая к РК, имеет условно знак плюс. В принятых
координатах каждому отношению Q/n = const соответствует луч,
выходящий из начала координат и характеризующий определен-
ный режим работы.
Полный обход по любому замкнутому контуру вокруг начала
координат этой характеристики даст все режимы работы ЛН. Здесь
выбран прямоугольный контур, стороны которого | Q | — const
и |n| = const. Обход начнем с обычного насосного режима пря-
мого вращения. Ему соответствует участок pab, а точки р, а, b —
режимам работы Q = Qmax (Н = 0), оптимальному и Q = 0
соответственно. Обход против часовой стрелки даст качественную
характеристику переходного процесса после потери насосом при-
вода. Следующий режим (участок bed) — тормозной — называют
146
режимом противотока, в этом режиме сохраняется насосное на-
правление вращения ротора, но поток движется в противополож-
ную («турбинную») сторону. В обычном турбинном режиме (пря-
мого вращения) — участок def — меняется на противоположное
и ^направление вращения ротора. Точка f соответствует разгон-
ному режиму, когда М = 0, а частота вращения разгонная, т. е.
пр. Именно этот режим будет конечным, равновесным при
потере привода, если напор не снижается, как в рассматриваемой
нами схеме, а остается постоянным. По инерции насосный агрегат
заходит на некоторое время и в зону следующего, тормозного
режима (участок fgh), называемого режимом гидравлического тор-
можения. Здесь моменты отрицательны, поскольку для принуди-
тельного вращения ротора в турбинную сторону с частотой п >
> лр мощность подводится извне. При условии л = const и
уменьшающемся напоре расход жидкости в турбинную сторону
уменьшается, и начиная с точки h следующего участка hi — насос-
ного режима обратного вращения, меняет знак. Лопастной насос
работает в этом режиме с низким КПД. Заход насоса в эту зону
возможен в том случае, когда переходный процесс после потери
привода сопровождается опорожнением напорного водовода.
R В точке i напор падает до нуля, затем меняет знак и растет.
Это приводит к увеличению подачи при сохранении турбинного
направления вращения вала. Режим на участке ikl тормозной.
При Q = const переход от точки k к точке I сопровождается ростом
напора, компенсирующего насосное действие РК- Возрастающий
напор приводит к остановке ротора (точка Z), а затем — к изме-
нению направления вращения. Участок 1т характеризует турбин-
ный режим обратного вращения. Поток при этом движется от
центра к периферии, а значения КПД очень малы. Частота вра-
щения в точке т будет разгонной для данного режима. Участок
mrt*p описывает очередной тормозной режим: РК вращается в сто-
рону, противоположную той, что соответствует разности энергий
по бьефам. Постепенное снижение напора до нулевого позволит
ЛН перейти в точке р в насосный режим прямого вращения.
Ef Форма и расположение кривых момента и напора зависят от
быстроходности ЛН. На рис. 5.4—5.6 даны круговые характери-
стики ЛН с п9 = 127 [46], 530 и 950 [49]. Цифрами 1—8 в круж-
ках обозначены на них различные режимы работы. Все параметры
выражены в относительных единицах, индекс «опт» характеризует
оптимальный режим.
к. Таким образом, в самом общем случае на круговой характери-
стике ЛН будет восемь зон: 7; 5—две зоны насосных ре-
жимов (прямого и обратного вращения); 3; 7 — две зоны турбин-
ных режимов (прямого и обратного вращения); 2; 4\ 6\ 8 — четыре
тормозные зоны, расположенные между насосными и турбинными
режимами.
Б>В табл. 5.1 приведены все режимы работы ЛН с указанием
знаков параметров. Зоны 1—5 соответствуют наиб олее часто ветре
147
К
Рис. 5.4. Круговая характеристика центробежного насоса с двусторонним вхо-
дом (л, = 127):
" — линии постоянного напора;
— линии постоянного момента
148
200
J Рис. 5.5. Круговая характеристика осевого насоса (ns = 530):
i — — линии постоянного напора; — — — — — линии постоянного момента
чающимся режимам эксплуатации гидравлических машин при
положительном значении напора, а 6—8 — при отрицательном.
Разнообразие способов представления круговых характери-
стик объясняется тем, что из четырех действительных параметров
ЛН: подачи Q, частоты вращения и, напора Н и крутящего момен-
та М два любых могут быть приняты в качестве координат, тогда
два других будут функциями от них. Кроме того, характеристики
могут быть построены в координатах действительных параметров Q,
п, Я, М; приведенных (A1J, n{, Qi) или Км, Кн, Kq; относи-
149
доС*(5КРУГова? характеристика центробежного насоса с двусторонним вхо-
линии постоянного напора; —----------------— линии постоянного момента
148
опп
Рис. 5.5. Круговая характеристика осевого насоса (ns — 530):
------ — линии постоянного напора; — — — — — линии постоянного момента
чающимся режимам эксплуатации гидравлических машин при
положительном значении напора, а 6—8 — при отрицательном.
Разнообразие способов представления круговых характери-
стик объясняется тем, что из четырех действительных параметров
ЛН: подачи Q, частоты вращения п, напора И и крутящего момен-
та М два любых могут быть приняты в качестве координат, тогда
два других будут функциями от них. Кроме того, характеристики
могут быть построены в координатах действительных параметров Q,
и, Я, М; приведенных (Afj, щ', Qi) или Км, Кн, Kq', относи-
149
Т—-200
Y)
Рис. 5.6. Круговая характеристика осевого насоса (ns = 950)*
——— » линии постоянного напора; линии постоянного момента
тельных (приведенных mJ, Pl, qi или безразмерных т, р, Л, q).
Приведенные момент, частота вращения и подача:
М' М . > nDt ,
Ml ~ HD% ’ Пг

___ Q' _ Q
Vh ’ 1 Di Vh
Относительные приведенные моменты, частота вращения и
подача:
(5-4)
mi = AfiZAfpi = ni/n'l0; qi = Qi/(?i0.
(5.5)
160

Таблица 5.1
Режимы работы лопастного насоса
Номер
зоны
Режим
Знак параметра
Q
N
М
5
6
7
8
Насосный прямого вращения
Режим противотока
Турбинный прямого вращения
Режим гидравлического тормо-
жения
Насосный обратного вращения
Тормозной
Турбинный обратного вращения
Тормозной
Относительные безразмерные момент, частота вращения, напор
к. и подача:
т = M/MQ; р = п/п0;|
I h = Н/Н^ q = Q/Qo. j (5 6)
Здесь параметры с индексом «О» характеризуют определенный
режим, называемый базисным; для поворотно-лопастных насосов
вместо D2 ставят D (см. рис. 4.2). В качестве базисного может
выбираться оптимальный, расчетный или какой-либо другой уста-
новившийся режим работы ЛН.
На рис. 5.7 показаны круговые характеристики быстроходного
центробежного насоса с ns = 340 [35], построенные в приведен-
ных параметрах. Номера зон соответствуют номерам табл. 5.1
и обозначениям на рис. 5.3—5.6. У осевых насосов в отличие от
центробежных с изменением направления вращения РК меняются
знаки и расхода, и напора. Как следствие, насосный режим
обратного вращения у ОН будет занимать третий квадрант кру-
говой характеристики Kq — Кн (Qi — п{)-
Перечисленные выше параметры связаны между собой и при
> необходимости может быть сделан их пересчет по следующим соот-
ношениям:
Kq = Qi Кн = (60/ni)2;
А = (₽/₽i)2; Я = ?i₽/Pi; т- = ^i(₽/₽i)2;
Р = ₽i / А ; т = mih-, q = q'i -/h .
(5-7)
(5.8)
(5-9)
Круговые характеристики определяют экспериментальным пу-
тем, поскольку в настоящее время нет надежных расчетных мето-
дов их определения. Проведение испытаний требует наличия спе-
циального стенда, оборудованного вспомогательным насосом для
получения отрицательных напоров.
151
т---200
п
Рис. 5.6. Круговая характеристика осевого насоса (ns == 950):
...... дивин постоянного напора; — — линии постоянного момента
тельных (приведенных т{, 0J, q'i или безразмерных т, 0, ft, q).
Приведенные момент, частота вращения и подача:
M1 но*' qiss~DiVtt"' (54)
Относительные приведенные моменты, частота вращения и
подача:
mJ « AfJ/Afio; 0i «= nj/nio; q{ = Qi/Q'I0.
160
(5.5)
Таблица 5.1
Режимы работы лопастного насоса
к Относительные безразмерные момент, частота вращения, напор
Ви подача:
Меи
| т = М/Мо, Р = п/п0-Л
J h = Н/Но-, q = Q/Qo. ( )
и Здесь параметры с индексом «О» характеризуют определенный
I режим, называемый базисным; для поворотно-лопастных насосов
I вместо D2 ставят D (см. рис. 4.2). В качестве базисного может
| выбираться оптимальный, расчетный или какой-либо другой уста-
I новившийся режим работы ЛН.
I На рис. 5.7 показаны круговые характеристики быстроходного
| центробежного насоса с па = 340 [35], построенные в приведен-
I ных параметрах. Номера зон соответствуют номерам табл. 5.1
Ьи обозначениям на рис. 5.3—5.6. У осевых насосов в отличие от
i центробежных с изменением направления вращения РК меняются
Взнаки и расхода, и напора. Как следствие, насосный режим
Цобратного вращения у ОН будет занимать третий квадрант кру-
|товой характеристики Kq — Кн (Qi —
К Перечисленные выше параметры связаны между собой и при
Й необходимости может быть сделан их пересчет по следующим соот-
Кношениям:
I = Qi VTCh, Кн = (60/ni)2; (5.7)
S' •
| h = (₽/Pi)2; q = m = zn[(P/p[)2; (5.8)
| P = Vh ; m — mih; q — q\ y/~h'. (5.9)
fc Круговые характеристики определяют экспериментальным пу-
Ьтем, поскольку в настоящее время нет надежных расчетных мето-
li дов их определения. Проведение испытаний требует наличия спе-
йциального стенда, оборудованного вспомогательным насосом для
Еполучения отрицательных напоров.
К' 151
Рис. 5.7. Круговые характеристики быстроходного центробежного
насоса (п* = 340) в координатах QJ—Qj—(а):
— njj Afр в координатах — м[ (б);в координатах
152
lip

p Основные особенности различных зон круговой характери-
стики могут быть определены соотношениями ее приведенных пара-
метров (при диаметре рабочего колеса D2 = 1 ми напоре Н =
1= 1 м). К ним относятся:
й? соотношение приведенной частоты вращения для прямого и об-
ратного вращения рабочего колеса при нулевом значении подачи,
т. е.

Q nlпрям
Pl =
nl обр
(5.10)
<
| соотношение приведенной частоты вращения для разгона в тур-
бинном режиме при прямом и обратном вращении ротора, т. е.
Иди
В
ЕЯ»,-
Ун/.
JVy •
№
R =
HI «Iобр
(5.П)
отношение приведенной частоты для разгона в турбинном ре-
симе прямого вращения к расчетной частоте вращения в насос-
ном режиме прямого вращения, т. е.
«Я
я7 1
"I Л1=0 I т. пр. вращ
II
(5-12)
и. пр.вращ
1
$
:-:а
1
I соотношение подач при разгоне и для полностью заторможен-
|ной гидравлической машины в турбинном режиме при прямом
|и обратном вращении рабочего колеса, т. е.
<71 =
т. пр. вращ
(5.13)
№ ?
г
t
Eij;
г.» #
(5.14)
1 rt=sU т. обр. вращ
соотношение моментов на валу в насосном режиме при нулевой
|подаче и в режиме противопотока при полностью заторможенном
|рабочем колесе, т. е.
tn = Mi q=q. (5.15)
На рис. 5.8 приведены графики зависимостей перечисленных
Йвыше параметров от коэффициента быстроходности гидравличе-
ских машин [31 ], причем кривые ₽з = f (п*) получены для центро-
бежных и осевых машин, а кривые Рз — для диагональных. Дан-
ный рисунок можно использовать для предварительного, прог-
• нозного построения круговых характеристик вновь проектируе-
Вмых ЛН.
Поскольку наиболее распространенным случаем является экс-
плуатация ЛН при положительных напорах (зоны 1—5 на рис.
|5.3—5.7 и в табл. 5.1), часто появляется возможность определять
не круговую, а так называемую полную статическую характери-
стику, включающую в себя только указанные зоны 1—5. Пример
153
П1 м«м0

—
Рис. 5.8. Зависимость основных соотношений
параметров круговых характеристик лопастных
насосов от быстроходности пл
такой характеристики для ЦБН с п, = 120 приведен на рис. 5.9
[261. Подобные характеристики достаточны и в случае исполь-
зования ЛН в качестве турбин, например, в системе переброски
стока северных рек или в насос-турбинных гидроаккумулирующих
электростанциях [28].
^[дя поворотно-лопастных насосов, а также имеющих поворот-
ные лопатки НА круговые или полные статические характери-
стики снимают при нескольких фиксированных углах установки
лопастей ф = const и открытиях аппарата а0 = const.
5,4. Основные параметры переходных процессов
после потери привода и их приближенное определение
процессе после потер
вившемся (базисном)
Характер изменения основных параметров ЛН при переходном
процессе после потери привода показан на рис. 5.10. На устано-
вившемся (базисном) режиме параметры насоса равны: подача
Со = Ож, частота вращения л0 = л,, напор — Н, момент Af0 —
= Af„ причем момент сопротивления насоса равен движущему
моменту /Иди со стороны привода. В момент времени t = 0 про-
изошло внезапное отключение привода. Движущий момент при
этом падает (практически мгновенно) до нуля и остается неиз-
менным, гидравлический момент на РК Мя сохраняется, что ведет
к снижению частоты вращения ротора Ла, подачи QB и на-
пора Я. ,
Влияние РК как вращающегося гидравлического сопротивле-
ния приводит к понижению давления в напорном трубопроводе

а)
гВ6
К*'
life
Ml
Л
1'Л
г\
I
Рис. 5^11. Эпюры отрицательного (а)
и положительного (б) гидравлического
удара в водоводах насосной станции
HP . РПТ
Mss=^

|Рис. 5.10. Характер изменения пара-
метров лопастного насоса при пере-
ходном процессе после потери привода:
HP — насосный режим; РПТ — режим
противотока; ТР — турбинный режим
I

(—ДЯвап) и к повышению — во всасывающем (+ ДЯВ0, рис.
5.11, а).
В момент времени t = Tq=q происходит изменение направ-
ления движения потока жидкости на турбинное. Момент на РК
при этом минимален, а разрежение в напорном турбопроводе мак-
симальное. Отмеченное обстоятельство видно на полной статиче-
ской характеристике (см. рис. 5.9).
В режиме противотока (см. рис. 5.10) РК тормозится потоком
турбинного направления, давление в напорном трубопроводе по-
|степенно растет. В момент времени t = 7\=о частота вращения
^снижается до нуля и после мгновенной остановки ротор разгоняется
J.B турбинном направлении.
К концу режима противотока или вскоре после перехода в тур-
бинный режим гидравлический момент становится максимальным,
>а затем плавно уменьшается. Через значительный промежуток
^времени достигает своего максимального значения расход жидко-
Сти. Его последующее уменьшение вызывает повышение давления
;, в напорном трубопроводе (+ДЯяац), и разрежение
|вающем (—ДЯВ0) (рис. 5.11, б). Ротор достигает разгонной ча-
стоты вращения пр при М = 0, по инерции несколько превышает
| ее (на рис. 5.8 для упрощения колебания параметров не показаны),
и вскоре насос выходит на установившийся разгонный режим
(момент времени t = Тр).
Важными характеристиками переходного процесса после по-
дтер и привода будут временные параметры: TQ=o, 7„=о и Тр,
(т. е. времена, затрачиваемые насосом на достижение режимов про-
|тивотока, турбинного и разгонного. Процесс после потери при-
155
во всасы-
А?
вода сопровождается гидравлическим ударом. Им называют резкое
изменение давлений, вызываемое изменением скоростей движения
жидкости при переходных процессах. Гидравлический удар счи-
тают положительным, когда он приводит к повышению давления
в данном сечении или элементе проточной части насосной уста-
новки, отрицательным — при понижении давления. На рис. 5.11
знак гидравлического удара принят по отношению к напорному
трубопроводу.
Исследованию явления гидравлического удара посвящено
большое число работ [20, 38, 41, 42 и др.], поэтому ниже приводят-
ся только основные сведения, необходимые для изложения вопро-
сов расчета процессов после потери привода.
Дифференциальные уравнения неустановившегося движения
сжимаемой жидкости впервые были получены и для нескольких
случаев проинтегрированы Н. Е< Жуковским [13].
Неустановившееся движение в реальной проточной части,
имеющей сложную конфигурацию, при определении влияния инер-
ционности масс жидкости обычно приводится к так называемому
эквивалентному трубопроводу постоянного сечения с одномерным
потоком в нем. При этом выполняется соотношение
= Lv,
(5.16)
где Li и Vi — длина отдельных участков исходной проточной
части и средняя скорость в них соответственно; L и v — то же
для приведенной проточной части.
Неустановившееся движение одномерного потока в общем виде
выражается системой уравнений
а« dv . дН дН dz Л ]
g dx ' дх dt dx I /-
дН 1 dv v dv . К । . Л
-------------------—р —-и а = 0,
dx g dt g dx 1 2gd ' 1
где v — средняя скорость потока; Н — напор в проточной части;
d — диаметр трубопровода; 1 — коэффициент гидравлических по-
терь на трение; а — скорость распространения ударной волны
в жидкости; х — координата по длине трубопровода, отсчитыва-
емая от регулирующего органа к резервуару; dzldx — производ-
ная, характеризующая уклон трубопровода. Скорость v считается
положительной, если она направлена от резервура в сторону
уменьшения х.
Первое уравнение системы (5.17), уравнение неразрывности,
выражает закон сохранения масс; второе — динамическое урав-
нение — закон сохранения количества движения.
Формула для скорости а в общем виде [8 ]
а = Ц)(1 + ^ж/^тр)-1/2«
(5.18)
где а0 — скорость звука в жидкости ;^ж и &тр — коэффициенты,
характеризующие сопротивляемость жидкости и материала тру-
ill
I
-"’W
I * i •
ров ода деформациям, вызванным изменением давления при
р^влическом ударе, соответственно.
Для однородного цилиндрического трубопровода диаметром d
олщиной стенки е принято определять значение а по выра-
ю
ног
). Для сложного трубопровода с пере
5p = L/E(Lt/a<). (5.20)
азой (периодом) гидравлического удара называют время
ioro пробега волны давления
= 2L/a
в — время регулирования, например, время закрытия за-
li или затвора на напорном трубопроводе.
я конкретных условий многих насосных станций и установок
фаз удара пх больше указанных предельных значений. То-
есто системы (5.17) рассматривается дифференциальное урав-
Навье—Стокса. При его интегрировании получают формулу
йдравлическиб удар называют упругим, если учитывают уп-
е свойства жидкости и материала трубопровода [см. систему
нений (5.17)], и жестким, когда учет упругости отсутствует,
^гость жидкости и материала трубопровода оказывает сущест-
ое влияние на гидравлический удар в тех случаях [15], когда
число фаз удара при закрытии регулирующего органа,
^3—6. Здесь
k = TV* = (aT8)/(2L)
(5.19)
втором а0 — скорость распространения волны давления без
га сжимаемости стенок трубопровода, а0 = 1425 м/с; £ж и
объемный модуль упругости жидкости и нормальный мо-
ь упругости материала трубопровода соответственно.
формула (5.19) не учитывает наличия в движущейся по тру-
роводу жидкости свободного воздуха, снижающего скорость а,
шые для определения скорости а при различных материалах
йдах закрепления трубопроводов, а также по влиянию темпера-
ы и свободного воздуха приведены в работах [8, 11, 20, 24, 41].
(дде случаев в дополнение к названным факторам следует учиты-
I наружное обжатие трубопроводов, вызванное окружающим
ртом, жидкостью, изоляцией и др. Рекомендации по такому
ту имеются в работе [9], где указывается, что влияние наруж-
6 обжатия особенно велико для труб из эластичных материалов
прэтилен, резина и т
шым диаметром проводят осреднение как скоростей потока
выражению (5.16), так и скорости распространения ударной
для относительного изменения давления при жестком гидравличе-
ском ударе
S - - Л (5.23)
Здесь С = &Н/На — относительное изменение давления; ЛЯ =
= Н — Но; = Q/Qo — относительная подача при переход-
ном процессе; Tt — величина, характеризующая инерционность
жидкости и определяемая из выражения
Т| = Lv/(gH0) = • (5.24)
Величину Т| называют постоянной времени трубопровода.
Ее значение даже при больших длинах L не превышает несколь-
ких секунд.
Ударной характеристикой трубопровода, учитывающей сжима-
емость жидкости и упругую деформацию материала трубопро-
вода, называют величину, равную
2р - av/(gH0) - 2Т,/т.
(5.25)
На параметры переходных процессов, в том числе и после по-
тери привода, большое влияние оказывает постоянная времени
агрегата Та, характеризующая инерционность ротора насоса:
Та = СЯ»л^(358ОЯо), (5.26)
где No — номинальная мощность привода, кВт; п0 — частота
вращения, об/мин; GD* — маховой момент ротора, кН-ма,
GDt = 1,1ч-1,15 (GD*)OT; (GD2)„B — маховой момент ротора при-
вода (чаще всего — электродвигателя).
Приводим ряд материалов, пригодных для предварительного
определения параметров при переходных процессах после потери
привода. Для ЦБН предложены (481 графики (рис. 5.12), позволя-
ющие найти относительные значения изменения напоров 4-ДЯ/Я0
и —&Н1Н0 и частоты вращения ротора рр — nJn0, а также ха-
рактерное время 7q=o, Тп==о и Тр (см. рис. 5.10). Графики по-
строены как функции параметров т/2Та и 2р. Время вычисляют
по формулам:
— AqL]CTt Тлм>0 —
АпЫа\ Тр = ApL/a.
(5.27)
Графики рис. 5.12 рекомендуются [47] для насосных устано-
вок с длинами трубопроводов не более 700—800 м и маховыми мо-
ментами ротора, превышающими 10—15 кН-м*.
Значительное влияние на параметры переходного процесса
оказывает соотношение постоянных времени TilTa. Для прибли-
женной оценки их влияния можно пользоваться графиками, при-
веденными на рис. 5.13. Они получены для обратимых гидроагре-
гатов при Од = const в диапазоне коэффициента быстроходности
п, « ЮОч-ЗОО [2].
168

Рис. 5.13. Зависимости основных параметров
переходного процесса после потери привода
от соотношения постоянных времени Т(/Та
Рис. 5.14. Изменение относительных значе-
ний частоты вращения, подачи и момента ло-
пастных насосов после потери ими привода
По графикам на рис. 5.14 [261 можно определить соотношения
подач, моментов и частот вращения на оптимальном и разгонном
режимах, а также на режиме остановленного ротора (л = 0).
Штриховые линии соответствуют частотам вращения при снижении
КПД в рабочей зоне насоса на 2 %, верхняя — режимам Q <
< Сот. нижняя — режимам Q > QonT.
Для предварительного определения основных параметров пере-
ходных процессов после потери привода в установках с ОН могут
быть использованы графические и аналитические зависимости
работы [34] в случае, если напорные трубопроводы имеют по-
стоянный уклон, а их длина не превышает 500 м.
Переходные процессы после потери насосом привода характери-
зуются широким диапазоном изменения гидравлических парамет-
ров и нагрузок на элементы конструкции ЛН. В качестве примера
на рис. 5.15 показано изменение различных параметров после по-
тери привода насосом с осевым РК 12]. Испытания проводили
в специальных условиях: клапан срыва вакуума на сифонном во-
довыпуске открывали только после достижения ротором разгон-
ной частоты вращения (в условиях нормальной эксплуатации кла-
пан должен открываться сразу после отключения привода).
ieo
В* ;
20
-100
кН’М
160
кН
120
16
о
-400
О 8 16 24 32 40 48 56 t,c
-80
—120
-160
Рис. 5.15. График изменения параметров насосной установки с осевым рабочим
колесом при переходном процессе после потери привода
IBS-'
Наг рисунке представлены следующие параметры: напор Н, ча-
стота вращения п, момент на лопастях РК Мл, крутящий момент М,
ОС-на штоке механизма разворота лопастей Р2ШТ и на рото-
pefiPt, давление во всасывающей трубе /7ВС. Отметим еще одну
особенность процесса — отсутствие положительного гидравличе-
ского удара, что объясняется влиянием типа РК (его быстроход-
ности). У насосов с л, > 300 повышение частоты вращения ро-
тора в зоне турбинных режимов прямого вращения приводит
к росту расходов жидкости, а не к их уменьшению, как в случае
обычных ЦБН (см. рис. 5.9).
ВьСложный характер процесса после потери насосом привода тре-
бует для его надежного расчета использования экспериментальных
полных статических характеристик. Их определение вызывает
догюлнительные материальные затраты, но позволяет обеспечить
надежную эксплуатацию оборудования насоса и насосной станции
в целом. Не проводя расчетов, по полной статической характери-
стике, можно найти максимальный статический момент на валу и
разгонную частоту вращения.
.5. Методы расчета параметров при переходных процессах
после потери привода
четы переходных процессов после потери привода (при йе-
ной положении регулирующих органов, задвижек, затворов)
дятся путем совместного решения уравнений неустановив-
Л/р В. А. Зимвицкого 161
шегося движения жидкости (гидравлического удара) и вращения
ротора насоса.
Решение уравнений неустановившегося движения жидкости
осуществляется тремя методами: аналитическим, численным и
графическим (графоаналитическим). Первый из них наиболее сло-
жен, так как предполагает получение аналитического решения си-
стемы (5.17) с минимальными упрощениями [38, 42] (пока в прак-
тике расчетов применяется мало). Наиболее широко распростра-
нены численный и графический методы, в которых используются
решения уравнений гидравлического удара, полученные Н. Е. Жу-
ковским с рядом допущений (самым существенным из них является
пренебрежение гидравлическими потерями на трение по длине).
В этом случае система упрощается и для горизонтального трубопровода
записывается в следующем виде:
dv _ g дН \
дх *“ a1 dt ’
dv _ дН | <5-28)
dt ~' ° дх J
Общим решением системы (5.28), которая легко преобразуется в волновое
уравнение, будет:
где и v0 — значения давления и скорости жидкости на базисном, начальном
режиме (до момента возникновения гидравлического удара); f и ф — функции
прямой и отраженной волны давления вдоль осн х (значение функций f и ф
находят из начальных и граничных условий).
Для участка трубопровода А—В длиной I с неизменным сечением и с постоян-
ной скоростью а общее решение (5.28) записывают в форме:

-----J- {vt~vt+Ua)\
(5.30)
где нижние индексы характеризуют момент времени; верхние — сечение, при-
чем хв > т. е. сечение В ближе к резервуару.
Формулы (5.30) часто называют цепными уравнениями и используют как
рекуррентные выражения с временным интервалом l/а, Число последовательно
записанных формул в уравнении (5.30) определяется отношением полного времени
переходного процесса к значению На, Если сечения А и В взять соответственно
на выходе потока из насоса и на входе в напорный резервуар, то выражения
(5.30) в безразмерной форме будут иметь вид:
кА _hB________о /^4 —пв\'
Л0,бТ ПХ — т V0.5T
®'31)
162
ь Выражения (5.29)—(5.31) служат основой для численных и графических
годов расчета гидроудара при переходных процессах после потери привода.
в Уравнение вращения ротора насоса
I Jdal(dt) = Мдв — Мо
1спользуют при расчетах в безразмерной форме
(5.32)
В та dfy(dt) = Отд, — то.
(5.33)
где J — момент инерции ротора насоса, который для повышения
точности расчетов надо определять с учетом влияния присоединен-
ных масс жидкости [281 (для этого замеряют периоды свободных
крутильных колебаний диска известных размеров в воздухе, а
также РК в воздухе и жидкости, тогда JPK = Jn (TPK/7\)’, где
Jpk и ?д — моменты инерции колеса и диска; ТРК и Тл —
периоды колебаний РК в жидкости и диска в воздухе.
После потери привода /пдв = 0. Обычно пренебрегают момен-
тами трения и вентиляционным и записывают уравнение в виде
Tedp/(dO = —mr>
К ‘
(5.34)
где mt — относительный гидравлический момент сопротивления
насоса.
В За расчетное значение момента принимают его среднее значе-
ние Шт за интервал времени Д(: m, = (/л,. я + т^ к)/2, индексы
ни к характеризуют начальный и конечный моменты времени.
Изменение значений р подсчитывают по формуле
j Др = --^-(тг.к + /пг.к).
(5.35)
В Приведенные выше уравнения гидравлического удара совме-
стно с уравнением вращения ротора описывают переходный про-
цесс после потери привода и требуют для их совместного решения
задания начальных и граничных условий. Первые представляют
собой параметры базового режима, вторые определяются значени-
ями параметров на границах каждого участка трубопровода (в на-
чальном сечении простого трубопровода изменением во времени
подачи Q = f (t), а в конечном сечении — отсутствием гидравли-
ческого удара). Для сложного трубопровода дополнительно зада-
ются граничные условия в местах установки регулирующей или
1 защитной (противоударной) арматуры, разветвлений и др. Общее
число граничных условий в два раза превышает число выбранных
длд расчетов участков. Задание граничных условий для ряда слу-
чаев приведено в работах [8, 24, 41 ].
В практике расчетов переходных процессов в насосах после
потери привода наиболее распространенным из численных методов
является метод, разработанный во ВНИИВОДГЕО [25, 401.
При расчете по данной методике реальные гидравлические потери
на трение, распределенные по длине, заменяются приближенно
на потери, сосредоточенные в так называемых «узлах сопротив-
ления», расположенных в ряде отдельных точек трубопровода.
6* 163
Причем величина потерь при переходном процессе принимается
равной потерям при установившемся движении жидкости и ис-
пользуется система уравнений (5.29). Возможность такого подхода
указывается в работах (10, 36], а расчет ведется по полной стати-
ческой характеристике насоса. Этот метод трудоемок для ручного
счета.
В работе [61 приведен алгоритм расчета на ЭВМ по методике,
предложенной ВНИИВОДГЕО и Гипроводхозом; соответствую-
щие программы для различных ЭВМ даны в [5, 7 ]. Они позволяют
проводить расчеты как при отсутствии противоударных устройств,
так и при наличии ряда из них, рекомендованных 'в работе [40].
Кроме того, расчет может быть проведен для случая потери при-
вода одним или несколькими параллельно работающими насосами
(с одинаковыми и различными характеристиками).
Переходные процессы, идущие с разрывом сплошности потока
и приводящие к максимальному повышению давлений, рассмотрены
в работах [18, 20, 25, 40, 41 ]. Численные методы, основанные на
интегрировании системы (5.17) с использованием метода характе-
ристик, приведены в работах [20, 41].
Разработкой графического (графоаналитического) метода за-
нимались многие исследователи [1, 4, 8, 23, 44, 47]. За рубе-
жом он известен как метод Шнидера—Бержерона. Метод отлича-
ется гибкостью и наглядностью и нашел широкое применение.
Ограничения и недостатки его состоят в трудности графического
учета влияния свободного воздуха в жидкости, графического
задания ряда граничных условий и др. Основой метода служит
графическое решение цепных уравнений (5.30) и уравнения вра-
щения ротора. Построение ведется в поле координат действитель-
ных или безразмерных параметров.
Рассмотрим пример графоаналитического расчета процесса после потери
привода, приведенный в работе [8] для ЦБН типа 52В-11. На рис. 5.16 показана
последовательность построений в плоскости действительных параметров Q—Н.
Гидравлические потери не учитывались, так как составляли малую долю от
напора [47].
Построение начинается проведением луча 1 из точки (О А, 1В), соответству-
ющей базисному режиму. Луч из точки / проводится под углом а = arctg (27',/т).
Для получения угла а на оси абсцисс откладывается отрезок, равный величине
AQ, которую вычисляют, используя формулу Н. Е. Жуковского ДЯ = a Av/g,
Принимая До = AQ/F, АН = Яо, получают
AQ = gHaF!a. (5.36)
До момента возвращения к насосу отраженной волны гидравлического
удара частота вращения ротора может быть выражена формулой [40]
я< = п07’в/(Го + 0. (5.37)
Обозначив Pj = п</ло, получают выражение
Pi = Та/(Та + т). (5.38)
Интерполяцией линий Р = const находят на луче 1 точку 2А, определяющую
параметры насоса в момент времени t = т после отключения привода, и через
нее проводят отраженный луч (под углом —а) до пересечения с линией статиче-
ского напора в точке ЗВ, а от нее — луч (под углом а) для отыскания следующей
Л мк
\\
rW
AQ
5
а?
и
Д/.
др
5
со
3
3
2
6
5
8
3
о
и
О)
?>
Qo
Ж
, тг, к, поэтому задаются расчет
Форма 5.1
К графоаналитическому расчету переходного процесса
после потери привода
Вййй
..
26А
24А^
22А
;,5.16. К графоаналитическому расчету переходного процесса после потери
вода
ки 4А. После возвращения к насосу волн давления, отраженных от свободной
ерхности напорного резервуара, определение частот вращения ведется с ис*
[ьзованием зависимости (5.35), для чего переходят к безразмерным параме®
м. В формуле (5.35) три неизвестных:
(^отрезком Д/ и используют метод итераций. Расчет ведут, пользуясь фор®
f5.1.

165
Значение Д< задают обычно равным времени полуфазы гидравлического
удара А/ — т/2 = L/a; fi.t и Мг t_i принимают равными значениям в преды-
дущей точке; и Afr < задаются. По окончании расчета параметра (графа
9 формы 5.1) делают проверку, сравнивая его значение с предварительно задан-
ным (графа 4), и если разница значений считается недопустимой, то проводят
расчет следующего приближения. По окончательному значению Pf на графике
(рис. 5.16) находят точку 4А. Дальнейшее построение аналогично вышенэло*
жен ному.
Рассмотрение кривой переходного процесса на рис. 5.16 показывает нали-
чие отрицательного и положительного гидравлических ударов. Аналогичные
расчеты при использовании двух относительных характеристик рекомендуется
[2] выполнять в координатах g—h и Р—т.
В качестве мер борьбы с недопустимым повышением давлений
рекомендуются [40] следующие мероприятия: а) увеличение вре-
мени закрытия регулирующих органов (задвижек, затворов);
б) увеличение моментов инерции роторов насосов; в) сброс воды
через насос в турбинном направлении при свободном вращении
ротора или его торможении; г) впуск воздуха или воды в места
образования разрывов сплошности потока; д) установка обратных
клапанов; е) сброс воды через предохранительные клапаны и др.
Выбор того или иного способа защиты трубопровода и насоса от
гидравлического удара должен проводиться на основе соответству-
ющих расчетов и учитывать конкретные условия работы НУ и
особенности ее оборудования.
5.6. Особенности переходных процессов
в крупных насосах
Планами развития отечественного насосостроения предусма-
тривается создание большого числа новых насосов для маги-
стральных каналов, ТЭС и АЭС. Частично эти планы уже реали-
зованы. Для подобных насосов характерно увеличение единич-
ной мощности, размеров и другая (по сравнению с обычными на-
сосами) компоновка насосного агрегата и НУ.
Указанные обстоятельства приводят к повышению нагрузок на
элементы конструкции насосного агрегата и трубопровода и тре-
буют уточнения способов определения напряженных состояний
элементов НУ. Максимальные значения нагрузок обычно имеют
место при переходных процессах. Если статические (осредненные)
параметры в большинстве случаев можно с достаточной для прак-
тики точностью определить расчетным путем, то динамические па-
раметры приходится находить экспериментально, при проведении
исследований модельных или натурных насосов.
Полученные результаты используют для прочностных расчетов,
выбора продольного профиля трубопровода и средств защиты от
гидравлического удара. Для крупных центробежных насосов
характерны следующие особенности компоновки насосного агре-
гата и НУ: длинные напорные трубопроводы (со значительными
Т(); установка на напорном трубопроводе затвора и отсутствие об-
ратных клапанов; наличие в конструкции поворотного направ-
166

I
I
В.’
М,кНм
500 г
400
300-
200-
100 -
0-
п,ой/мин
300г
200-
100-
0-
80
60
40
20
40 SO 120 160 200 240 T,c
aJ
90
45
0
0 10
Рис. 5.17. График изменения
параметров центробежного
насоса в процессе пуска
К'
ляющего аппарата, если
ЦБН будет использо-
ваться как насос-тур-
бина.
Е Рекомендации по вы-
бору оборудования и
рациональных режимов регулирования для последнего случая
имеются в специальной литературе [2, 28, 30].
К Для привода насосных агрегатов ТЭС и АЭС применяют наряду
с;турбоприводом (см. п. 9.4) асинхронные ЭД, для привода насос-
ных агрегатов на магистральных насосных станциях — синхрон-
ные ЭД. Основной способ пуска ЭД, мощность которых не более
10 МВт, — прямой при номинальном напряжении сети; ЭД мощ-
ностью более 10 МВт включают в сеть при пониженном напряже-
нии. Расчет процесса пуска на закрытый затвор ведут по извест-
ным безразмерным характеристикам ЭД (тяв — 0) и насоса (тп —
—,{$). Процесс пуска (рис. 5.17) состоит из двух этапов: разгона
ротора до номинальной частоты вращения (при закрытом за-
творе) и последующего выхода насоса на рабочий режим (после от-
крытия затвора). Продолжительность второго этапа определяется
быстродйествием затвора и колеблется от 1 до 4 мин [14]. Продол-
жительность первого этапа (времени разгона) можно подсчитать
пи формуле
1,
"• /р =
_______________J&Q
to0 (Оо
I Мдв (со) da> — |
(5.39)
Л4Я (co) dco
0 0
принимая зависимость co (0 линейной [3].
К Наиболее тяжелым по уровню пульсаций давлений в напорном
и всасывающем трубопроводе является режим работы насоса на
закрытый затвор при п = п0. Двойные амплитуды пульсаций мо-
гут составить 20—25 % и более от напора. Основные частоты —
оборотная и лопастная. При остановке ЦБН (в порядке, обратном
пуску) не наблюдается превышения значений параметров, харак-
терных для пуска. При переходных процессах после потери при-
вода возникают максимальные пульсации давления и вибрации
в режимах противотока и особенно разгонного. В последнем слу-
чае двойные амплитуды пульсаций достигают 15—30 % от номи-
нального значения напора насоса, вызваны вихревым жгутом во
всасывающей трубе [28] и имеют низкую частоту f = п/(2-т-2,5).
В разгонном режиме, как и в процессе пуска, возникают крутиль-
ные колебания вала, носящие резонансный характер, но с большей
амплитудой (до 50 %). С учетом изложенного рекомендуется при-
ЕГ
167
Рис. 5.18. Схемы насосных
установок: а — с водовьь
пуском сифонного типа; б —
с длинным горизонтальным
водоводом и поворотами в
вертикальной плоскости; в —
с длинным горизонтальным
водоводом и стояком
нимать меры по ограничению времени работы крупных ЦБН
в разгонных режимах. При больших длинах напорного трубо-
провода в некоторых случаях необходима установка уравнитель-
ных резервуаров [8, 30], а в расчетах переходных процессов по-
сле потери привода насосов, работающих в замкнутых циркуля-
ционных контурах (например, ГЦН в АЭС), к уравнениям неуста-
новившегося движения жидкости и вращения ротора (5.29) нужно
добавить уравнение движения жидкости в контуре.
Основные схемы НУ с крупными осевыми и ДН представлены
на рис. 5.18 (45]. Схема с водовыпуском сифонного типа
(рис. 5.18, а) применяется на магистральных каналах. Для нее
характерно использование в качестве средства противоразгонной
защиты сифонного водовыпуска, оборудованного клапаном срыва
вакуума. Пуск таких насосов осуществляется на опорожненный
напорный трубопровод.
Понижения нагрузок и вибраций можно добиться, обеспечив
условия пуска (по характеристикам насоса и сети), позволяющие
получить устойчивые рабочие режимы. В число этих условий вхо-
дит правильный выбор отметки гребня сифона и площади про-
ходного сечения клапана срыва вакуума (расход воздуха в кла-
пане должен быть равен подаче насоса). Напор насоса при пуске
определяют из выражения (14]
Нп ~ Arc 4“ Ч- 2^® Ч~ #кл — АН(5, (5.40)
где ДРС — отметка гребня сифона; Нв — высота переливающегося
слоя воды на водосливе; Yiha> — суммарные гидравлические по-
тери в напорном трубопроводе; Нк„ — перепад давления воздуха
в клапане (ЯКл < (0,24-0,3) м]; Анб — отметка уровня воды
в нижнем бьефе. (Рекомендуемый запас по пусковому напору —
не менее 1,5—2 м.)
Если в силу каких-то причин насосный агрегат попал в не-
устойчивую зону работы, то его следует остановить и пустить при
большем угле установки лопастей, так как при неустойчивой ра-
боте возможны вибрации, в 5—10 раз превышающие их значения
в рабочей зоне.
В современных блочных ГРЭС и АЭС для подачи охлаждающей
воды в конденсатор применяют установки, выполненные по схеме,
представленной на рис. 5.18, б. Конфигурация водовода, имеющего
168
put 5.19. График изменения
параметров осевого насоса:
а — пуск; б — остановка
a)
МПа
Н,м п,ой/мин
25 г-250
20 - 200
10 -100
О'- о
-100
—200
-500
О 10 20 30 40 50 60 70 80 90 t,c
рис. 5.18, в, используют для подачи
длинный горизонтальный
участок и повороты в вер-
тикальной плоскости, вы-
зывает образование при
пуске насоса воздушных
пробок, колебания давле-
ния и неустойчивую ра-
боту. Для улучшения
условий пуска рекомен-
дуется пр еду см атр и в ать
меры для выпуска воз-
духа из верхней части
конденсатора и предвари-
тельного заполнения во-
дой участка трубопровода
от насоса до конденса-
тора.
К Схему, представленную на _
воды в градирню. Пуск насосов по данной схеме требует уста-
новки на трубопроводе запорных элементов с целью повышения пу-
скового напора. При этом расчетным путем должна быть определена
максимальная длина водовода, допустимая по условиям устойчи-
0,5
О
-0,5
вости работы системы насос—сеть. В ряде случаев используют на-
клонный водовод, показанный на рис. 5.18, в пунктиром.
К Пуск насосов с компоновкой по схеме рис. 5.18, а вызывает
максимальные нагрузки на лопастях РК и механизме их поворота
[29]-в момент выхода ротора на номинальную частоту вращения
(рис. 5.19, а), Др — перепад давления в полостях сервомотора.
№ В процессе нормальной остановки (при открытии клапана сры-
ва вакуума) максимальные нагрузки на лопастях РК возникают
дважды (рис. 5.19, б и 5.20) [331, и их величина в 3—5 раз больше,
чем в рабочей зоне. В случае, когда клапан не срабатывает, на-
грузки возрастают в 5—8 раз. Таким образом, процесс остановки
является самым неблагоприятным из предусмотренных нормаль-
ной эксплуатацией. Для повышения надежности работы клапанов
ср^два вакуума оказывается эффективной замена их обычного пнев-
момеханического привода на гидравлический [27]. Снижению
динамических нагрузок при остановке способствует увеличение
углов установки лопастей.
В обычных ОН потребляемая мощность растет с уменьшением
подачи жидкости (см. п. 3.10). Отмеченное обстоятельство застав-
ляет значительно увеличивать мощности привода или пускать на-
сос при отрицательных углах установки лопастей. В последнем
случае усложняется конструкция РК. Если необходимо иметь
169
График гидравлических параметров и нагрузок в осевом насосе при
Рис. 5.20.
остановке
мощность привода на нулевом расходе Nq=q < М?=с?опт, то уста-
навливают в РК промежуточный цилиндр (см. рис. 3.40 и п. 3.10).
Облегчению условий пуска осевых и диагональных насосов
способствует установка на всасывающей стороне РК входного НА
с поворотными лопатками.
5.7. Неустойчивая работа насосов
Указанных в п. 5.2 условий энергетического и материального
баланса недостаточно для обеспечения устойчивой работы системы
насос—внешняя сеть. Устойчивостью называют способность си-
стемы возвращаться в равновесное состояние после снятия воз-
мущения. Условия устойчивости можно получить, анализируя
уравнения переходного процесса, вызванного выведением системы
насос — сеть из состояния равновесия,
AdQ/(dt) = Ян — НС9 (5.41)
где А — коэффициент, характеризующий аккумулирующую спо-
собность системы.
Решив уравнение (5.41) относительно малого отклонения по-
дачи AQ, получим
Д<2 = се А , (5.42)
170
Г?
(5.43)
1
Г* ?
(5.44)
— постоянная интегрирования, а параметр
~ dQ dd •
’авновесие будет устойчивым, когда при t оо AQ -> 0.
сольку коэффициент А = L/gF — величина положительная,
ри t -* оо и AQ -> 0, если 0 > 0, т. е. условием устойчивости
ет выполнение неравенства
дН*
ро" да
^кЬассмотрим ряд примеров неустойчивой работы насосов, когда рабочие
режимы попадают в зону перегибов характеристик Н (Q) быстроходных насосов.
На рис» 5.21, а [17) показаны характеристики при работе быстроходного насоса
ха резервуар большого объема, когда статический напор неизменен. Проверка
условия (5.44) в точке А показывает его нарушение, т. е. невозможность устой-
чивой работы. Физически это означает, что при появлении возмущения в системе,
приводящего к смещению рабочего режима по подаче, система не вернется к ис-
ходной точке А с подачей Q. Источниками возмущения могут быть изменения
частоты вращения ротора и забираемого сетью расхода, гидравлического сопро-
тивления и др. При уменьшении подачи на AQ возникает положительная разность
напоров Яс — Ян > 0, тормозящая основной поток и вызывающая дальнейшее
снижение подач до значения Q2 в точке Аа. Изменение знака AQ приводит к изме-
нению знака разности напоров и переходный процесс закончится в точке А*.
Характер неустойчивой работы быстроходных насосов меняется, когда внешняя
сеты имеет емкость (рис. 5.21, б), уровень жидкости в которой меняется в зави-
симости от соотношения подачи насоса Q и расхода Qc, потребляемого сетью.
Если начальный рабочий режим соответствовал точке £, то некоторое увеличение
подачи насоса вызовет подъем отметки уровня жидкости в резервуаре и харак-
теристики сети Нс (пунктирная линия). Рабочий t режим сместится в сторону
больших подач, что приведет к новому подъему жидкости в резервуаре. Этот
процесс будет продолжаться до тех пор, пока рабочий режим не достигнет точки А
Рис. 5.21. Неустойчивые режимы ра-
боты системы насос—сеть: а — при по-
стоянном статическом напоре; б, в —
при переменном статическом напоре
(Q > Qc). Дальнейшее смещение (по инерции) характеристики сети Яс вверх
приведет к скачкообразному переходу режима работы из точки А в точку
в которой подача Q < Qc. Уровень в резервуаре начнет понижаться и процесс
пойдет по линии ВО характеристики насоса до точки О, а затем — к точке D
и, наконец, к точке А и повторится. Направление обхода контура ABOD при
колебательном процессе показано на рис. 5.21,6 стрелками. Ему соответствует
колебание уровней в резервуаре от отметки Н до отметки В и подачи от QB
До Qd.
Описанный колебательный процесс носит название помпажа
и является одной из форм автоколебаний. Он оказывает неблаго-
приятное влияние на работу НУ, вызывает повышение нагрузки и
вибрации и может быть причиной аварий.
Неустойчивая работа может возникать и в НУ, оборудованных ЦБН, если
они имеют западающий участок на характеристике Н (Q) (рис. 5.21, в) [22]
в зоне малых подач. Западающий участок обычно называют восходящей ветвью
характеристики. Работа в любой точке восходящей ветви (например, в точке В)
будет неустойчивой при пологой характеристике сети Яс.
Устойчивая работа на восходящей ветви будет обеспечена (точка D см.
рис. 5.21, а), если напор насоса при нулевом расходе будет больше статического
напора сети (#q==o > Яст), так как в этом случае выполняется условие (5.44).
Работа на нисходящей ветви характеристики (вправо от точки С) будет устой-
чивой. Изменение подачи, например, в точке А приводит к появлению разности
напоров, возвращающей систему в исходное положение. Для быстроходных
насосов устойчивая работа обеспечена в зоне подач, больших подачи предельно
возможной при помпаже (при Q > Qdi рис. 5.21,6). Условие (5.44) является
необходимым, но недостаточным для устойчивости, если в системе имеются акку-
муляторы энергии (длинные упругие трубопроводы, паровая подушка в котле,
работа на резервуар с переменным уровнем). Например, при работе питательного
насоса и повышении давления в котле будет смещаться характеристика сети Яс
вверх до положения Ясэ (рис. 5.21, в). Дальнейшее повышение давления приве-
дет к скачкообразному переходу от точки С, где Q > 0, в зону отрицательных
подач (точка С). При отсутствии обратного клапана жидкость пойдет через
насос в обратную сторону (от котла). Давление в котле будет падать, режимы
работы смещаются при этом от точки С* к точке С*, от нее также скачкообразно—
в область положительных подач, т. е. в точку нисходящей ветви, расположенную
ниже точки Др Если условия не изменились, то процесс повторится (т. е. наступит
помпаж).
Устойчивая работа насоса без помпажа (особенно при парал-
лельной работе) возможна при непрерывно падающей форме ха-
рактеристики Н (Q), во всех точках которой dH^ldQ < 0. Возмо-
жные пути ее получения указаны в гл. 2. При использовании на-
соса с западающей характеристикой предотвращают или ослабляют
влияние помпажа следующими способами: установкой обратных
клапанов с линией рециркуляции (байпасированием — см. п. 5.9),
позволяющих насосу работать только при подачах Q > QH max;
уменьшением частоты вращения; расположением задвижки непо-
средственно за насосом. ’
5.8. Последовательная и параллельная работа насосов
Изменение параметров внешней сети требует соответствующего
изменения параметров насоса. Одним из возможных способов регу-
лирования гидравлических параметров группы насосов служит
172
Рис. 5.22. Определение
режима работы: а — по-
следовательно соединен-
ных насосов; б — парал-
лельно соединенных и
близко расположенных
насосов
Рис. 5.23. Характеристи-
ки питательных электро-
и турбонасосов при их па-
раллельной работе
варьирование числа совместно работающих насосов, а также спо-
собов их соединения.
^Последовательная работа насосов применяется для увеличе-
ния напора. При определении рабочего режима необходимо про-
вести суммирование ординат характеристик отдельных насосов
при фиксированных подачах (рис. 5.22, а). Последовательное
соединение группы насосов целесообразно при крутой характери-
стике внешней сети Яс и приводит к незначительным увеличениям
подачи.
fe Коэффициент полезного действия группы насосов (напри-
мер, двух) определяют приближенно по формуле
к..— Я1 4- Я#
||Ирр ~я^Г+я^Г (5'45)
Насосы при последовательном соединении могут быть распо-
ложены как близко друг от друга, так и на значительном расстоя-
нии. В первом случае корпус каждого последующего насоса дол-
жен выдерживать полное давление, создаваемое предыдущим на-
сосом. Обычно в каталогах насосов приводится предельное допу-
стимое давление во всасывающем патрубке. Оно наряду с надеж-
ностью работы концевых уплотнений и будет ограничивать число
последовательно включенных насосов.
В'Параллельная работа насосов применяется для увеличения по-
лечи. При определении рабочего режима необходимо провести
суммирование абсцисс характеристик отдельных насосов при фик-
сированных значениях напора (рис. 5.22, б). Точка А определяет
р
Е. 173
Рис. Б.24. Характеристики двух одинако-
вых насосов с неустойчивыми характери-
стиками при их параллельной работе
параметры при совместной работе
группы насосов. Как видно из ри-
сунка, суммарная подача группы
насосов меньше суммы подач от-
дельных насосов при их инди-
видуальной работе на ту же сеть: Qc < Qi + Qi- Параллельное
соединение насосов целесообразно при пологой характеристике
внешней сети Нс. Коэффициент полезного действия группы на-
сосов (например, двух) определяют по формуле
т,гр = Q*/m+S/n» ’ <5,46)
Параллельно можно соединить насосы различных типов, с оди-
наковыми и различными характеристиками. Характеристики па-
раллельной работы питательных электро- и турбонасосов (инде-
ксы ЭН и TH соответственно) показаны на рис. 5.23. Приняты
обозначения: Qp3h — подача, на которую выбирают ЭН; /гд. п —
минимальное давление питания при максимальной подаче. Регу-
лирование суммарной подачи экономически целесообразно осу-
ществлять изменением частоты вращения TH [21 ]. Распределение
суммарной подачи Qc между насосами показано на рис. 5.23 (Qc =
<2эн + Qth)-
Как уже отмечалось в п. 5.7, наиболее благоприятной формой
характеристики параллельно работающих насосов является не-
прерывно падающая. При использовании двух насосов с характе-
ристиками, имеющими западающий участок, условием устойчи-
вости будет выполнение неравенства
dQi I dQi+д /е .«v
дНм дН^ дНм •
В этом случае уменьшается используемая часть характери-
стики насосов Н (Q). На рис. 5.24 показано, что при параллельной
работе двух одинаковых насосов [221 их суммарная характери-
стика становится разветвленной кривой СВАГ и CDEF. Зона устой-
чивой работы определяется характеристикой сети. Если она имеет
вид Яс, то совместная работа возможна в двух точках А к F
и устойчивость нарушается. Причем подачи Q1+2 и Q{+2 могут
быть получены при различных соотношениях подач первого и
второго насосов. Устойчивая работа в данном случае будет обе-
спечена при более пологой характеристике сети. Например, Яс1,
когда имеется одна точка Аи соответствующая рабочему режиму.
Она должна располагаться ниже точки £. Для уменьшения кру-
тизны характеристики сети могут быть использованы трубопро-
воды, параллельные основному трубопроводу. Необходимо выпол-
174
неяие условия: предельный допустимый напор при совместной
I работе насосов с западающими характеристиками не должен
быть больше /7q=o (напора при нулевом расходе) того насоса,
^которого HQ=Q имеет наименьшее значение.
Максимальное число параллельно включенных насосов огра-
ничивается устойчивостью и экономичностью, суммарная пода-
|| ча^— допустимыми гидравлическими потерями во внешней сети,
включая потери в длинных соединительных трубопроводах.
JF Пуск одинаковых насосов, имеющих одну и ту же частоту вра-
щения, обычно производится одновременно. Насосы со стабиль-
1ными (устойчивыми) характеристиками могут запускаться в ра-
боту последовательно. В процессе работы возможно регулирова-
на ние (дроссельное или изменением частоты вращения) любого из
насосов. При пуске в параллельную работу одинаковых насосов,
имеющих разную частоту вращения, необходимо выдерживать
(дополнительное условие: статический напор сети Яст не должен
превышать Hq^o у насоса, работающего с меньшей частотой вра-
щения. Иначе отсутствие обратного клапана у насоса с повы-
шенной частотой вращения приведет к изменению направления
вращения другого насоса.
й 5.9. Регулирование работы насосов
К Регулирование подачи возможно изменением характеристик
сети Нс или насоса Нп.
ШЗа счет изменения характеристик сети возможны следующие
способы регулирования подачи насоса: дросселированием; байпа-
сированием (перепуском).
Все рабочие режимы независимо от способа регулирования
будут расположены на характеристике насоса Нн.
«Дроссельное регулирование осуществляется введением допол-
нительного переменного гидравлического сопротивления в напор-
ную линию трубопровода. С этой целью обычно в непосредственной
близости от насоса устанавливают дроссель (задвижку, затвор).
Тогда выражение для характеристики сети будет иметь вид
Н Яс = Яст + kQ* + aQ2, (5.48)
где k — коэффициент суммарных гидравлических потерь в трубо-
проводе — находим по формуле (5.2); а — коэффициент сопро-
тивления дросселя.
Величина а будет переменной и меняющей крутизну характе-
ристики Яс, зависящей от степени открытия дросселя. Таким
образом, получим бесконечно большое число возможных рабочих
режимов (рис. 5.25, а). Точка 1 соответствует полному открытию
Дросселя, точка 6 — его полному закрытию. В последнем случае
характеристика Нс превращается в прямую, идущую от точки О
вверх по оси ординат. Подача может меняться от нулевой до
Qmax = Qi. Данный способ очень прост, надежен и получил широ-
176
Рис. 5.25. Графики регулирования
подачи насосов: а — дросселирова-
нием; б — байпасированием; в —
изменением частоты вращения; г —
сравнение способов регулирования
дросселированием и изменением
частоты вращения
Рис. 5.26. Графики регулирования
подачи насосов: а — поворотом ло-
пастей рабочего колеса; б — за счет
саморегулирования; в — поворотом
лопаток направляющего аппарата,
расположенного на напорной сто-
роне
/М
Q
кое распространение, несмотря на его малую экономичность.
Снижение экономичности НУ вызвано тем, что при подаче (на-
пример, Q3) потребляемый напор сети (без дросселя) //сз, а насос
создает напор Нпз. Часть напора, равная разности Нп3 — Н'сз,
идет на преодоление гидравлических потерь в дросселе: =
== aQ2. Коэффициент полезного действия НУ в этом случае будет
равен
Лну = —N—• = Л ^7 • (э.ЧУ)
Снижению потерь при таком способе регулирования способ-
ствует пологая характеристика насоса.
176
регулирование подави байпасированием (или перепуском)
осуществляется отводом части жидкости из напорной линии во
всасывающую (рис. 5.25, б). Введение параллельно основному
трубопроводу дополнительной линии с характеристикой /7сб
приводит к смещению исходной характеристики НС1 в сторону
больших подач. Рабочий режим смещается по характеристике
насора из точки А± в точку А2, и подача жидкости в сеть будет
равна требуемой Qc = Q2— ?в.
Данный способ наиболее экономичен для быстроходных на-
сосов с ns > 250, поскольку у них с ростом подачи уменьшает-
ся потребляемая мощность.
За счет изменения характеристики насоса возможны следу-
ющие способы регулирования подачи насоса: изменением частоты
вращения ротора насоса; поворотом лопастей РК; саморегулиро-
ванием; поворотом лопаток входного НА; поворотом лопаток НА,
расположенного за РК; изменением числа работающих насосов;
изменением способов соединения насосов.
Все рабочие режимы независимо от способа регулирования
подачи насоса в этом случае будут расположены на характе-
ристике сети Яс.
Изменение частоты вращения п ротора насоса осуществляется
двумя способами: применением приводных двигателей с регули-
руемой частотой п и постановкой между насосом и приводом с п =
= const вариатора частоты (например, гидравлической или элек-
тромагнитной регулирующей муфты). К регулируемым приводам
относятся (см. п. 9.4) ЭД постоянного тока, паровые и газовые
турбины, двигатели внутреннего сгорания, асинхронные ЭД с фаз-
ным ротором, допускающие регулирование частоты п введением
сопротивления в цепь ротора, переключением числа пар полюсов
или каскадным соединением нескольких ЭД.
К Изменение частоты п (пг > п2 £> н3) вызывает смещение харак-
теристик насосов в соответствии с формулами подобия (см. п. 1.3)
и перемещение рабочих режимов вдоль характеристики сети Нс
(рис. 5.25, в). В каждом из них Нн = Нс. Изменение КПД будет
незначительным, если линия Нс пересекает малое число линий
т)В= const. Ухудшение КПД НУ вызывается уменьшением КПД
привода или вариатора частоты при регулировании п. Существен-
ное снижение КПД имеет место при использовании ГМ и асин-
хронного ЭД с регулируемым сопротивлением в цепи ротора.
При этом КПД ГМ равен т]Г.м = пт/пн, т. е. отношению частот
вращения ведомого (турбинного) и ведущего (насосного) валов,
аЖПД асинхронного ЭД цас = пдй//гСИНх» т. е. отношению действи-
тельной частоты вращения ротора к синхронной.
К Несмотря на указанное снижение КПД, регулирование подачи данным
способом выгоднее, чем дросселированием. На рис. 5.25, г проведено их сопостав-
ление. От исходного режима с подачей Qi нужно перейти к режиму Qf. При дрос-
селировании точкой совместной работы насоса и сети станет точка 3, при изме-
нении частоты п — точка 2. Проведем через точку 3 параболу подобных режи-
мов Япр, а изменение частоты я при переходе от Нт и Нт будем считать незна-
чительным. Тогда ДЯ « 2л Дп, так как Я ~ п*. Потери при дроссельном
регулировании Л» др = Я» — Я* будут больше, чем ДЯ. Снижение КПД на-
сосной установки при дроссельном регулировании равно Дд = и Дт] >
> 2Дл/л; при регулировании подачи частотой я — Дц = &п.1п. Таким образом,
снижение КПД при первом способе более чем в два раза превосходит снижение
КПД Дт| при втором способе.
Регулирование подачи насоса поворотом лопастей РК широко
применяется в осевых и ДН, как наиболее эффективное, если
характеристика сети пересекает малое число линий постоянного
КПД т] = const (рис. 5.26, а).
Саморегулирование применяется при наличии кавитации на
входе в насос и состоит в согласовании подачи насоса и расхода
в сети путем изменения давления на всасывании [16]. В этом
случае каждому значению кавитационного запаса ДЛ4 (рис. 5.26, б)
соответствует своя срывная характеристика насоса — Hni. В про-
цессе регулирования (например, КН ТЭС) уменьшение нагрузки
на ПТ вызывает уменьшение подачи конденсата и давления на
входе в КН, т. е. подпора. Снижение подпора переместит срывную
характеристику в положение, при котором станут равными подачи
насоса и сети (Ни = Нс). Область возможных рабочих режимов
ограничивается линией ДЛкр, работа ниже ее (например, в точке 3)
невозможна и недопустима из-за полного срыва или сильных
вибраций.
Во избежание захода в эту зону применяют саморегули-
рование с байпасированием. Основные преимущества саморегу-
лирования: простота и низкая потребляемая мощность; недоста-
ток — повышенный износ элементов ПЧ, вызываемый влиянием
кавитационной эрозии.
Поворотный входной направляющий аппарат регулирует по-
дачу в нешироких пределах (около 30 % [17]) за счет изменения
закрутки потока на входе в насос и применяется в осевых и ДН.
Входной направляющий аппарат может способствовать улучшению
обтекания лопастей РК на режимах недогрузки и таким образом
сужать зону неустойчивой работы [22].
Регулирование подачи поворотом лопаток направляющего
аппарата, расположенного за РК, применяется в радиально-
осевых и диагональных насос-турбинах. Направляющий аппарат
незначительно влияет на положение характеристик Н (Q) на опти-
мальном и близких к нему открытиях а0 (рис. 5.26, в). По той же
причине при изменении а0 мало меняется (в зависимости от подачи)
и потребляемая мощность. Полезная мощность уменьшается
с ростом потерь в направляющем аппарате. Данный способ близок
к дроссельному и используется потому, что в насос-турбинах
необходима турбинная компоновка элементов ПЧ с поворотным
направляющим аппаратом. При эксплуатации всех типов насосов
широко применяются комбинированные способы регулирования
их подачи
17К
Глава 6
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ОБЩЕГО И СПЕЦИАЛЬНОГО
НАЗНАЧЕНИЯ
6.1. Консольные насосы с осевым входом
(типы К, КМ)
[ Насосы регламентированы ГОСТ 22247—76. Они выполняются
на отдельной стойке — тип К (рис. 6.1) или в моноблочном с ЭД
исполнении — тип КМ (рис. 6.2) и предназначены для работы
в стационарных условиях для перекачивания воды (кроме мор-
ской) с значением водородного показателя pH = 7 и других жид-
костей, сходных с водой по плотности, вязкости и химической
активности, с температурой до 85 °C, содержанием механических
примесей по объему не более 0,1 % и размером не более
0,2 мм.
Основные параметры и размеры центробежных консольных
насосов даны в табл. 6.1; область работы насосов (поля Q — Н)
указана на рис. 6.3.
[Насосы на отдельной стойке (тип К) могут применяться для
перекачивания жидкостей с температурой до 105 °C и работать
как с разрежением, так и с подпором на входе (подпор не должен
превышать 0,2 МПа). Они изготавливаются как с РК без обточки,
так и с обточкой по наружному диаметру, что обеспечивает работу
насоса в верхней средней (штриховая линия) или нижней частях
поля Q — Н (рис. 6.3).
В По виду уплотнения вала (в месте выхода его из корпуса)
насосы изготавливают двух исполнений: сальниковые и торцевые.
Они могут быть выполнены в климатических исполнениях: У, Т,
ТВ категорий размещения 2, 3, 4 (ГОСТ 15150—69). При цен-
тровке валов насоса и ЭД значения перекоса и параллельного
смещения не должны превышать указанных в табл. 6.2; нормы
вибрации и шума должны соответствовать указанным в табл. 6.3;
установленный ресурс насоса до списания — не менее 12 000 ч;
средний ресурс до списания — не менее 16 000 ч; средний срок
службы — не менее шести лет.
Примеры условного обозначения насосов: на отдельной стойке
сЕподачей 20 м8/ч, напором 30 м, климатического исполне-
ния У2 — К20/30-У2 ГОСТ 22247—76; то же, но с обточкой РК
по внешнему диаметру, обеспечивающей работу в средней части
поля, — К20/30а-У2 ГОСТ 22247—76; то же для моноблочного
насоса с обточкой РК по внешнему диаметру, обеспечивающей
работу в нижней части поля, климатического исполнения ТС5 —
КМ20/306-ТС5 ГОСТ 22247—76.
17®
V eng ° L Q Qng
Рис. 6.1. Насос центробежный типа К:
1 — колесо; 2 — корпус; 3 — крышка; 4 — вал; 5 — подшипник; 6 — опорный кронштейн; 7 — штуцер; 8 — маслосбрасыв
ющее кольцо; 9 — опорная стойка; 10 — обтекатель
180
Таблица 6.1
Основные параметры и размеры насосов
центробежных консольных общего назначения для воды
(ГОСТ 22247—76)

Г'
£i
/ Тип •coca -s' > По- дача. м*/ч На- пор, м Частота враще- ния, об/мин Допу- скаемый кавита- ционный запас, м кпд. % Габаритные размеры, мм Мас- са. кг
Дли- на Ши- рина Вы- сота
;К 8 18 2900 3,8 53 520 235 245 33
1 I—— КМ 525 230 265 50
ГК 20 18 65 520 240 245 34,5
км 555 240 265 55
к 30 64 530 , 280 280 38
КМ 605 340 290 77
[к 45 30 4.3 70 655 305 300 57,5
| км 745 375 340 125
к 55 63 790 355 420 98
1 855 455 415 205
к 85 45 790 430 450 130
к 90 20 1450 5,2 78 660 325 300 62
км 745 400 340 130
L К 35 77 790 380 410 98
I 1км 855 475 415 205
к 55 70 790 400 420 100
L КМ* — —— — —
|К 85 65 810 440 450 120
i к 160 20 1450 4.2 81 820 500 300 235
I км 890 545 495 245
R-к 30 75 850 540 550 150
Г к 290 18 83 870 570 570 160
к 30 82 870 600 590 170
^Примечание. Отклонение напора от величин, приведенных в табл. 6.1,
(. Допускается от 4-7 % до —5 %.
Габаритные размеры и масса насосов будут установлены после освоения их
| Промышленностью.
181

Рис. 6.2. Насос моноблочный типа КМ:
1 — крышка входная; 2 — корпус; 3 — уплотняющее кольцо; 4 — колесо; 5 — конце-
вое уплотнение; 6 — вал; 7 — подшипники электродвигателя; 8 — электродвигатель
Таблица 6.2
Значения
допускаемых перекосов
и параллельного смещения
валов насоса и ЭД
для консольных насосов
с осевым входом
(ГОСТ 22247—76)
Диаметр упругой муфты (не более), мм Допускаемое смещение валов (не более)
радиаль- ное, мм угло- вое, °
100 0,2 > 1,5
125 0,3 1,0
170
Рис. 6.3. Область работы насосов
центробежных консольных общего
назначения для воды (поля Q—Н
по ГОСТ 22247—76):
1 — К8/18; 2 — К20/18; 3 — К20/30;
4 — К45/30; 5 — К45/55; 6 — К45/85;
7 — К90/20; 8 — К90/36; 9 — К90/5Б;
10 — К90/85; И — К160/20; 12 —
К160/30; 13 — К290/18; 14 — К290/30
182
Таблица 6.3
Г’’

т|
4
Нормы вибрации и шума для насосов
центробежных консольных общего назначения
(ГОСТ 22247—76)
Дк Типоразмер насоса В К’. -- Уровень звуковой мощности (дБ) в октавных полосах со среднегео- метрическими частотами, Гц Корректированный уровень звуковой мощности, дБА Общий уро- вень вибро- скорости
дБ (относи- тельно 5. 10 ‘, мм/с) мм/с
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
-
К8/18; К20/18 91 89 85 93 89 87 86 78 94. 95 2,8
К20/30 92 90 89 96 90 88 87 79 97 95 2,8
К45/30 94 93 96 97 95 92 93 81 ЮГ 95 2,8
К45/55 88 96 99 104 98 99 94 88 106 99 4,5
К45/85 92 95 103 102 101 101 96 92 107 99 4,5
К90/20 94 93 96 97 95 92 93 81 101 95 2,8
К90/35 93 92 104 102 103 96 90 84 106 99 4,5
К90/55 91 94 102 101 100 100 95 91 106 99 4,5
К90/85 91 101 104 103 102 102 97 91 109 103 7
К160/20 78 86 84 86 100 88 81 74 100 99 4,5
К160/30 83 89 93 96 98 91 86 76 101 99 4,5
К290/18 91 90 92 96 97 87 86 83 100 99 4,5
К290/30 86 95 100 100 99 94 90 86 103 103 7
КМ8/18; КМ20/18 91 89 85 93 89 87 86 78 93 95 2,8
КМ20/30 92 90 89 96 90 88 87 79 97 95 2,8
КМ45/30; КМ90/20 К— 94 93 96 97 95 92 93 81 101 95 2,8
Пр имечание. Нормы вибрации, устанавливаемые для электронасосов, мо-
гут иметь допуск 4-25 % от значений, приведенных в табл. 6.3
6.2. Насосы двустороннего входа (тип Д)
Насосы двустороннего входа регламентированы
ГОСТ 10272—77. Они выполняются горизонтальными односту-
пенчатыми с полуспиральным подводом жидкости к двусторон- ,
нему РК (рис. 6.4). Они предназначены для перекачивания воды
и жидкостей, имеющих сходные с водой свойства по вязкости
и химической активности, с температурой до 85 °C, а так же
жидкостей химически активных (с водородным показателем pH
от[4 до 12), нефти, продуктов ее переработки и жидкостей с со-
держанием твердых включений (но не более 1 %).
Основные параметры и размеры насосов даны в табл. 6.4;
область работы насосов (поля Q — Н) указана на рис. 6.5.
[ Верхние и нижние части полей Q — Н на рис. 6.5 обеспечи-
ваются за счет изменения (в том числе обточкой) РК по диаметру.
При этом снижение КПД в номинальном режиме работы насоса
К 183
00
Основные параметры и габаритные
насосов
входа
Таблица 6.4
10272—77)
Типоразмер насоса Подача, м*/ч Напор, и (предельные отклонения +5 %) Частота враще- ния, об/мин Мощ- ность насоса, кВт кпд, % Допускаемый кавитационный запас, м Габаритные размеры, мм Масса, кг
для но- миналь- ного режима для пе- регру- зочного режима Дли- на Ши- рина Вы- сота
Д200-95 (4НДв) 200 95 2950 85 70 6,5 9,5 830 730 520 210
100 23 1450 10 3,5 3,5
Д320-70 (бНДс) 320 70 2950 90 78 6,0 10,0 — — 570 255
Д250-130 250 130 —- — —- ~~ —
Д400-120 400 120
Д630-120 630
Д200-36 (5НДв) 200 36 1450 35 72 5,5 6,0 830 800 620 270
Д320-50 (бНДв) 320 50 76 76 4,5 8,0 1287 970 700 370
Д500-65 (10Д-6) 500 65 135 4,5 8,0 1160 820 620
Д630-90 (8НДв) 630 90 265 75 6,5 13,0 1260 870 730
500 36 960 194 5,0 7,5
Д800-57 (12Д-9) 800 57 1450 ‘ 177 82 4,0 7,0 1210 1160 900 880
Д1250-65 (12НДс) 1 250 65 314 86 6,0 9,0 1390 1010 1160
800 28 960 195 4,5 7,0
Д1250-125 (14Д-6) 1 250 125 620 76 <5,0 11,5 1440 1240 111 1740
Д1600-90 (14НДс) 1 600 90 500 87 7,0 13,0 1650 | 1080 / 1 150 /
1 000 1 40 960 148 4,0 | 9,5 (

Д2000-21 (16НДн) / 2 000 1 21 . 980 150 86 5,0 | 8,0 1620 1350 1280 1 1630
1 250 I 14 730 100 3,0 5,0
Д2000-100 (20Д-6) 2 000 100 980 760 75 6,5 7,0 2050 1550 1420 2480
Д2500-62 (18НДс) 2 500 62 500 87 7,5 11,0 2130 2080 1440 2870
2 000 34 730 250 3,3 8,5
Д3200-33 (20НДн) 3 200 33 980 400 88 7,0 9,0 2260 1760 1500 2940
2 500 17 730 200 5,0 7,5
Д3200-75 (20НДс) 3 200 75 980 800 87 7,5 12,0 2320 2300 1600 4150
2 500 45 730 350 5,5 10,0
Д4000-95 (22НДс) 2 000 95 980 1350 88 7,0 12,0 2450 2260 1760 4960
3 200 55 730 600 5,5 9,0
Д5000-32 (24НДн) 5 000 32 500 8,0 12,0 2360 2150 1900 5000
3 200 20 585 220 4,0 6,0 *
Д6300-80 (24НДс) 6 300 80 730 1750 7,5 14,0 2780 2700 2120 8700
5 000 50 585 900 5,5 12,0
Д12500-24 (48Д-22) 12 500 24 485 950 7,0 8,0 3300 3100 3190 1580
Примечания: 1. В скобках (для справок) указаны обозначения насосов» действовавших до введения стандарта. 2. Значения
основных параметров указаны при работе насоса на воде с температурой 20 °C. 3. Мощность указана по правой точке верхней гра-
ницы поля Q — Н насоса при плотности жидкой среды р = 1000 кг/м1. 4. Допускаемый кавитационный запас указан для номи-
нального и перегрузочного режимов по правой границе поля Q—Н насоса). 5. Значения параметров, габаритных размеров и массы,
не указанные в таблице, будут установлены после освоения насосов промышленностью, 6. Масса указана для насосов, изготовлен-
ных из чугуна марки СЧ 18.
оо
сл
i- "Б Л ’ -i
.r:-1
. U > ”< -’ •
186
Рис. 6.4. Насос центробежный типа Д:
1 — корпус подшипника; 2 — концевое уплотнение; 3 — корпус; 4 — вал; 5 — муфта
20
м
ZOO
100
‘i- 80
160
10
50 100 ZOO
—г, ои 1UU OJU 400 600 1000 2000 4000 6000 10000
Рис. 6.6. Область работы насосов центробежных двустороннего входа типа Д
(поля Q—Н по ГОСТ 10272—77):
1 - Д100-25; 2 — Д200-9Б; 3 — Д200-36; 4 — Д250-130; 5 — Д320-70; 6 — Д320-Б0;
7 - Д400-120; 8 — ДБ00-6Б: 9 — ДБ00-36; 10 — Д630-120; 11 — Д630-90; 12 — Д800-Б7;
13 - Д800—30; 14 — Д12Б0-12Б; 15 — Д1250-65; 16 — Д1000-40; 17 — Д1260-15; 18 —
Д1600-90; 19 — Д2000-100; 20 — Д2Б00-62; 21 — Д2Б00-4Б; 22 — Д200-ЗБ; 23 — Д2000-21;
24 - Д3200-75; 25 — Д3200-ББ; 26 — Д3200-33; 27 — Д3200-21; 28 — Д2Б00-18; 29 —
Д4000-90; 30 — Д5000-Б0; 31 — ДБ000-32; 32 — Д6300-80; 33 — Д12Б00-24
Таблица 6.5
дЬ Ресурс работы насосов двустороннего входа и основных деталей
(ГОСТ 10272—77)
а
]
। ’
Наименование узла Ресурс работы, в ч при подачах, м*/ч
до 320 | от 320 до 1600 свыше 1600
Защитная втулка, уплотняющее 6 000 5 000 5 000
кольцо, грундбукса Рабочее колесо, вал 10 000 15 000 20 000
Корпус, крышка 20 000 30 000 40 000
Насос (до первого капитального ре- монта) 20 000 30 000 40 000

J
>1
Должно быть не более 3 % от значений, указанных в табл. 6.4
для первой обточки, и 8 % — для второй обточки. Ресурс работы
насосов и основных деталей должен соответствовать значениям,
указанным в табл. 6.5.
Примеры условного обозначения насосов: двустороннего входа
с подачей 200 м3/ч, напором 95 м, проточной частью из серого
чугуна — Д200-95 ГОСТ 10272—77; то же, но с обточенным РК
и проточной частью из хромоникелевой стали — Д200-95аК
ГОСТ 10272—77.
6.3. Крупные центробежные вертикальные насосы (тип В)
Центробежные вертикальные насосы регламентированы
ГОСТ 19740—74 и предназначены для перекачивания воды и дру-
гих жидкостей (аналогичных воде по вязкости и химической
187

’с<Л‘ч
I I I 5
• » л
2 я
; is
Й о
•2 х
43 А М
я£--
о я
О
О)
о
Е и о
я П л
2*° *
2 х я
0*0
яЯ|
ёчо
IS-
= 3 I
я □ I
£ g □
л л
Я •©«
§*5
Г Я
00
• •
п

X X
•О Х^
Е ъ
Ego
ае X н
“ § л
я я
X 5
п <»
X *0
«X
а б л и и а 6.6
Основные параметры и размеры насосов центробежных вертикальных (ГОСТ 19740—74)
.;.,v ' ; . «л'
Типоразмер насоса Допускае- мый кави- тационный запас, м Частота вращения, об/мин Мощность насоса, кВт Габаритные размеры насоса, мм Масса, кг
Длина Ширина Высота
600В 1,6/100 (28В-12) 88 14 750 1900 2800 2500 6 400 10 900
800В-2.5/100 (32В-12) 600 2 950 | 2990 1 3000 6 500 13 000
1000В-4.0/100 500 4 500 —
1200В-6,3/100 (52В-И) 375 | 7 500 | 4300 | 4200 7000 40 000
1600В-10/100 300 1 11 700
2000В-16/100 250 19 000
2400В-25/100 214 30 000
600В-1,6/63 11,5 750 1 250
800В 2,5/63 600 1 950
1000В-4/63 (40В/16) 500 2 900 3000 3000 6 950 14 000
1200В-6.3/63 (52В-17) 89 375 5000 3700 | 3350 6 650 25 000
1600В-10/63 14,0 300 7 900 —
2000В-16/63 (В 17-16/55) 12,5 250 12 400 5900 | 5250 11 400 110 000
2400В-25/63 214 21 800
600В-1,6/40 87 750 | 750
600В-2.5/40 (36В-22) 600 1 150 | 2900 2350 | 7 450 | 14 500
1000В-4.0/40 (44В-22) 13,5 500 1 850 | 3300 | 3000 | 5 500 | 16 500
1200В-6.3/40 (58В-22) 375 2 900 | 4200 4000 i 7 000 | 40000
1600В-10/40 (72В-22) 88 300 4 600 | 5000 | 4700 < 7000 | 40 000
2000В-16/40 87 250 7 500 —
2400В-25/40 214 11 800
Примечания: 1. В скобках (для справок) указаны типоразмеры насосов, действовавшие до введения стандарта. 2. Параметры,
указанные в таблице, обеспечиваются базовым рабочим колесом. 3. Значения габаритных размеров и массы, не указанные в таблице,
будут определены после освоения промышленностью соответствующих типоразмеров насосов.
00
Таблица 6.7
Предельные отклонения от номинальных размеров
и формы элементов РК крупных центробежных вертикальных насосов
(ГОСТ 19740—74)
Параметр Предельные отклонения для насосов с РК диаметром, мм
500— 1000 1000— 1500 1500— 2000 2000
Шаг лопастей в долях диаметра 0,02 0,02 0,02 0,02
Радиус расположения входной кром- ки лопасти, мм ±0,6 ±0,8 ±1,0 ±1,5
Диаметр рабочего колеса на выходе, мм ±0,6 ±0,8 ±1,0 ±1,2
Ширина рабочего колеса на выходе в смежных каналах, мм ±1,5 ±2,0 ±3,0 ±4,0
Средняя арифметическая толщина лопастей на выходе в долях от но- минального значения диаметра 0,15 0,14 0,13 0,12
Отклонения обрабатываемых лопа- стей на входе от шаблона, мм 0,5 1.0 1,5 2,0
активности) с содержанием взвешенных частиц не более 3 г/л
размером не более 0,1 мм (из них абразивных частиц не более
2 %), при температуре до 35 °C. Конструкция насоса этого типа
представлена на рис. 6 6.
Основные параметры и размеры насосов при работе на воде
даны в табл. 6.6, область работы насосов (поля Q — Н) указана
на рис. 6.7.
Параметры насосов по верхней границе поля Q — Н обеспечи-
ваются базовым РК, а в других точках поля — его обточкой по
наружному диаметру или применением других колес в том же
корпусе; предельные отклонения от номинальных размеров и
формы элементов РК не должны превышать значений, ука-
Рис 6.7. Область работы на-
сосов центробежных верти-
кальных (поля Q—Н по
ГОСТ 19740—74):
1 — 600В-1.6/40; 2 —
600В-1.6/63; 3—600В-1.6/100; 4—
800В-2,5/40; 5 — 800В-2.5/63:
6 — 800В-2.5/100; 7 —
1600В-4/40; 8 — 1000В-4/63; 9—
1000В-43/100; 10 — 1000В-63/40;
11 — 1000В-6.3/63; 12 —
1000В-6,3/100; 13 — 1600В-10/40;
14 — 1600В-10/63; 15 —
1600В-10/100; 16 — 2000В-16/40;
17 — 2000В-16/63; 18 —
2000В-16/100; 19 — 2400В-25/40;
20 — 2400В-25/63; 21 —
2400B-26/10Q
к
к
данных в табл. 6.7; ресурс насосов до первого капитального
ремонта должен быть не менее 20 000 ч.
F (Примеры условного обозначения насосов: вертикального с ба-
зовым РК. подачей 16 м8/с, напором 63 м и диаметром напорного
патрубка 1000 мм — 1000В-16/63 ГОСТ 19740—74; то же, но с раз-
личными обточками РК по внешнему диаметру — 1000B-16/63-I
ГОСТ 19740—74; 1000В-16/63-II ГОСТ 19740—74 (цифры I и II
соответствуют средней и нижней границам поля Q — Н).
При применении РК, отличающегося от базового, в обозначе-
ние вводят прописную букву А. Используя насосы с частотой
вращения, отличающейся от номинальной, в обозначение вводят
прорисную букву О, а с двухскоростными двигателями — пропис-
ную букву М.
шяИк1
6.4. Многоступенчатые секционные насосы
К (типы ЦНС и ЦНСГ)
Насосы этого типа регламентированы ГОСТ 10407—83. Они
выполняются горизонтальными однокорпусными с РК одно-
стороннего входа с системой уравновешивания осевой силы ги-
дравлической пятой (рис. 6.8) и предназначены для перекачивания
воды, имеющей водородный показатель pH от 7 до 8,5, и жидкостей
сходных своими свойствами с водой по вязкости и химической
активности, с массовой долей механических примесей не более
0,1%, размером твердых частиц не более 0,1 мм и микротвер-
достью не более 1,47 ГПа.
Насосы типа ЦНС применяются для работы при температуре
воды до 45 °C, насосы ЦНСГ — до 105 °C. Насосы ЦНС180-1050,
ЦНС180-1900, ЦНС500-1900 могут использоваться для перекачи-
вания химически активных (сточных и пластовых) вод.
-Основные параметры на номинальном режиме работы и раз-
меры насосов приведены в табл. 6.8, рабочие части характеристик
насосов — на рис. 6.9.
Насосы этого типа должны изготавливаться климатического
исполнения УХЛ категории размещения 4 или 5
порГОСТ 15150—69; суммарные внешние утечки — не более
0,1 м8/ч; среднее квадратическое значение вибрационной скорости
на номинальном режиме работы, измеренное на корпусах под-
шипников, не должно превышать 7 мм/с; октавные уровни звуко-
вой мощности Lr и корректированные уровни звуковой мощности
^ра электронасосных агрегатов при комплектовании их ЭД
первого класса по ГОСТ 16372—84 не должны превышать значе-
ний, указанных в табл. 6.9; показатели надежности приведены
в табл. 6.10.
^Примеры условного обозначения насосов: центробежного мно-
гоступенчатого секционного с подачей 38 м8/ч и напором 66 м —
ЦНС38-66 ГОСТ 10407—83, то же, но для работы на горячей
воде — ЦНСГ38-66 ГОСТ 10407—83.
101
N3
Рис. 6.8. Насос секционный многоступенчатый типа ЦНС:
входная; а ~ шпилька;0^— 1ТуфтаЛОТНеНИе; 5 *“ гидравлическая пята
4 — крышка нагнетания; 5 — секция- б — т
* » о — колесо; 7 — крышка

63
Зимнидкого 1®^
г №*• ||ЦНС; 4^-- - £ L'; < Дг: - 2?£ “ О ^Вг; Нвё" ' ЦНС; ЦНСГ 1 1 Iks**''-' 1 WT$;' иВ' __м_ р ж о р 1 Тип 1 »
03 to КЗ tb — ОЗСО03ОЭС0 ОЧ&'-ОО ???? 8^83 8888S88SS кэеоьо —— —— мел СЛЬЭОМСЛЮОСЛО о ело ело ело ОЗОЗОЭОЗОЗ 00 со 00 00 00 Ю<0 м слоз о оо сл ьо ОЗОЭОЗОЭ 00 00 00 00 » » • • •— со ОЗ 4Х *- 00 ОЗ 4^ о ОЗОЭОЗОЭОЭ t » » » « ОЗ оз to tO КЗ сл — 00 кй» — о ело ело М» км. »м. нм ОЗОЗОЭОЭ М 4* О О ело сл Обозначение типоразмера
4,5 3,0 3,6 2,5 Допускаемый кавитационный запас, м
чспослд м «о — с*з оз ОоэЪзсо ьо 4^ оз ко- со to 4* а> оооо 0>слсл4*саэсаэкэ —— ел оо to сл со ьо 03 JO оз о сл о сл о сл о сл о 03 05 Ю Ю*- М ОЗО О 03 КЗ СО ' м дом ел о ело ЮКЗЬО — — 03 05 0 00 их о 4*00 to 03 км» и- 03 0 м ел КЗ оз со оз сл сл Мощность, кВт
м км. 8 3 оз <© 03 ? » 4* со 4* 00 кпд, %
3000 1500 3000 05 о о о Частота враще- ния (синхрон- ная), об/мин
СЛ X СаЭ to — 3S838 870 950 1030 1110 км. кМ км. км. км к«М км. км* ООЧФСЛДОЬЭ-^- ФОЗММООООФСОО ослослослосло кР.ОЭЬО*-*- О 03 ОЗ <0 to М 03 СЛ 4^ ОЗ О СОЮ 00 СЛ 00 *— оз КЗ »—о со СЛ 4* ОЗ ОЗ to to СЛ ОО — 4* сл сл о о о — о СО со М М СО КЗ о о сл сл ВИ Габари (не 1
500 640 420 420 Ши- рина тные ра 5олее),
500 620 430 430 5 Вы- сота змеры мм
4К to СО м £ --0D сл О О ©О О Саз to to to 8888 оюооччслосл* фо^ооьзфода ооооооооо кй» ОЗ ОЗ ОЗ ОЗ »— 00 03 05 — о ело ело КЗ to to to 00 03 05 — ело ело 4* ОЗ ОЗ 03 ОЗ — оо оз оз — о ело ело to to КЗ to 00 03 03 — ело ело Масса лее). (не бо- кг
00
о
я
о
СП
п
1
Е
х
3
X
о
со
X
Е
о
я

я
я
3
п
Е
X
р
W
2
п
Р
н
Е „
X *о
(Т
ж
Е
х
X
о
X
X
Е
X
О
w
ВЭ
сх
J3
И
о>
00
Продолжение табл. 6.8
Тип насоса Обозначение типоразмера Допускаемый кавитационный запас, м Мощность, кВт кпд, % Частота враще- ния (синхрон- ная), об/мин Габаритные размеры (не более), мм Масса (не бо- ' лее), кг i
Дли- на Ши- рина Вы- сота
цнс 105-98 105-147 105-196 105-245 105-294 105-343 105-392 105-441 105-490 5,5 40,0 60,0 80,0 100,0 117,0 136,5 151,0 175,5 195,0 73 3000 1220 1315 1410 1535 1630 1725 1820 1915 2010 600 620 510 570 630 690 750 810 870 930 930
74
180-85 180-128 180-170 180-212 180-255 180-297 180-340 180-383 180-425 4.0 59,0 88,5 118,0 147,5 174 203 232 261 290 73 1500 1125 1230 1335 1440 1545 1650 1755 1860 1965 690 715 735 850 965 1080 1215 1340 1465 1590 1715
74
180-500 180-600 180-700 180-800 180-900 180-950 180-1185 180-1422 180-1900 7.0 350 420 490 560 630 710 800 960 1280 72 3000 1510 1613 1720 1825 1930 2275 2370 2560 2940 640 710 1250 1350 1450 1550 1650 3650 4150 4250 5000
1200 1200 1520 1520 1230 1230 1300 1300
300-120 300-180 300-240 300-300 300-360 300-420 300-480 300-540 300-600 4.5 132 198 264 330 396 462 528 594 660 76 1500 1365 1485 1605 1725 1845 1965 2085 2205 2325 865 835 1225 1390 1550 1775 1940 2115 2340 2500 2675
300-650 300-780 300-910 300-1040 12.0 700 840 980 1120 76 3000 2295 2420 2545 2670 760 790 2000 2160 2320 2480
194

П р о д о л ж е н и е т а б л. 6.8
U
1 Л.Я к'аЛ 5 И .'в Тип насоса L- №" Обозначение типоразмера Допускаемый кавитационный запас, м Мощность, кВт кпд. % Частота враще- ния (синхрон- ная), об/мин Габаритные размеры (не более), мм Масса (не бо- лее), кг
Дли- на Ши- рина Вы- сота
IE 500-160 500-240 500-320 500-400 500-480 500-560 500-640 500-720 500-800 5,0 290 435 580 725 870 1015 1160 1305 1450 76 1500 1960 2105 2250 2395 2540 2685 2830 2975 3120 1070 1050 2550 2870 3190 3510 3980 4315 4650 4985 5320
$ 1 цнс I ГЧ' Я! КГ! К t f 77
t 2
500-1040 500-1900 16,0 1795 3235 79 80 3000 2500 1850 1300 1350 1500 1480 6500 7000
?
1
S Таблица 6.9
В V
Октавные и корректированные уровни звуковой мощности
центробежных многоступенчатых насосов
р (ГОСТ 10407—83)
К1
Октавные уровни звуковой мощности, дБА, Корректи- рованные уровни зву-
Для среднегеометрических частот
63 КБ?. 125 250 500 1000 2000 4000 8000 ковой мощ- ности, дБА
; Г- к 109- 132 ПО- 133 108— 131 101— 124 * 97—120 98—121 100—123 104—127 94—117
i^^E 4%Я1НН Я Примечания: 1. При применении ЭД второго и третьего классов по ГОСТ 16372—84 уровни звуковой мощности ЭНА должны быть ниже указанных в табл. 6.9 на 5 и 10 дБ А соответственно. 2. В табл. 6.9 указаны общие интервалы изменения октавных уровней звуковой мощности и корректированного- уровня звуковой мощности, дБА, для насосов всех типов, входящих в ГОСТ 10407—83.
195
Ряс. 6.9. Области работы насосов центробежных многоступенчатых секционных
типов ЦНС и ЦНСГ (поля Q—Н по ГОСТ 10407—83); в обозначениях опущены
наименования типа ЦНС или ЦНСГ, характеристики которых при равных пара-
метрах одинаковы:
1 — 13-70; 2 -t 13-105; 3 — 13-140; 4 — 13-175; 5 — 13-210; 6 — 13-245; 7 — 13-280;
8 — 13-315; 9 — 13-350; 10 — 38-44; // — 38-66; 12 — 38-88; 13 — 38-110; 14 — 38-132;
15 — 38-154; 15 — 38-176; 17 — 38-198; 18 — 38-220; 19 — 60-50; 20 — 60-75; 21 —
60-99; 22 — 60-125; 23 — 60-150; 24 — 60-175; 25 — 60-200; 26 — 60-225; 27 — 60-250;
28 — 60-66; 29 — 60-100; 30 — 60-132; 31 — 60-165; 32 — 60-198; 33 — 60-231; 34 —
60-264; 35 — 60-297; 36 — 60-330; 37 — 105-98; 38 — 105-147; 39 — 105-196; 40 — 105-245;
41 — 105-294; 42 — 105-343; 43 — 105-392; 44 — 105-441; 45 — 105-490; 46 — 180-85;
47 — 180-128; 48 — 180-170; 49 — 180-212; 50 — 180-255; 51 — 180-297; 52 — 180-340;
58 — 180-383; 54 — 180-425; 55 — 180-500; 56 — 180-600; 57 — 180-700; 58 — 180-800;
59 — 180-900; 60 — 180-950; 61 — 180-1185; 62 — 180-1422; 63 — 180-1900; 64 — 300-120;
65 — 300-180; 66 — 300-240; 67 — 300-300; 68 — 300-360; 69 — 300-420; 70 — 300-480;
71 — 300-540; 72 — 300-600; 73 — 300-650; 74 — 300-780; 75 — 300-910; 76 — 300-1040;
77 — 500-160; 78 — 500-240; 79 — 500-320; 80 — 500-400; 81 — 500-480; 82 — 500-560;
83 — 500-640; 84 — 500-720; 85 — 500-800; 86 — 500-1040; 87 — 500-1900
Таблица 6.10
Показатели надежности центробежных многоступенчатых насосов
(ГОСТ 10407—83)
Типоразмер насоса
Средний
ресурс
до капи-
тального
ремонта, ч
Установлен-
ный ресурс
до капи-
тального
ремонта
(не менее), ч
Нара-
ботка
на отказ
(не ме-
нее), ч
ЦНС13-70-13-350; 60-50—60-250;
60-66-60-330; 105-98—105-490; 180-85—
180-900; 300-120—300-1040; 500-160—
500-800; ЦНСГ60-66-60-330
12 500
9 000
5000
0-1040—500-1900
Типоразмер насоса
-44—38-220; ЦНСГ38-44—38-220
;180-1050—180-1900
Продолжение табл. 6.10
Средний
ресурс
до капи*
Тельного
ремонта, ч
Установлен-
ный ресурс
до капи-
тального
ремонта
(не менее), ч
Нара-
ботка
на отказ
(не ме-
нее), ч
14 000
10 000
5000
22 400
8 000*
22 400
8 000 ♦
16 000
6 300*
16 000
6 300 е
5000
4000*
5000
2500*
t г-.
Показатели надежности насосов при перекачивании химически активных (стоя-
и пластовых) вод без содержания сероводорода.
6.5. Судовые насосы
Номенклатура судовых насосов чрезвычайно обширна (см.
н. Е9). На судах широко используют насосы общего назначения
(смйпп. 6.1, 6.2, 6.4): энергетические, специально разработанные
для|судовых ПСУ, и насосы для судовых систем.
Насосы судовых систем регламентированы ГОСТ 7958—78
(стандарт распространяется так же на ЦБН с электроприводом
готой тока 50 Гц, устанавливаемые в охлаждающей, противо-
карной, осушительной, водоотливной, балластной и бытового
снабжения судовых системах) и должны изготавливаться
следующих типов

к
ь
к
100
80
60

У
10 20 40 60 100 200 300 500 1000 Q,m^/4 *
Рис. 6.10. Область работы насосов центробежных судовых систем (поля Q—И
пр|ГОСТ 7958—78); в обозначениях опущены наименования типов НЦВ; НЦВС,
или НЦВП, характеристики которых при равных параметрах одинаковы:
/ Ч1/10; 2 — 2/20; 3 — 4/40; 4 — 10/40; 5 — 10/65; 6 — 25/20; 7 — 25/30; 8 — 25/40;
9 W25/65; 10 — 25/80; 11 — 40/20; 12 — 40/30; 13 — 40/65; 14 — 40/80; 15 — 63/20;
(%- 63/30; 17 — 63/45; 18 — 63/80; 19 — 63/100; 20 — 100/20; 21 — 100/30; 22 —
100/45; 23 — 100/80; 24 — 100/100; 25 — 160/10; 26 — 160/20; 27 — 160/30; 28 — 160/80;
160/100; 30 — 315/10; 31 — 250/20; 32 — 250/30; 33 — 250/100; 34 — 400/20; 35 —
400/30; 36 — 630/15; 37 — 630/17; 38 — 630/30; 39 — 1000/25; 40 — 1600/25
Л
197
Таблица 6.11
Основные параметры насосов центробежных судовых систем (ГОСТ 7958—78)
Типоразмер насоса Частота вращения (синхрон- ная), об/мин Допускае- мый кавита- ционный запас, м КПД для насосов типов, %
НЦВ; НЦГ; НЦВП НЦВС; НЦГС
НЦГ-1/10 НЦГ-2/20; НЦГС-2/20 НЦГ-4/40; НЦГС-4/40 НЦГ-10/40; НЦГС-10/40 НЦГ-10/65; НЦГС-10/65 НЦГ-25,40; НЦГС-25/40 НЦВ-25/20; НЦВС-25/20 НЦВ-25/30; НЦВС-25/30 НЦВ-25/65; НЦВС-25/65 НЦВ-25/80 1500 4 15 35 32 47 33 10 20 35 28 45 42 46
55
5 57 50 50
НЦВ-40/20; НЦВС-40/20 НЦВ-40/30; НЦВС-40/30 НЦВ-40/65; НЦВС-40/65 НЦВ-40/80 4 70 68 74 52
5 63 60 55
НЦВ-63/20; НЦВС-63/20 НЦВ-63/30; НЦВС-63/30 НЦВ-63/45; НЦВС-63/45 НЦВ-63/80 НЦВ-63/100 4 68 72 69 52 59 60
5 62 64 —
' НЦВ-100/20; НЦВС-100/20 НЦВ-100/30; НЦВС-100/30 НЦВ-ЮО/45; НЦВС-100/45 НЦВ-100/80: НЦВ-100/100 4 76 75 74 63 66 68
5 65 —
НЦВ-160/10 НЦВ-160/20; НЦВС-160/20 НЦВ-160/30; НЦВС-160/30 НЦВ-160/80; НЦВ-160/100 4 70 76 74 64 65
3000 7 67 —
НЦВ-250/20; НЦВС-250/20 НЦВ-250/30; НЦВС-250/30 НЦВ-250/100 1500 4 80 68 71
3000 7 67 —
НЦВ-315/10 НЦВ-400/20; НЦВС-400/20 НЦВ-400/30; НЦВС-400/30 НЦВ-630/15 НЦВ-630/30; НЦВС-630/30 НЦВ-1000/25; НЦВС-1000/25 НЦВ-1600/25; НЦВС-1600/25 НЦВП-160/10 НЦВП-315/10 НЦВП-630/17 1500 5 78 ! —
4 82 71 74
5 80 83 70 72 78
7 i 80 ! —
Примечания: 1. Основные параметры насосов указаны для пресной воды. 2. Кавитационный запас указан для насосов типов НЦВ, НЦВС и НЦВП — по отношению к плоскости оси РК. Для насосов типов НЦГ и НЦГС — по отноше- нию к плоскости оси вала.
198
I
1
11
1
1
НЦГ и НЦВ — насосы несамовсасывающие горизонтальные
й вертикальные, предназначенные для перекачивания морской
воды с температурой до 35 °C, и пресной воды — до 70 °C (до-
пускается до 85 °C);
НЦГС и НЦВС — насосы самовсасывающие горизонтальные
иIвертикальные, предназначенные для перекачивания морской
и пресной воды с температурой до 35 °C (допускается до 85 °C);
НЦВП — насосы вертикальные погружные, предназначенные
для перекачивания морской и пресной воды с температурой
до 35 °C.
{Основные параметры насосов даны в табл. 6.11. Область
работы насосов (поля Q — Н) должна соответствовать указанной
наРрис. 6.10.
Насосы должны изготавливаться с РК, обеспечивающим верх-
ние пределы поля Q — Н, но могут изготавливаться и с вариан-
тами обточки РК по внешнему диаметру, обеспечивающими
нижние пределы поля и промежу-
точные. Примеры условного обозна-
чения насосов: несамовсасывающего
вертикального с подачей 250 м8/ч
и напором 30 м — НЦВ-250/30
ГОСТ 7958—78; то же для верти-
кального самовсасывающего насоса—
НЦВС-250/30 ГОСТ 7958—78.
в
|б.6. Погружные скважинные
насосы
Настоящий раздел охватывает
только погружные скважинные на-
сосы для воды по ГОСТ 10428—79.
Электронасосные центробежные
скважинные агрегаты для воды (тип
ЭЦВ). Эти насосы предназначены
для подъема воды слабой минерали-
зации (сухой остаток не более
1500 мг/л), температурой до 25 °C,
с твердыми механическими приме-
сями не более 0,01 %. Они изготав-
ливаются для общего применения
в F климатических исполнениях У
и Т категорий размещения 5 и 2 по
ГОСТ 15150—69. Схема установки
таких агрегатов дана на рис. 6.11.
Кк
“ис. 6.11. Схема установки скважинного
электронасоса
* оголовок с напорной аадвнжкой; 2 — напор-
йый трубопровод; 3 — обсадная труба; 4 —
•сое; 6 — двигатель
199
5)
200
%
риС<^6.12. Электронасосный агрегат:
«сполнение 2; 1 — шаровой обратный клапан; 2 — радиальный подшипник; 3 —
д0паточный отвод; 4 — рабочее колесо; 5 — сетка; 6 — манжетные уплотнения;
f электродвигатель; 8 — подпятник;
а исполнение 3; 1—лопаточный отвод; 2— рабочее колесо; 3 — сетка; 4— радиаль-
ный подшипник; 5 — соединительная муфта; 6— электродвигатель; 7 — упорный под-
тип инк
1

I
Рис. $.13. Первая секция двухсекционного насоса для скважин диаметром
426 мм:
1 — реверсивный упорный подшипник; 2 — лопаточный отвод; 3 — рабочее колесо;
4 — подвод; 5 — сетка; б — соединительная муфта
л
J
J
Рис, в. 14. Схема установки осевого мо-
ноблочного электронасоса:
1 — тележка; 2 — электронасос; 3 — на-
порный трубопровод
Рис. 6.15. Электронасос типа ОПВ:
А лопаточный отвод; 2 — рабочее коле-
со; 3 — подводящий канал; 4 — электро-
Двягатель

201
Таблица 6.12
Характеристики электронасосных
центробежных скважинных агрегатов для воды
(ГОСТ 10428—79)
Диаметр скважины, мм Типоразмер иасоса Подпор, м Число ступе- ней, шт % тгия Длина, мм Масса агрега- та, кг Мощ- ность двига- теля, кВт
ЭЦВ5-4-125 22 46 1062 64 2,8
ЭЦВ5-6.3-80 14 60 815 60 2,8
1ЭЦВ6-4-130 13 58 964 80 2,8
1ЭЦВ6-4-190 18 57 1251 100 4,5
122 ЗЭЦВ6-6,3-60 6 64 700 70 2,0
4ЭЦВ6-6.3-85 8 68 850 70 2,8
ЗЭЦВ6-6.3-85 9 64 744 78 2,8
4ЭЦВ6-6,3-125 12 66 920 82 4,5
ЗЭЦВб-6,3-125 13 60 1170 86 4,5
1ЭЦВ6-10-50 6 66 656 69 2,8
ЗЭЦВ6-10-80 9 66 820 82 4,5
1ЭЦВ6-10-110 12 66 920 90 5,5
1ЭЦВ6-10-140 15 69 1060 118 8
1ЭЦВ6-10-185 21 69 1384 125 8
ЭЦВ6-10-235 27 69 1714 145 11
150 ЗЭЦВ6-16-50 6 69 750 77,5 4,5
ЗЭЦВ6-16-75 9 70 920 86 4,5
1ЭЦВ6-16-75Г 9 70 860 93,2 6
ЭЦВ6-16-110Г 13 64 970 201 6
ЭЦВ6-16-160ХТрГ 17 62 1442 170 16
ЭЦВ6-25-140ХГ 23 62 1825 193 16
ЭЦВ6-25-140ХТрГ 23 68 1825 193 16
ЭЦВ8-16-140 1 10 70 898 148 И
ЭЦВ8-25-100 7 73 935 150 11
1ЭЦВ8-25-100 7 71 935 143 И
2ЭЦВ8-25-100 7 71 899 150 11
2ЭЦВ8-25-150 10 73 1121 183 16
200 1ЭЦВ8-25-150ХТрГ 10 70 1208 345 22
ЭЦВ8-25-300А 19 70 2570 355 32
1ЭЦВ8-40-60 5 71 545 175 11
ЭЦВ8-40-60 5 71 760 145 И
1ЭЦВ8-40-90 7 67 875 240 16
1ЭЦВ8-40-180 15 70 1720 302 32
2ЭЦВ10-63-65 3 72 643 207 22
2ЭЦВ10-63-110 5 72 911 265 32
2ЭЦВ10-63-150 7 72 1051 310 45
1ЭЦВ10-63-180 9 72 1270 363 45
250 1ЭЦВ10-63-270 13 72 1550 528 65
1ЭЦВ10-120-60 3 72 820 345 32
ЭЦВ10-120-60 3 72 690 315 32
ЭЦВ10-160-15Г 1 60 518 148 11
ЭЦВ10-160-35Г 2 77 640 264 22
202

—

Продолжение табл. 6.12
X S S Мощ-
Типоразмер сх Число Масса Несть
е £ насоса о ступе- ЕХ гз агрега- двига-
s л ней, шт та, кг теля,
2 «я s о С кВт
С EX
ЭЦВ12-160-65 2 73 950 400 45
1ЭЦВ12-160-65 1 2 73 881 390 15
1ЭЦВ12-160-100 3 73 1057 455 65
301; 1ЭЦВ12-210-25 о 1 75 426 237 22
353; 2ЭЦВ12-255-30Г 1 74 420 260 32
402 2ЭЦВ12-375-30Г 6 1 74 510 275 45
ЭЦВ12-375-30ХТр 6 1 75 839 318 45
ЭЦВ14-210-300Х 2 6 79 2494 1782 250
ЭЦВ16-375-175Х 6 3 73 2440 1655 250
. .. 426 4ЭЦВ16-2000-1400 30 68 4929 3104 500
L 4ЭЦВ16-3000-1400 16 67 5058 4256
Примечание. Значения подпоров, не указанные в таблице, будут опреде-
лены после освоения промышленностью соответствующих типоразмеров насосов.
I Насосы изготавливают четырех конструктивных исполнений:
Ц1) с рабочими колесами, зафиксированными на валу и ра-
диальными ЛО (РК и ЛО изготовлены из пластмасс, осевое гидрав-
лическое усилие воспринимается опорным устройством, располо-
женным в электродвигателе);
г 2) с цилиндрическими обоймами из труб с дисками, которые
фиксируют отводы в осевом направлении и разделяют межступен-
чатые полости;
Таблица 6.13
Характеристики осевых
моноблочных электронасосов для воды
(ГОСТ 10428—79)
В? Типоразмер насоса Под- пор,* м кпд, % Длина, мм Диаметр, мм Масса агрега- та, кг Мощ- ность двигате- ля, кВт
ОПВ2500-4.2 75 2315 1050 1 320 45
ОПВ19000-15 86 7200 2760 16 000 1000
ОПВ20000-12 1 84 7200 2760 16 000 1000
ОМПВ250-10.5 50 1420 360 310 И
ОМПВ300-7 56 1410 360 310 11
ОМПВ400-5.5 ♦ Заглубление вер хней точки 52 диаметра 1420 входного г 410 [атрубка, 310 11
>-
203
3) с литыми РК и ЛО ради-
ально-осевого типа;
4) моноблочные электронасос-
ные агрегаты с РК, закреплен-
ным на валу ЭД.
Все насосы этого типа снаб-
жены асинхронными водозапол-
ненными ЭД. Нарис. 6.12, а и б
даны примеры конструкции мно-
гоступенчатых агрегатов ЭЦВ ис-
полнений 2 и 3; на рис. 6.13— пер-
вой секции двухсекционного на-
соса, у которого осевое гидрав-
лическое усилие воспринимается
специальным реверсивным упор-
ным устройством, расположенным
в каждой секции насоса.
Параметры агрегатов ЭЦВ
даны в табл. 6.12.
Пример условного обозначе-
ния насоса ЭЦВ исполнения 1
с внутренним диаметром скважины
200 мм, подачей 25 м8/ч и на-
пором 100 м — 1ЭЦВ8-25-100
ГОСТ 10428—79 (в обозначении
диаметр скважины уменьшен в
25 раз и указан после букв ЭЦВ).
Для насосов, работающих на
химически активной воде, после
цифр добавляется буква X, а на
воде с повышенным содержанием
твердых механических примесей
или с повышенной температу-
рой — соответственно Г или Тр.
Осевые моноблочные электро-
насосы для воды (типы ОПВ,
ОМПВ). Они предназначены для
перекачивания воды с темпера-
турой до 35 °C (тип ОПВ) и до
25 °C (тип ОМПВ), с общей мине-
рализацией (сухой остаток) до
5 г/л, содержанием механиче-
ских примесей до 6 г/л, из
них абразивных не более 1 г/л
и применяются в мелиоративных
системах, для промышленного
и гражданского водоснабже-
ния.
204
Схема установки этих агрегатов показана на рис. 6.14. Элек-
тронасосы типа ОПВ — это моноблочные агрегаты с встроенным
электродвигателем «сухого» исполнения (рис. 6.15), а типа
ОМПВ — с встроенным герметизированным водозаполненным
электродвигателем (рис. 6.16). Основные характеристики агрега-
тов даны в табл. 6.13.
Пример условного обозначения насоса ОПВ с подачей 2500 м’/ч
И напором 4,2 м — ОПВ2500-4.2 ГОСТ 10428—79.
Й Г л а в а 7
I ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ НАСОСЫ
7.1. Основные группы энергетических насосов
Современные отечественные ТЭС комплектуются энергобло-
ками мощностью 250, 300, 500, 800 и 1200 МВт, а АЭС — блоками
единичной мощностью в 440, 1000 и 1500 МВт. В области судо-
строения созданы ЭУ для мощных атомных ледоколов и танкеров
большого водоизмещения.
Повышение единичных мощностей и параметров пара энерго-
блоков, судовых и других ЭУ предопределило создание новых
типов НА, рассчитанных на увеличенные подачи, давления нагне-
тания, мощности и удовлетворяющие требованиям повышенной
надежности и экономичности.
По своему назначению насосы ЭС, а также насосы для судовых
и других ЭУ могут быть разделены на три группы.
1. Насосы основных циклов, обеспечивающие работу ЭУ на
всех режимах эксплуатации (выход из строя может повлечь за
собой остановку ЭУ): главные и резервные питательные насосы,
главные циркуляционные для АЭС и АЭУ, конденсатные, цирку-
ляционные, предвключенные (бустерные), рециркуляционные,
подпиточные, систем регулирования и др.
2. Насосы вспомогательных циклов:
додачи воды в испарители, подачи химически очищенной
воды, подачи жидкого топлива (нефтяные, мазутные); гидрозоло-
УДаления (для перекачивания золошлаковой пульпы и др.).
3. Насосы, не связанные с циклами работы ЭУ: кислотной
промывки котлов, промывки фильтров, дренажных вод и др.
В Качестве циркуляционных чаще всего используют осевые и
Диагональные насосы. При выборе насосов для ТЭС руковод-
ствуются «Нормами технологического проектирования электри-
ческих станций и тепловых сетей» [12], а для АЭС «Правилами
Устройства и безопасной эксплуатации оборудования АЭС» [14].
Е 206
7.2. Питательные насосы
Питательные насосы предназначены для подачи химически
очищенной питательной воды в котлы ЭС, судовых и других ЭУ.
Мощность ПН составляет всего около 4—5 % от мощности ЭУ,
однако надежность установки в большой степени определяется
надежностью и безотказностью работы ПН.
По мере увеличения единичных мощностей ЭУ и повышения их
параметров, значение ПН и его параметры непрерывно возра-
стают.
Динамику изменения параметров ПН показывает табл. 7.1.
Питательные насосы являются наиболее напряженными ги-
дравлическими машинами, работающими при максимальных ско-
ростях потока, перепадах давлений в ПЧ, высоких температурах
перекачиваемой жидкости и предельно допустимых напряжениях
в деталях статора и ротора. Поэтому основным требованием,
предъявляемым к ПН, является обеспечение ими высокой надеж-
ности, Это требование обусловлено тем, что аварийная остановка
ПН может привести к необходимости перевода ЭУ на пониженную
мощность, а в некоторых случаях к полной ее остановке.
Развитие и совершенствование конструкций ПН, как и всей
отечественной энергетики, идет по пути укрупнения ЭУ и увели-
чения мощности насосов. Большие мощности и высокие напоры
ПН обусловливают необходимость создания их с максимально
высокими частотами вращения и высокими напорами ступени.
Таблица 7.1
Изменение параметров и технических характеристик
ПН ТЭС и АЭС (по максимальным показателям)
Характеристика За период с 1950 по 1985 гг.
1950 1958 1964 1971 1981 Ближай- шая перспек- тива
Давление нагнетания, МПа 16 28 35 - — — —-
Подача, м3/ч 270 500 1 150 1 500 3 750 *
Мощность, кВт 1 700 3300 12 000 17 000 — 25 000
кпд, % 70 74 80 82 83 84
Напор одной ступени, м 270 520 630 — — 850
Мощность одной ступени, кВт 340 660 2 000 2 400 3 600
Удельная металлоемкость насоса, кг/кВт 2,3 1,8 1.4 1,3 ' 1,1
Ресурс до капитального ре- монта, ч 10 000 — — —- 20 000 30 000
206
Основные требования к конструкции ПН и особенности их
роточной части. При проектировании ПН необходимо учитывать
яд факторов, определяющих возможность создания насоса с ми-
нимальным прогибом ротора при максимально возможной частоте
ращения. Такими факторами являются ограничения: по частоте
ращения, обусловленные типом и параметрами приводного дви-
ателя; по кавитационному запасу; по пульсациям потока в ПЧ
[ftio виброшумовым характеристикам насоса; по эрозионной стой-
кости материалов основных деталей насоса. 4
В Конструкция ПН должна обеспечивать:
1) устойчивую работу насоса в системе, в том числе при парал-
лельном включении в систему (для этого ПН должны иметь ста-
бильную непрерывно падающую форму напорной характери-
стики в интервале подач от 20—30 % до номинальной с крутизной
вграбочем диапазоне подач не более 25 % , а также работу при
минимальных кавитационных запасах, ограничиваемых си-
стемой);
В 2) полную внешнюю герметичность и отсутствие внутренних
перетечек в местах стыков деталей статора и ротора;
If 3) длительный ресурс работы до ремонта, установленный ГОСТ
и ТУ для различных типов насосов в пределах 15 000—30 000 ч;
В 4) высокую экономичность (для ПН с подачами более 800 м3/ч
КПД — 80—85 %);
Кб) вибрационную устойчивость ротора (вибрация, замеренная
на подшипниках насосов, не должна превышать 35—50 мкм);
Кб) среднеквадратическое значение виброскорости, измерен-
ное на корпусах подшипников насоса (не должно превышать
0-8,5 мм/с);
|В7) уровни звукового давления, возбуждаемые насосом в зоне
обслуживания и замеренные на расстоянии 1 м от его обшивки
по контуру, не должны превышать значений, указанных
в табл. 7.2 (при этом должны соблюдаться требования по уров-
ням звукового давления и звука, установленные ГОСТ для раз-
личных типов насосов, с учетом ГОСТ 12.1.003—83, который
Допускает устанавливать технически достижимые значения шу-
В л
к Таблица 7.2
Допускаемые уровни звукового давления
и уровни звука
(ГОСТ 12.1.003—83)
г
Среднегеометрические ча- стоты октавных полос, Гц 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
Уровень звукового давле- ния, дБ 99 92 86 83 80 78 76 74
Уровень звука, дБА 85
207
мовых характеристик в случаях, если уровни звука не могут быть
по обоснованным причинам доведены до требуемого уровня);
8) свободные температурные расширения элементов статора
и ротора без нарушения их взаимной центровки и центровки насоса
с приводным двигателем (особую важность это требование при-
обретает для насосов, рассчитанных на температуры перекачи-
ваемой воды от 160 до 230 °C и более);
9) температуру на наружной поверхности насоса до 45 °C
(обеспечиваемую теплоизоляцией НА и его трубопроводов);
10) исключение недопустимых напряжений bl деформаций
в корпусе и в других деталях насоса, могущих повлечь за собой
нарушение центровки или ослабление посадок при предельных
давлениях и при максимально возможных температурах и темпе-
ратурных перепадах за счет введения эксплуатационных регла-
ментаций (а при необходимости и защит), например, ограничений
по минимальному времени пуска, по допускаемой максимальной
разнице температур верхней и нижней частей корпуса насоса
(обычно не более 15—20 °C) и др.;
11) защиту от обратного тока питательной воды из общего
напорного трубопровода (при двух или более одновременно рабо-
тающих в системе насосов) и тем самым от аварийного обратного
вращения ротора при остановке или отключении одного из насосов
(для этого на выходном патрубке или на напорном трубопроводе
вблизи насоса должен устанавливаться обратный клапан, надежно,
без неплотностей автоматически перекрывающий напорный трубо-
провод);
12) защиту от недопустимого перегрева воды до температур,
близких к парообразованию, например, при закрытой задвижке
на напорном трубопроводе или при малых подачах насоса (для
этого на участке между напорным патрубком насоса и обратным
клапаном должен быть установлен клапан рециркуляции, обеспе-
чивающий сброс воды в деаэратор);
13) восприятие усилий от реакции на насос трубопроводов
(при всех условиях эксплуатации изменение усилий от реакций
не должно приводить к нарушениям требований по вибрационным
характеристикам насоса и др.);
14) возможность прокручивания ротора НА со скоростью
вращения 10—15 об/мин (для агрегатов с приводом от паровой
турбины, имеющих валоповоротное устройство; это предотвра-
щает возникновение температурного остаточного прогиба вал
турбины и насоса, который может появиться из-за неравно-
мерности температурного поля при остывании остановленного
ротора).
Для выполнения требований по обеспечению стабильной формы
характеристики Н (Q), экономичности, надежности работы и т. Д.
проточная часть ПН имеет следующие основные особенности:
коэффициент быстроходности ступени принимается п8 = 904-
4-120; втулочное отношение достигает dBT/D2 = 0,44-0,45; опти-
208
альное значение радиального зазора S между РК и НА выби-
ается из условия снижения пульсации давления на выходе РК
утя уменьшения шумности, вибрации и др.) и одновременного
обеспечения стабильной напорной характеристики ступени [реко-
мендуется принимать 26 (0,034-0,04) Р2Ь При этом для улуч-
шения формы Н (Q) лопасти РК выполняют удлиненными за счет
вцноса входных кромок в область входного отверстия колеса,
аЛлопатки обратных каналов отвода максимально приближают
ко входу в колесо. В ряде случаев применяют другие рекоменда-
ции по обеспечению стабильной (непрерывно падающей) формы
напорной характеристики ступени (см. п. 2.5).
IjB последние годы рассматривается возможность обеспечения
«сухого» вращения ПН (в течение 5 мин) при парообразовании
в цасосе, которое может возникнуть в случаях нарушения нор-
мальной работы системы ЭУ.
В Для обеспечения «сухого» вращения ПН целесообразно при-
менять вместо гидравлической пяты разгрузочный поршень
(смт п. 2.8). В этом случае неуравновешенная составляющая ОС
воспринимается упорным подшипником (например, с сегментными
самоустанавливающимися колодками).
J Насос сухого вращения должен быть высокооборотным (6000—
8000 об/мин) с малым числом ступеней (с напором одной ступени
до?900—1200 м) для повышения жесткости ротора.
^Конструкция и технология изготовления такого насоса должна
обеспечивать отсутствие касания ротора со статором в уплотне-
ниях РК, вала и в системе разгрузки ОС при всех возможных
изменениях температуры перекачиваемой жидкости. Пониженный
на|2—3 % КПД ПН «сухого» вращения окупается повышенной
надежностью насоса.
^ Основные виды питательных насосных агрегатов. В энергети-
ческих установках применяются питательные электронасосные
(рис. 7.1) и турбонасосные (рис. 7.2) агрегаты.
В Включение в состав агрегата ГМ (см. рис. 7.1, б и а) позволяет
осуществить регулирование режимов работы НА изменением
частоты вращения и тем самым повысить экономичность ЭУ.
В Применение ГМ повышает надежность НА и ЭУ, так как при
этом снижаются: эрозионный износ регулирующей арматуры
питательного трубопровода, линии рециркуляции насоса и дрос-
сельных устройств (особенно в пусковых и пониженных режимах)
основных элементов ПН (межступенчатых уплотнений, системы
Уравновешивания ОС и др.), динамический момент на валу двига-
теля при аварийном заклинивании ротора насоса и др.
Кл В некоторые типы ПЭА, выполненные по одной из указанных
выше схем, включают (как правило, на валу ЭД) предвключенный
(бустерный) насос (рис. 7.3).
К В ряде случаев находят применение следующие типы ПЭА:
экранированные (герметичные ЭН, у которых полость статора ЭД
изолирована от жидкой среды); мокростаторные (герметичные ЭН,
К 209
Рис. 7.1. Схемы питательных электро-
насосных агрегатов: а — с прямым со-
единением насоса и электродвигателя;
б — с соединением насоса и электро-
двигателя через гидромуфту; в — с со-
единением насоса и электродвигателя
через гидромуфту и мультипликатор
(М)
Рис. 7.2. Схемы питательных турбона-
сосных агрегатов ПТНА: а — без пред-
включенного (бустерного) насоса; б —
с навешенным предвключенным (бу-
стерным) насосом;
/ — турбина; 2 — питательный насос; 3 —
зубчатый редуктор; 4 — бустерный (пред-
включенный) насос
у которых полость ЭД омывается жидкой средой (рис. 7.4); авто-
номоконтурные (герметичные ЭН, имеющие автономный контур
смазки подшипниковых опор и охлаждения ЭД), представленные
на рис. 7.4, 7.5, 7.6.
В энергетических установках большой мощности (250 МВт
и более), а также в судовых ЭУ наибольшее распространение
получили ПТНА (горизонтальные или вертикальные на масляной
смазке, герметичные с подшипниками со смазкой, перекачивае-
мой или подводимой от постороннего источника жидкостью).
В агрегатах (см. рис. 7.2, а) ПН непосредственно или с по-
мощью соединительной муфты соединен с приводной паровой
турбиной. По этой схеме выполнены главные ПТНА энергоблоков
мощностью 250 и 300 МВт.
В питательные турбонасосные агрегаты (см. рис. 7.2, б) входит
предвключенный (бустерный) насос, соединенный с турбиной через
зубчатый редуктор. По этой схеме выполнены главные ПТНА
энергоблоков мощностью 500, 800 и 1200 МВт.
Помимо приведенных выше исполнений, в ЭУ находят при-
менение схемы: ПН «навешенного» типа с непосредственным или
Рис. 7.3. Схема питательно-бустерного
электронасосного агрегата ПЭН:
/ — бустерный (предвключенный) насос;
2 — электродвигатель; 3 — гидравличе-
ская муфта; 4 — зубчатый мультиплика-
тор; 5 — питательный насос
210
Рис.' 7.4. Электронасос герметич-
ный ; 1.5ХГВ-6ХЗА:
. _ корпус; 2 — электродвигатель;
"подвод; 4 — ротор; 5 — секция;
— отвод
||
через ГМ приводом от глав-
ной или вспомогательной
турбины ЭУ; НА, имеющие
турбо- и электроприводы,
один из которых предусмат-
ривается для использования
вЙкачестве резервного или
пускового. Примером испол-
нения такого НА может слу-
жить вертикальный агрегат,
представленный рис. 7.7.
|| Насосы «навешенного»
типа находят применение
только в судовых установках.
Например, на танкерах боль-
шого водоизмещения главные
ПН имеют привод от тур-
бины судовой установки.
Предпочтительно примене-
ние привода от самостоятель-
ной турбины.
^Специфика назначения
судовых ПН проявляется
в их конструктивном испол-
нении, в основу которого
положено требование созда-
ния таких типов насосов,
котЬрые отличаются мини-
мальными габаритами при
максимальных запасах на-
дежности, определяющихся
как надежностью конструк-
ции насосов, так и повы-
шенными запасами резерви-
рования работы ЭУ. В зави-
симости от типа судна к ПН
предъявляются специальные
требования, для удовлетворения
которых на одни и те же параметры в ряде случаев создаются
насосы различных типов.
Е Выбор числа устанавливаемых насосов и их подачи. При проек-
тировании ЭУ и выборе вида питательного НА главное внимание
Должно быть уделено вопросу выбора числа насосных агрегатов,
т* е. вопросу обеспечения резерва питания котла.
К-
К 211
I
Рис, 7.5. Электронасос герметичный типа ЭЦТ:
1 — рабочее колесо; 2 — лопаточный отвод; 5 — корпус; 4 — элек-
тродвигатель
В соответствии с «Нормами технологического проектирования
ТЭС и тепловых сетей» [12] количество и подачи ПН должны
соответствовать следующим нормам. Для электростанций с об-
щими питательными трубопроводами, включенных в энерго-
системы, суммарная подача всех ПН должна быть такой, чтобы
в случае остановки любого из них оставшиеся насосы обеспечили
работу котельной при номинальной паропроизводительности всех
установленных котлов (на ТЭЦ допускается не устанавливать ре-
зервный ПН); для ТЭС, не включенных в энергосистемы, суммарная
подача ПН должна обеспечивать работу всех установленных
котлов при номинальной паропроизводительности (кроме того,
должно устанавливаться не менее двух резервных ПН с паровым
приводом); допускается применение ПТНА в качестве основных
постоянно работающих с установкой, по крайней мере, одного
ПН с электроприводом для пуска ЭС. Для электростанций с блоч-
ными схемами характерно следующее:
1) подача ПН определяется максимальными расходами пита-
тельной воды на питание котлов с запасом не менее 5 %;
2) на блоках с давлением пара 13 МПа на каждый блок уста-
навливают, как правило, один ПН с подачей 100 %, на складе
предусматривают один резервный насос для всей ЭС (питательные
насосы выполняют с электроприводами и гидромуфтами);
3) на блоках с закритическим давлением пара (24 МПа) уста-
навливают ПН с турбоприводами (к которым предусматривают
резервный подвод пара); один с подачей 100 % или два — по 50 %
212
213
II V
Рис. 7.7. Схема насосного агрегата в об-
щем блоке с турбо- и электроприводами:
1 — насос; 2 — зубчатый редуктор электро,
привода; 3 — обгонная муфта; 4 — электро-
двигатель; Б — зубчатый редуктор турбопри-
вода; б — турбина
Выход из насоса
Вход б насос
(при установке на блок одного
ПТНА дополнительно устанавли-
вается насос с электроприводом
и ГМ с подачей 30—50 %, а для
двух ПТНА насос с электропри-
водом не устанавливают).
Конструкций ПН. Питатель-
ные насосы, как правило, выпол-
няются многоступенчатыми, однако на ТЭС, АЭС и в судостроении
находят применение и высокооборотные одноступенчатые ПН.
При давлениях не более 20 МПа наибольшее распространение на
ЭС находят ПН секционного типа (рис. 7.8), но в ряде случаев
насосы этого типа применяют и на значительно большие давления
(например, в [9] приведена конструкция секционного насоса на
давление 40 МПа). На давления свыше 20 МПа наиболее часто при-
меняют насосы двухкорпусного типа.
Конструкция двухкорпусных питательных насосов типов
ПН-950-350, ПН-1100-350, ПН-1135-340, ПН-1500-350 для энерго-
блоков мощностью 250—1200 МВт представлена на рис. 7.9. Эта
конструкция имеет свои преимущества: возможность выема ротора
при разборке внутреннего секционного корпуса, а также возмож-
ность сборки корпуса без съема РК с вала насоса, что позволяет
сохранить при сборке насоса достигнутую на станке для динами-
ческой балансировки высокую точность балансировки ротора
и тем самым сократить время сборки и разборки насоса.
В конструкции резервного питательного насоса ПЭ600-300
внутренний корпус выполнен также секционным (рис. 7.10). Эта
конструкция отличается от конструкции насоса типа
ПН-1500-300 тем, что уплотнительные кольца в ней выполнены
цельными, без осевого разъема. При этом сборка и разборка дета-
лей статора и ротора насоса осуществляются в последовательном
порядке со съемом РК с вала. Конструкция этого насоса является
типовой для всех изготовляемых в настоящее время типоразмеров
резервных ПН с приводами от ЭД для энергоблоков ТЭС мощ-
ностью 250 МВт и более.
В конструкции питательного насоса ПТ-850-250 (рис. 7.11)
насос имеет внутренний разъемный по горизонтальной оси корпус,
в который закладываются корпуса ЛО, имеющие горизонтальный
разъем (верхние и нижние половины корпусов ЛО стягиваются
болтами). Такая конструкция также дает возможность проведе-
ния сборки и разборки внутреннего корпуса без разборки ро-
тора. Насосы конструктивного исполнения по типу ПТ-850-250
2X4
к
Рис. 7.8. Насос питательный СПЭ 1650-75:
1 — муфта; 2 — концевое уплотнение; 3 — крышка входная; 4 — предвключенное осевое колесо; 5 •— секция; 6 *— ротор; 7 крышка
напорная; 8 — подшипник скольжения; 9 — упорный шарикоподшипник
21*
Рис. 7.9. Насос питательный типа ПН:
1 - муфта; 2 - подшипник; 3 — крышка входная; 4 — корпус наружный; J - ротор; б — секционный внутренний корпус; 7 - крышка
нагнетания; 8 — гидропята
Рис. 7.10. Насос питательный ПЭ600-300: _ входная; « - наружный корпус; б - внутренний корпус; 7 крышка
ЬЭ 1 - фундаментная плита| 2 -корпус уплотнения; Ю - упор ротора
нагнетания; 8 — гидропята, у j

с
X
Таблица 7.3
Питательные турбонасосные агрегаты нестандартизированных типов,
используемые на ЭС и в судовых ЭУ (примеры применения)
Параметр Тип турбонасосного агрегата
ТПН55-80 ПТН-105 ПТН-220 РВПТ-30 ОВПТ-Б00
Подача, м’/ч 80 105 220 30 500
Давление на выходе, МПа Температура воды, °C 5,5 11,5 7,5 14,0 18,6
135 138 ПО 105 160
Частота вращения, об/мин Мощность насоса, кВт 6000 7000 5000 9800 6300
187 600 850 250 3100
Число ступеней, шт. 3 4 4 6 5
Примечани е. Агрегаты ТПН55-80, ПТН-105, ПТН-220 выполнены по схеме.
представленной на рнс. 7.2, а; РВПТ-30, ОВПТ-500 — рис 7.2, б.
I
1

1
1
1
находятся в эксплуатации на многих энергоблоках мощностью
250—800 МВт.
Для полупикового энергоблока мощностью 500 МВт разработан
проект ПН нового типа. Конструкция этого ПН имеет два варианта
исполнения:
1) с разгрузочным поршнем вместо гидравлической пяты, что
уменьшает вероятность возникновения аварийной ситуации при
парообразовании в насосе;
Е2) с гидравлической пятой и упорным подшипником с само-
устанавливающимися колодками (отжимающимися цилиндриче-
скими пружинами) для гарантированного отжима пяты при пусках
и остановках насоса.
Питательные насосы в двухкорпусном исполнении применяют
иногда и на меньшие давления нагнетания (табл. 7.3) как на ЭС
(ОВПТ-500, РВПТ-30), так и в судовых ЭУ (типа ПТН-220 и др.).
Агрегаты типов ОВПТ-500 и РВПТ-30, используемые для питания
котлов БД на ТЭЦ и в малых стационарных установках, выпол-
нены по схеме, представленной на рис. 7.2, б, а судовой НА
типа ПТН-220 — по схеме рис. 7.2, а.
В Конструкция одного из судовых вертикальных ПТН пред-
ставлена на рис. 7.12. Особенностью конструктивного исполнения
НА этого типа являются малогабаритность и полная герметич-
ность, которые достигаются за счет применения подшипников
скольжения, работающих на водяной смазке.
IОсновные технические характеристики ПН. Параметры и ха-
рактеристики питательных электронасосов (типа ПЭ) регламенти-
рованы ГОСТ 22337—77*. Стандарт распространяется на много-
ступенчатые секционные горизонтальные питательные центро-
бежные насосы с приводом от ЭД с синхронной частотой вращения
К 219
Рис. 7.12. Турбонасосный агрегат ТПН55-80;
/ — нижний подшипник; 2 — пята; 3 — разгрузочный диен; 4 пята разгрузочного
диска; 5 — крышка насоса; 6 — корпус; 7 — секция; 3 ротор; 9 Диск турбины;
10 — крышка турбины: 11 — верхний подшипник
220
Рис. 7.13. Область работы насосов центробежных питательных [характеристики
И (Q) по ГОСТ 22337—77*]:
1 — ПЭбб-40; 2 — ПЭ65-53; 3 — ПЭ100-53; 4 — ПЭ150-53; 5 — ПЭ150-63; 6 — ПЭ160-145;
7- ПЭ250-40; 8 — ПЭ250-48; 9 ПЭ270Ч50; 10 — ПЭ2Б0-180; 11 — ПЭ380-185; 12 —
ПЭ380-200; 13 — ПЭ500И80; 14 — ПЭ580485; 15 — ПЭ680-195; 16 — ПЭ720-185; 17 —
ПЭ780485; 18 — ПЭ780-21О; 19 — ПЭ900-185; 20 — ПЭ600-300
3000 об/мин, предназначенные для питания водой стационарных
паровых котлов сдавлением пара 3,9; 9,8; 13,7; 25 МПа.
Основные параметры и размеры насосов даны в табл. 7.4.
Область работы насосов (поля Q — Н) указана на рис. 7.13.
Перекачиваемая питательная вода должна иметь водородный
показатель pH з= 74-9,2, температуру не более 165 °C и не со-
держать твердых частиц. Насосы должны иметь постоянно пада-
ющую напорную характеристику в интервале подач от 30 %
До номинальной. При этом максимальный напор не должен пре-
вышать значение номинального напора более чем на 30 % для
Иасосов с подачей 720 м3/ч и выше и более чем на 18 % (для осталь-
ных насосов).

221
з
3
СП
ч
3
о ю ю
сч*— счсчеосчсчсч
CD CD СП Со Со СП
ССССЕС
Типоразмеры, основные параметры и габаритные размеры насосов центробежных питательных (ГОСТ 22337—77*)
* я
*
*

&*|g

— сч см СЧ —•-мСОСЧСОСОСОСОООООООСОСОСО
СОСО

сч оо оо о
Примечания: 1. Параметры насосов с давлением 17,6 МПа и выше указаны без учета отбора воды от промежуточной ступени.
2. Насос типоразмера ПЭ250-40 (ПЭ250-45) предназначен для питания водой котлов-утилизаторов в технологической линии производ-
ства аммиака. 3. В скобках указаны типоразмеры насосов, действовавших до введения стандарта.
200
до
100
500
ЦОО
1П00
— Я. 9
2. — 77
6 7
—— J 10
<
60 100 200 500 700 1000 1500 20UU OUUU
Ц,м3/ч
Рис. 7.14. Области работы насосов питательных энергетических блоков АЭС
[характеристики Н ((?) по ГОСТ 24464—80]:
I — ПЭА65-50; 2 — ПЭА150-85; 3 — ПЭА250-75; 4 — ПЭА250-80: 5 — ПЭА630-85; 6 —
ПЭА880-65; 7 — ПЭА1660-7Б; 8 — ПЭА1660-80; 9 — ПЭА2000-100; 10 — ПЭА3800-20;
Ц - ПЭА3780-76
В насосных агрегатах с подачей 380 м’/ч допускается приме-
нять гидромуфту, а с подачей 600 м8/ч должны применяться гидро-
муфта и мультипликатор. Общие технические условия на изго-
товление ПН для ТЭС должны соответствовать ГОСТ 23104—78.
Этот же стандарт распространяется на конденсатные и сетевые
насосы для ТЭС (см. пп. 7.3, 7.7). Пример условного обозначения
центробежного питательного насоса ПЭ с подачей 500 м8/ч и
давлением 17,6 МПа — насос ПЭ500-180 ГОСТ 22337—77 (в обо-
значении давление увеличено в 10 раз и округлено).
Параметры питательных турбонасосов для ТЭС определяются
техническими условиями на их поставку. Основные параметры
и характеристики питательных турбонасосных агрегатов для энер-
гоблоков мощностью 250—1200 МВт приведены в табл. 7.5 и 7.6.
Параметры питательных электро- и турбонасосов для АЭС
регламентированы ГОСТ 24464—80. Стандарт распространяется
на основные, аварийные и предвключенные центробежные ПН
с приводом от электродвигателя (тип ПЭА) и с приводом от паровой
турбины ПТ А, предназначенные для подачи питательной воды
в энергоблоках АЭС.
Основные параметры насосов для номинального режима и
габаритные размеры даны в табл. 7.7, а напорные характери-
стики Н (Q) приведены на рис. 7.14.
Питательная вода должна иметь водородный показатель pH —
= 6,84-9,2, радиоактивность не более 3,7 • 10е Бк -м-8 и не должна
содержать твердых частиц размером более 0,1 мм и концентрацией
более 5 мг/л.
Насосы должны иметь непрерывно падающую напорную ха-
рактеристику в интервале подач 25—ПО % от номинальной. При
этом для насосов с подачей 850 м8/ч и выше максимальный напор
8е должен превышать значение номинального напора более чем
йа 30 %, а для остальных насосов — более чем на 18 %.
К-
223
g / Основные параметры пита! Параметра *ельных турбонасосных агрегатов энергоблоков мощностью 250—1200 МВт Л и ц а Тип турбонасосного агрегата к
ПТНА 1100-350-24 ОСПТ-П50М ПТНА 1135-340-15 ПТНА 950-350-10 ПТНА 2100 (проект) ПТНА с насо- сом ПТ850-250 ПТНА 1500-350-15 ПТНА 1500-350-17
Мощность электрического блока, МВт Подача ПН в % от общей подачи энергоблока Подача ПН объемная, м®/ч Давление на выходе ПН, МПа Температура воды на входе ПН, °C Давление на входе агрегата, МПа Допускаемый кавитационный запас предвключенного насоса, м КПД насоса (расчетный по ТУ), % Номинальная мощность турбины, кВт Частота вращения, об/мин Номинальные параметры пара перед стопорным клапаном: давление, МПа температура, °C Давление отработавшего пара или давление в конденсаторе турбины, МПа Расход пара через стопорный кла пан, т/ч Эффективный КПД турбины (при пол- ностью открытом регулирующем кла- пане) Масса насоса, т 250 100 1 100 33,0 165 1,96 80 И 600 5 200 2,84 483 0,677 155 82 17,0 300 100 1 130 34,3 165 1,96 80 12 300 5 200 1,52 446 0,214 120 82 17,0 300 100 1 135 33,4 165 1,96 81 12 400 5 200 1,52 432 0,25 120 82 17,0 500 50 950 34,2 165 0,7 12 80 И 350 4 600 1,01 377 0,0048 53,23 82,5 22,0 500 100 2 100 20,8 165 0,7 12 84 14 600 4 720 1,83 439 0,098 63,2 21,0 500 50 950 23,1 170 2,65 Нет данных 80 6800 5800 800 50 1 500 34,3 165 0,7 12 83 17 150 4 665 1,44 432 0,007 74,3 82,8 22,0 J 1 200 33,3 1 500 34,2 165 0,7 12 83 17 100 4 660 1,65 445 0,007 72,7 82,4 22,0 /
Нет данных (турбина ГДР)
18,5
, Таблица 7.7 Основные параметры и габаритные размеры насосов питательных энергетических блоков АЭС (ГОСТ 24464—80) Частота Температура Габаритные враще- питательной размеры, мм Маееа НИЯ воды кг (синхр.), на входе Ши- Дли- Вы- об/мин в насос, °C рина на сота 1 1 1 1 о о 1 165 1680 2470 1410 6000 d000 170 1760 2780 1980 11 100 ]qn 1850 | 3000 | 2000 | 13 750 1 1 1 1 > 1 3500 | 165 2020 I 3460 1 2000 22 000 насосы 980 | 1860 1 1010 I 1 600 1RK I I I 1120 2110 1510 3 500 3000 170 1140 1960 1280 3 100 1 1 190 | 1300 | 2320 | 1400 | 4 650 ле насосы | 1800 | 165 | 1750 | 2380 | 1880 | 7 150 1 Примечания: 1. В скобках указаны обозначения насосов, действовавшие до введения настоящего стандарта. 2. Не указанные 1 \ значения параметров, габаритных размеров и массы будут установлены после освоения насосов промышленностью. /
Напор, м ДопУ- Давление Типоразмер (предельное стимый на входе Мощ- КПД, насоса отклонение кавита- в насос ность, о/ 4-3 ционный (не более), кВт х /0' запас, м МПа Основные питательные н ПЭА630-85 | 965 | — | 1,47 | 1825 | I ПЭА850-65 714 9,0 • 1870 80 (ПЭ850-65) пяя ПЭА1650-75 830 4100 (СПЭ1650-75) 15,0 ПЭА1650-80 910 . I 4385 82 1.4/ 1 ПТА2000-100 1135 | — | 6645 ПЭА3750-75 810 135,0 1 2,65 1 9130 (ПТ3750-75) 1 1 Аварийные питательные ПЭА65-50 580 1 6,0 1 2,35 | 148 1 63 (СПЭ65-56) 1 1 ПЭА150-85 910 7,5 0,98 490 69 (ПЭ 150-85) ПЭА250-75 830 0,88 700 (ПЭ250-75) о „ ПЭА250-80 J 880 | | 1,47 | 725 | Предвключенные питательш ПЭА3800 20 1 215 1 17,0 1 0,98 1 2450 1 82 (ПД3750-200) 1 II ||
228
h 1 а о л и ц a /.
Октавные и корректированные уровни звуковой мощности
ПЭА насосов питательных АЭС
(ГОСТ 24464—80)
Типоразмер насоса К Октавные уровни звуковой мощности Lpt дБ, для среднегеометрических частот октавных полос. Гц Корректи- рованные уровни звуковой мощности ^рА* Л&А
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
ПЭА630-85 ПЭА850-65 ПЭА-1650-75 ПЭА1650-80 130 123 117 114 111 109 107 105 116
ПЭА65-65 126 119 113 ПО 107 105 103 101 112
ПЭА 150-65 ПЭА250-75 ПЭА250-80 , — — 132 125 119 116 113 111 109 107 118
к
Корпуса насосов должны соответствовать требованиям, ука-
занным в работе [14]: суммарные внешние утечки жидкости
через концевые уплотнения ротора не должны превышать 0,1 м3/ч;
конструкция должна быть рассчитана для установки их на АЭС
в сейсмических районах; среднеквадратическое значение вибро-
скорости, измеренное на корпусах подшипников, не должно
быпгболее 7 мм/с; октавные уровни Лри корректированные уровни
звуковой мощности насосных агрегатов при комплектовании
их ЭД первого класса по ГОСТ 16372—84 не должны превышать
значений, указанных в табл. 7.8 и должны указываться в пас-
порте. При применении ЭД второго и третьего классов
по ГОСТ 16372—84 уровни звуковой мощности НА должны быть
ниже указанных в таблице на 5 и 10 дБА соответственно. Насосы
должны изготавливаться в климатическом исполнении УХЛ
категории размещения 4 по ГОСТ 15150—69.
Стандарт устанавливает следующие показатели надежности
Для основных и предвключенных насосов АЭС: ресурс до капи-
тального ремонта 20 000 ч, установленный ресурс до капитального
Ремонта 16 000 ч, наработка на отказ 6300 ч; для аварийных насо-
сов: назначенный срок службы до капитального ремонта 5 лет,
вероятность безотказной работы за 1000 ч — 0,95. Группа надеж-
ности— I по ГОСТ 6134—71*, установленный срок службы
насосов до списания — 30 лет.
Пример условного обозначения ПН для АЭС с приводом от ЭД,
Подачей 850 м8/ч и давлением 6,34 МПа — насос ПЭА850-65
Гост 24464—80 (в обозначении давление увеличено в 10 раз
8* 227
и округлено); то же, но с приводом от паровой турбины, подачей
3800 м3/ч и давлением 1,90 МПа — насос ПТА38ОО-20
ГОСТ 24464—80.
7.3. Конденсатные насосы
Насосы этого типа предназначены для откачки конденсата
из конденсаторов ПЭУ. Конденсат вследствие высокого вакуума
в паровом пространстве конденсатора находится в состоянии,
соответствующем точке кипения. Вакуум в конденсаторе дости-
гает 94—97 %. В зависимости от режима работы и типа ПЭУ
конденсат имеет температуру от 25—35 до 80—90 °C.
Степень переохлаждения конденсата незначительна, поэтому
КН должен располагаться ниже уровня воды в конденсаторе
и работать при минимально возможных подпорах, составляющих
0,5—1,5 м (меньшее значение соответствует судовым ПСУ). Мини-
мальные значения кавитационного запаса вызывают необходимость
выполнения КН с низкими частотами вращения (обычно
1000—1500 об/мин).
Условия работы КН в области глубокого вакуума вызывают
необходимость обеспечения высокой плотности уплотнений вала
при работе насоса и при нахождении его в резерве. При работе
в условиях, близких к кавитационному срыву, возможно выделе-
ние воздуха из воды и скопление его в области всасывания, что
ведет к срыву работы насоса. Для удаления выделившегося воз-
духа и отсоса его при запуске насоса камеры всасывания снабжены
отводами в виде каналов в корпусе, соединяющих область всасыва-
ния с вакуумным пространством конденсатора.
Бескавитационная работа КН обеспечивается применением РК
специального типа с расширенным входом (см. п. 1.5) или с по-
мощью установки на входе в насос предвключенных колес (см.
п. 3.11), которые выполняются для достижения высокого ресурса
из эрозионно стойкой хромистой стали. Для обеспечения устой-
чивой параллельной работы КН должны иметь стабильную форму
характеристик.
Конденсатные насосы выполняются горизонтальными и вер-
тикальными с РК одностороннего и двустороннего входа.
В вертикальных КН колесо первой ступени располагается
в самой нижней части НА, что обеспечивает максимально возмож-
ный по условиям установки подпор. Кроме того, такая компоновка
позволяет отказаться от уплотнения вала и внешнего подшипника
со стороны всасывания, заменив их внутренним подшипником,
работающим на водяной смазке. Насосы этого типа должны на-
дежно работать при начальной или, в некоторых случаях, раз-
витой кавитации в зоне РК-
Положительный эффект на устойчивость работы, снижение
шумовых характеристик и ресурс КН в ряде случаев оказывает
введение перфорации на входных кромках РК первой ступени
(см. рис. 1.5).
228
г
Конденсатные насосы изготавливаются в различных конструк-
тивных исполнениях: секционного или спирального типа (с сим-
меТрично расположенными РК, гидравлической пятой или раз-
трузочным поршнем) в однокорпусном исполнении (с горизон-
тальным разъемом); в двухкорпусном исполнении (с колесами
одностороннего и двустороннего входа) с подшипниками качения
или скольжения на масляной или водяной смазке и т. п.
С увеличением параметров КН (в основном, подачи) увеличи-
ваются габаритные размеры насосов, в связи с этим они изготавли-
ваются в вертикальном исполнении для ТЭС и АЭС при подаче
200 м8/ч и выше.
Конденсатные насосы для ТЭС по ГОСТ 6000—79. Стандарт
распространяется на центробежные КН горизонтального (тип Кс)
или вертикального (тип КсВ) исполнения с приводом от ЭД,
предназначенные для перекачивания конденсата в пароводяных
сетях ТЭС, работающих на органическом топливе, а также жидко-
стей, сходных с конденсатом по вязкости и химической актив-
ности.
Насосы типа Кс изготавливаются горизонтальными, многосту-
пенчатыми, спирального типа, однокорпусными (с корпусом,
имеющим горизонтальный разъем), с симметричным расположе-
нием РК, односторонним и двусторонним входом. Один из насосов
двустороннего входа типа Кс125-55 показан на рис. 7.15.
Насосы КсВ200, КсВ500 (рис. 7.16) выполняются вертикаль-
ными, двухкорпусными, секционными, многоступенчатыми, с одно-
сторонним расположением РК. (Сборка и разборка может произ-
водиться без отсоединения трубопроводов.) Напорные патрубки
насосов для АЭС часто выполняют без фланцев, непосредственно
под приварку трубопроводов.
Конденсатные насосы первого подъема КсВ 1000, КсВ 1300
и КсВ1600 (рис. 7.17) изготавливаются вертикальными, двух-
корпусными, двустороннего входа с предвключенными колесами
перед сечениями входа каждой половины РК-
Конденсатные насосы второго подъема Кс 1000-220 и
Кс1600-220 выполняются горизонтальными, спирального типа,
одноступенчатыми, с РК двустороннего входа.
Типоразмеры и основные параметры насосов указаны
в табл. 7.9, области работы насосов (поля Q — Н) приведены на
рис. 7.18. Допускается изменение подачи и напора насосов в пре-
делах указанного поля за счет обточки РК по наружному диаметру
на Ю % от первоначального его значения (при этом допускается
снижение КПД от указанного в таблице не более чем на 3 %).
Насосы должны иметь непрерывно падающую напорную ха-
рактеристику в интервале подач от 20 % до номинальной. Общие
технические условия на изготовление насосов должны соответ-
ствовать ГОСТ 23104—78.
Пример условного обозначения центробежного КН горизон-
тального исполнения с подачей 50 м3/ч и напором 55 м — насос
229

1660
_____________________________1010-______
Рис. 7.15. Насос конденсатный Кс125-55:
1 — подшипник; 2 — концевое уплотнение; 3 — корпуез 4 — ротор; 5 — опора
ZW
230
к Ряс. 7.16. Насос вертикальный конденсатный КсВ200-220:
J — муфта; 2 — корпус радиально-упорного подшипника; 3 — ротор; 4 — концевое
^уплотнение; 5 — внутренний корпус; 6 — наружный корпус
9Я1
Рис. 7.17. Насос конденсатный КсВ1000-95:
/ — ротор; 2 — крышка; 3 — внутренний корпус
232
J
Таблица 7.9
Основные параметры насосов центробежных конденсатных
(ГОСТ 6000—79)
В Типоразмер Ьнас оса Допу- скаемый кавита- ционный запас, м Давление на входе в насос (не бо- лее), МПа Частота враще- ния, об/мин Мощ- ность, кВт кпд. % Температура перекачивае- мой жидко- сти на входе в насос, °C
Кс12-50 1.6 0,4 2900 3.4 45 125
КС12-110 1.6 0,4 2900 7.9 43 125
Кс20-50 1,8 0,4 2900 4,8 53 125
Кс20-110 1,8 0,4 2900 11.7 48 125
Кс32-150 1.6 1.0 2900 19,8 60 160
Кс50-55 1.6 1,0 1450 10,8 65 125
Кс50-110 1,6 1.0 1450 22,3 63 125
Кс80-155 1,6 1.0 2940 47,1 65 160
Кс125-55 1,6 0,4 1450 26,6 66 125
Кс125-140 1.6 0,4 1450 72,2 62 125
КсВ200-130 2,0 1,0 1470 91,1 73 125
КсВ200-220 2,0 1.0 1480 154,0 73 125
КсВ320-100 1,6 1,0 1480 107,0 75 135
КсВ320-160 1,6 1,0 1480 171,0 76 135
КсВ500-85 1.6 1.0 985 145,0 75 125
КсВ500-150 2,5 1,0 1480 256,0 75 125
КсВ500-220 2,5 1,0 1480 375,0 75 125
КсВ 1000-40 3,5 0,3 1480 128,0 80 125
КсВЮОО-95 2,5 0,6 985 333,0 76 70
КсВ 1000-180 3,5 0,3 1480 599,0 80 125
КсВ 1000-220 15,0 1.3 2970 732,0 80 70
(ЦН1000-220 КсВ 1300-90 3,5 0,25 1480 389,0 80 70
КсВ1400-35 3,5 0,25 1480 167,0 78 70
КсВ1600-90 2,8 0,6 985 505,0 76 70
КсВ 1600-140 3,5 0,25 1480 716,0 80 125
Кс1600-220 17,5 1.3 2975 1143,0 82 70
(ЦН1600-220) КсВ2000-140 4.5 0,3 1480 895,0 80 125
КсВ2000-180 4,5 0,3 1480 1151,0 9 80 125
Примечания: 1. В скобках указаны типоразмеры насосов, действовавшие
до введения настоящего стандарта. 2. Допустимый кавитационный запас для на-
сосов горизонтального исполнения указан относительно оси насоса; для насосов
Вертикального исполнения — относительно оси входного патрубка.
Кс50-55 ГОСТ 6000—79*; то же, но вертикального исполнения с по-
датей 1000 м3/ч и напором 95 м — насос КсВ 1000—95
ГОСТ 6000—79*.
Конденсатные насосы для АЭС по ГОСТ 24465—80. Стандарт
распространяется на центробежные конденсатные насосы в гори-
зонтальном (тип КсА) или вертикальном (тип КсВА) исполнениях
с приводом от ЭД, предназначенные для перекачивания конден-
сата отработанного пара стационарных паровых турбин и кон-
Рис. 7.18. Области работы насосов центробежных конденсатных (поля Q—Н
по ГОСТ 6000—79):
1 — КС12-Б0; 2 — КС12-П0; 3 — Кс20-50; 4 — Кс20-110; 5 — Кс32-150; 6 — Кс50-55-
7 — КсБО-110; 8 — Кс80-155; 9 - Кс125-55; 10 — КЫ25-140; 11 — КсВ200-130; 12 -
КсВ200-220; 13 — КсВ320-100; 14 — КсВ320-160; 15 — КсВ500-85; 16 — КсВ500-150;
17 — КсВ500-220; 18 — КсВЮОО-40; 19 — КсВ 1000-95; 20 — КсВ1000-180; 21 ~
КсВ1000-220; 22 — КсВ1400-ЗБ; 23 — КсВ1300-90; 24 — КсВ1600-90; 25 — КсВ1600-140;
26 — КсВ2000-140; 27 — КсВ2000—180; 28 — Кс1600-220
денсата греющего пара из теплообменных аппаратов энерго-
блоков АЭС.
Основные параметры насосов на номинальном режиме ука-
заны в табл. 7.10, а напорные характеристики Н (Q) приведены
на рис. 7.19. Корпуса насосов должны соответствовать требова-
ниям, указанным в [14 ]. Насосы должны изготавливаться в клима-
тическом исполнении УХЛ категории размещения 4
по ГОСТ 15150—69; группа надежности — I по ГОСТ 6134—71.
Конденсат, перекачиваемый насосом, должен иметь водородный
показатель pH = 6,84-9,2, радиоактивность не более 3,7 X
X 10е Бк-м"3, не содержать твердых частиц размером более
0,1 мм и концентрацией более 5 мг/л.
Насосы должны иметь непрерывно падающую напорную ха-
рактеристику в интервале подач 20—НО % от номинальной;
Рис. 7.19. Области работы насосов конденсатных энергетических блоков АЭС
[характеристики Н (Q) по ГОСТ 24465-—80]:
1 — КсВА200-220; 2 — КсВА320-2!0; 3 — КсВА360-160; 4 — КсВА500-220; 5 —
КсВА630-125; 5 —КсВА900-180; 7 — KcBAl000-220; 8 — КсВА1500-120; 9— КсВА1500-240
234

Примечания: 1. В скобках указаны обозначения насосов» действующие до введения стандарта. 2. Ширина насоса указана по
габаритам входного и напорного патрубков. 3. Насосы» габаритные размеры которых не указаны» не освоены промышленностью.
Таблица 7.ц
Нормы звуковой мощности насосов
конденсатных энергетических блоков АЭС
(ГОСТ 24465—80)
Типоразмер насоса Октавные уровни звуковой мощности Lp, дБ, для среднегеометрических частот октавных полос, Гц Корректи- рованные уровни звуковой мощности LpA* ДБА
63 125 250 500 1000 2000 4000 8000
КсВА200-220 82 91 97 101 106 105 100 92 110
КсВА320-210 125 118 112 109 106 104 102 100 111
КсВАЗбО-160 125 118 112 109 106 104 102 100 111
КсВА500-220 105 105 103 103 105 103 101 93 111
КсВА630-125 127 120 114 111 108 106 104 102 113
КсВА900-180 129 122 116 113 ПО 108 106 104 115
КсВА1000-220 129 122 116 113 НО 108 106 104 115
КсВА1500-120 122 115 109 106 103 101 99 97 108
КсВА1500-240 116 111 107 107 107 105 102 100 112
суммарные внешние утечки жидкости через концевые уплотнения
ротора не должны превышать 0,1 м3/ч (отвод утечек должен быть
организованным).
Октавные уровни Lp и корректированные уровни звуковой
мощности насосных агрегатов при комплектовании их электро-
двигателями первого класса по ГОСТ 16372—84 не должны пре-
вышать значений, указанных в табл. 7.11. При применении ЭД
второго и третьего классов уровни звуковой мощности насосных
агрегатов должны быть ниже указанных в табл. 7.11 на 5 и 10 дБА
соответственно. Среднеквадратическое значение вибрационной
скорости, измеренное на корпусах подшипников насосов, не
должно быть более 7 мм/с.
Стандарт устанавливает следующие показатели надежности
для КН: средний ресурс до капитального ремонта — не
менее 20 000 ч; установленный ресурс до капитального ре-
монта — 16 000 ч; установленный срок службы до списания —
30 лет.
Пример условного обозначения центробежных КН в горизон-
тальном исполнении для АЭС с подачей 1500 м3/ч и напором
240 м — КсА1500-240 ГОСТ 24465—80 и в вертикальном испол-
нении с подачей 500 м2/ч и напором 220 м — КсВА500-220
ГОСТ 24465—80.
Конденсатные насосы некоторых специальных типов. Конден-
сатные насосы для судовых ПСУ, а в ряде случаев и для ЭС,
конструктивно выполняются в различных исполнениях. При ма-
лых кавитационных запасах (АЛ = 0,3-?0,6 м) конденсатные на-
сосы иногда выполняют в бескорпусном исполнении с ПЧ, встроен-
ной в конденсатор.
236
Рис. 7.20. Конденсатный гидротурбонасос типа КГТН:
/ — колесо насоса; 2 — водорез; 3 и 9 — уплотнительные кольца; 4 — направляющий
аппарат насоса; 5 и It — радиально-упорные гидростатические подшипники; 6 — сак-
ция; 7 — корпус турбины; 8 — колесо турбины; 10 — клиновая прокладка; 12 — крышка;
/3 р- вал; 14 — трубка для подвода воды к подшипнику //; 15 — нажимное кольцо;
/б — корпус гидротурбонасоса; 17 — внутренний корпус
Г
Е В судовых ПСУ применяют насосы с приводом через редуктор
от высокооборотных (6000—8000 об/мин) паровых турбин простей-
шего типа или от ЭД постоянного или переменного тока.
К Минимальными габаритными размерами и массой характери-
зуются конденсатные гидротурбонасосные агрегаты (КГТН) сепа-
ратора-пароперегревателя турбоустановок АЭС, разработанные
НПО ЦКТИ (рис. 7.20).
Е Турбонасос объединяет насос и приводную гидравлическую
турбину в едином корпусе (насос центробежный, одноступенчатый
с осевым подводом воды; турбина радиильно-осевая, одноступен-
К 237
Табл и ца 7.12
Основные параметры конденсатных насосов
агрегатов КГТН
Параметр Тип турбонасоса
КГТН400-400 КГТН650-440 КГТН850-400
Подача насоса, м8/ч Напор насоса, м Температура на входе, °C Давление на входе, МПа Подпор на входе, м Частота вращения, об/мин 400 385 250 6,4 1,5 4950 650 440 271 6,2 1,5 5500 850 400 280 6,4 1,5 5200
чатая). В качестве рабочей воды приводной турбины используется
питательная вода, сброс которой после гидротурбонасоса осуще-
ствляется в деаэратор. Единый ротор турбины насоса вращается
в гидростатических подшипниках на водяной смазке. Параметры
насосов агрегатов КГТН представлены в табл. 7.12.
7.4. Блочные (многокомпонентные) исполнения
насосных агрегатов
Совершенствование техники насосостроения, достигнутый
высокий уровень надежности насосов и их приводных двигателей,
а также существенно увеличившаяся стоимость НА в составе
ЭУ, обусловленная повышенными требованиями к ним и высо-
кими параметрами насосов, способствовали в последние годы
созданию блочных многокомпонентных НА. Этому также способ-
ствовали переход ряда ЭУ на скользящие параметры в целях
повышения экономичности на малых режимах, повышение степени
автоматизации установок, перевод их на дистанционное управ-
ление.
Применение многокомпонентных НА с единым приводом поз-
воляет сократить количество приводных двигателей насосов в ЭУ
с соответствующими системами для их подключения и тем самым
создает условия для повышения ее экономичности, позволяет
исключить большое количество трубопроводов и арматуры, и
в результате позволяет значительно сократить габаритные раз-
меры установки и уменьшить общую стоимость ее строительства.
Питательно-бустерные насосные агрегаты. Блочное исполне-
ние питательно-бустерных НА широко распространено в энерго-
блоках ТЭС и АЭС.
При применении агрегатов такого типа отпадает необходи-
мость в самостоятельном приводе к бустерному (предвключен-
ному) насосу, привод осуществляется от общего с ПН двигателя
(который имеет большую мощность и поэтому существенно более
238
рис. 7.21. Схема турбопитательно-бустерного агрегата:
1 — рабочее колесо ПН; 2 — разгрузочный диск; 3 — гидроциклон; 4 — колеса БН;
5 турбина II; 6 — турбина I (р0 (I) и р0 (П) — давление пара перед турбинами I к
II; PiHD и Pt (П) — Давление отработанного пара турбин I и II)
'' . I
высокий КПД), значительно сокращаются габаритные размеры
НУ/уменьшается протяженность напорного трубопровода пред-
включенного насоса (так как этот трубопровод замыкается в пре-
делах одного агрегата) и отпадает необходимость в установке
на этом трубопроводе запорной задвижки. В качестве привода
для|агрегатов такого типа применяются паровые турбины или
(реже) ЭД (см. рис. 7.2 и 7.3).
В судостроении находят применение, как правило, вертикаль-
ные турбопитательно-бустерные НА, созданные по схеме
рис, 7.21.
Особенностями TH А, созданного по такой схеме, являются:
отсутствие механической связи роторов питательного и пред-
включенного насосов; герметичное исполнение, в котором под-
шипники агрегата смазываются перекачиваемой водой, проходя-
щей для этого очистку во встроенном в агрегат фильтре-гидро-
циклоне.
Конденсатно-питательные турбонасосные агрегаты. Особен-
ностью насосного агрегата, созданного по такой схеме (рис. 7.22),
является отсутствие механической связи роторов ПН и КН. При
этом РК второй ступени КН является составной частью высоко-
оборотного ротора ПН, а лопаточный отвод этой ступени КН
работает в режиме гидравлической турбины и приводит во враще-
ние низкооборотный ротор КН с РК первой ступени. Агрегат
ныпрлнен герметичным со смазкой подшипников перекачиваемой
нодой.
К Питательно-конденсатно-бустерные турбонасосные агрегаты.
Особенностью этого агрегата [6] является то (рис. 7.23), что
в него включены все насосы конденсатно-питательной системы
с единым общим приводом от высокооборотной паровой тур-
бины.
Рис. 7.22. Схема конденсатно-питательного турбо-
насосного агрегата:
1 — турбина; 2 — рабочие колеса ПН; 3 — разгрузоч-
ный диск ПН; 4 — колесо II ступени КН; 5 — враща-
ющийся направляющий аппарат; 6 — разгрузочный диск
КН; 7 — колесо I ступени КН
Подвод свежего пара
Рис. 7.23. Схема питательно-конденсатно-бустер-
ного турбонасосного агрегата:
1 — колесо I ступени КН; 2 •— колесо БН; 3 — зубча-
тый редуктор; 4 — турбина; 5 — рабочие колеса ПН; 6 —
разгрузочный диск ПН
240
7*5. Главные циркуляционные насосы АЭС
В системе АЭС лопастные насосы обеспечивают циркуляцию
теплоносителя в реакторе (первый контур), парогенераторе (вто-
рой контур) и вспомогательных контурах. Надежность эксплу-
атации АЭС в большой степени определяется надежностью на-
сосов и, прежде всего, насосов первого контура, поэтому эти
насосы называют главными циркуляционными насосами (см.
ГОСТ 24656—81). Главные циркуляционные насосы предназна-
чены для обеспечения циркуляций теплоносителя через активную
зону реактора АЭС.
Условия эксплуатации ГЦН на АЭС во многом одинаковы с
условиями работы ПН и других типов насосов на ТЭС, но име-
ются принципиальные отличия, которые отражаются на кон-
струкции ГЦН и требованиях к их эксплуатации.
К насосам этого типа предъявляют повышенные требования
по надежности и ресурсу [10, 11, 16]. Конструкция ГЦН должна
обеспечивать возможность проведения дезактивации кислотными
и щелочными растворами; материалы, из которых изготовлены
детали ПЧ насоса, помимо коррозионной и кавитационной стой-
кости и устойчивости против эрозии не должны взаимодействовать
с теплоносителем; гарантированно должны быть исключены про-
течки наружу радиоактивного теплоносителя из насоса. Для
обеспечения высокой надежности, при создании насосных агрега-
тов должны учитываться диапазоны и скорости изменения темпе-
ратуры и давления, частота и количество этих изменений за период
эксплуатации. Количество остановок насосных агрегатов должно
быть сведено к минимуму, при этом схемы аварийного отключения
должны иметь блокировки, препятствующие их остановке по
ложному сигналу и др.
Конструктивно ГЦН выполняют двух типов: герметичными,
у которых валы насоса и двигателя не имеют концевых участков,
связанных с атмосферой (протечки из агрегата отсутствуют),
и негерметичными, у которых вал насоса выходит из корпуса
(с регулируемыми контролируемыми протечками) и соединяется
с приводным двигателем обычного типа.
В энергетических установках АЭС для обеспечения общей
подачи устанавливаются параллельно несколько ГЦН. Каждый
из них перекачивает теплоноситель через реактор и парогенератор»
которые вместе с ГЦН и системой трубопроводов образуют от-
дельную петлю. Для энергоблоков с ВВЭР относительно неболь-
шой мощности (до 440 МВт), у которых подачи ГЦН небольшие,
находят применение ГЦН герметичного типа (рис. 7.24). Отсут-
ствие протечек из ГЦН этого типа является большим преимуще-
ством при малых подачах насоса. Однако они характеризуются
низким КПД (50—60 %), конструктивно сложны, имеют повы-
шенную металлоемкость и большую стоимость (определяющуюся
высокой стоимостью ЭД). Герметичные ГЦН, как и обычные
К 241
1115
ного ГЦН тем, что теплоноситель
Рис. 7.24. Насос бессальнико-
вый герметичный ЦЭН 310:
1 — корпус; 2 — колесо; 3 — отвод?
4 — нижний подшипник; б — крыаь
ка напорная; 6 — шпилька; 7
электродвигатель; В — верхний под.
шипник; 9 — упорный подшипник
герметичные наеосы, вы-
полняются с приводами
от ЭД, а также от паро-
вых и гидравлических
турбин и т. д. По способу
герметизации ЭД насосы
выполняются с экрани-
рованным «сухим» ЭД и
«мокрым» статором ЭД
и др. (см. п. 9.4).
Вследствие значитель-
ной сложности изготов-
ления специальных ЭД,
мощность герметичных
ГЦН обычно не превы-
шает 2500 кВт. В связи
с этим мощные АЭС ком-
плектуются негерметич-
ными ГЦН с механиче-
скими (торцевыми или
лабиринтовыми) уплотне-
ниями вала (в месте вы-
хода его из корпуса)
с малыми утечками, воз-
вращаемыми в контур
(рис. 7.25).
Главный циркуляци-
онный насос с механиче-

ским уплотнением вала
отличается от герметич-
в нем циркулирует только
через насос, а контакт привода с радиоактивной средой отсут-
ствует.
Приводной ЭД обычного типа для таких насосов имеет при-
мерно в два раза меньшую стоимость по сравнению со стоимостью
ЭД герметичного ГЦН; КПД такого ГЦН на 12—15 % выше
КПД ГЦН герметичного типа (за счет исключения потерь энергий
в перегородке между ротором и статором ЭД и трения ротора при
вращении в воде).
Одним из главных требований к негерметичному ГЦН яв-
ляется обеспечение надежной работы механического уплотнения
242
/ — корпус; 2 — конфузор; 3 — колесо; 4 — отвод; 5 — опорный подшипник; 6 —
Шпилька; 7 — крышка; 8 — теплообменник; 9 — фонарь электродвигателя; 10 — кон-
цевое уплотнение; 11 — торцевое уплотнение; 12 — упорный подшипник; 13 — муфта
243
Таблица 7.13
Основные параметры ГЦН энергоблоков АЭС с ВВЭР
(ГОСТ 24656—81)
Типоразмер насоса Подача, м’/с Напор, м Давление на входе, МПа Расчетное давление, МПа Темпе- ратура теплоно- сителя на вхо- де, °C Расчет, ная тем. перату. ра сте- нок, °C
ГЦН1,975-51,4 ГЦН5,5-93,0 ГЦН6,95-73,7 ГЦН9,72-100,5 1,975 5,5 6,95 9,72—12,5 51,4 93 73,7—100,5 100,5—114 12,5 14,0 270 300 335
15,6 18,0 350
290
вала насоса на всех эксплуатационных режимах в пределах
заданного ресурса.
Существенным преимуществом негерметичного ГЦН является
возможность размещения узла уЦлотнения насоса и приводного
двигателя над фундаментным настилом и биологической защитой.
Такая компоновка позволяет обслуживающему персоналу контро-
лировать при эксплуатации состояние узлов уплотнения насоса
и элементов приводного двигателя без разгерметизации контура.
В этом случае валы насоса и привода могут соединяться промежу-
тбчным карданным валом.
В насосах с уплотнением вала упрощается решение задачи
обеспечения достаточно продолжительного выбега ротора НА
(с целью ограничения развития аварийной ситуации, например,
при обесточивании). Это достигается увеличением момента инер-
ции ротора агрегата (чаще всего навешиванием на вал насоса или
привода дополнительной массы). Для обеспечения работы энерго-
блока с негерметичным насосом в схеме ЭУ предусматривают
подпиточный насос. Как правило, ГЦН выполняют центробежного
типа в одноступенчатом исполнении при относительно низкой
частоте вращения. При большом кавитационном запасе на не-
которых установках применяют ГЦН с повышенной частотой
вращения диагонального или осевого типа.
Требования к ГЦН с механическими уплотнениями вала
регламентированы ГОСТ 24656—81. Стандарт распространяется
на вертикальные ГЦН, предназначенные для создания циркуляции
теплоносителя в первом контуре энергоблоков с ВВЭР электри-
ческой мощностью от 400 до 2000 МВт. Установленные ГОСТ
типы ГЦН сведены в табл. 7.13.
Рабочие температуры теплоносителя на входе в насос должны
быть от 20 °C до номинальной, указанной в табл. 7.13. Проекти-
рование, изготовление и эксплуатация ГЦН должны удовлетво-
рять требованиям, указанным в работе [141.
244
Конструкция ГЦН должна обеспечивать возможность пере-
мещения насоса в горизонтальном направлении (вследствие тем-
пеоатурных расширений трубопроводов первого контура), а также
работы уплотнения вала как от специальной системы запирающей
роды, так и за счет теплоносителя. В последнем случае должны
быть’ предусмотрены специальные конструктивные меры, препят-
сТвующие выходу в помещения радиоактивных газов, растворен-
ныхГв теплоносителе. ГЦН при обесточивании всех других одно-
временно работающих насосов должен обеспечивать подачу тепло-
носителя на выбеге по закону Q Сноме"“т/30> где Q— подача
насоса в текущий момент времени при выбеге, м3/с; е = 2,718;
х — время с начала выбега, с; 30 — постоянная времени вы-
бега, с.
Насос должен допускать кратковременную работу в режиме
обратного тока теплоносителя. Составные его части, требующие
охлаждения и соприкасающиеся с теплоносителем, должны охла-
ждаться водой промежуточного контура с параметрами на входе:
давлением — не более 0,587 МПа; температурой — от 2 до 35 °C;
массовой концентрацией примесей —не более 40 мг/л. Конструк-
ция насоса должна исключать возможность попадания воды в те-
плоноситель первого контура.
Насосы должны иметь непрерывно падающую характеристику
при подачах свыше 80 % от номинальной. Рабочая часть харак-
теристики насоса находится в зоне подач 90—130 %, от номиналь-
ной^ Для насоса должна быть определена четырехквадратная
(круговая, см. п. 5.3) характеристика.
Насос должен обеспечиваться подачей очищенной запирающей
воды’ с температурой не выше 70 °C, с массовой концентрацией
примесей в запирающей воде не более 0,03 г/л и размером частиц
не более 100 мкм. Протечки на всех режимах работы из уплотне-
ний насоса не должны превышать 2 м3/ч, а запирающей воды в пер-
вом контуре — 1 м3/ч. Насос должен сохранять работоспособность
при одновременном перерыве (не более 3 мин) подачи запирающей
и охлаждающей воды на всех режимах, а также при перерыве
в подаче смазки (до 15с). Для смазки подшипников насоса должна
применяться вода или другие негорючие жидкости.
Средний ресурс между средними ремонтами должен быть не
менее 16 000 ч; средний срок службы до списания — не менее
лет. Пример условного обозначения ГЦН с подачей 1,975 м3/с
и напором 51,4 м — ГЦН 1,975-51,4 ГОСТ 24656—81.
7*6. Рециркуляционные насосы
рециркуляционные насосы предназначены для обеспечения
принудительной циркуляции в контурах. Эти насосы характери-
зуют широкий диапазон параметров и имеют принципиальные
Различия в зависимости от назначения и конструктивного испол-
нения.
245
Таблица 7.14
Основные параметры
насоса высокотемпературного
ЭЦН-4
Параметр Режим
номи- наль- ный пу- ско- вой
Подача, м3/ч Давление на входе, МПа Напор, м Температура на вхо- де, °C Кавитационный за- пас, м Частота вращения, об/мин 1140 15,7 29 346 1 9‘ 0,07 28 100 Г 70
Насос в ысокотемператур,
ный ЭЦН-4 для принудитель.
ной циркуляции в контуре па-
рогенератора. Основные пара,
метры центробежного односту-
пенчатого консольного насоса
с осевым входом приведены
в табл. 7.14.
Привод насоса осуще-
ствляется от асинхронного ЭД
с фазным ротором мощностью
160 кВт, напряжением 380 В,
выбор которого обусловлен не-
обходимостью преодоления
большого пускового момента
и регулирования скорости пу-
ска. Концевое уплотнение вала
насоса комбинированного типа
(см. рис. 9.4) с «плавающими»
кольцами и с набивочным уплотнением, разгруженным от высо-
кого давления. Осевая сила в насосе воспринимается упорным
подшипником с самоустанавливающимися сегментными колод-
ками. Для запуска насоса, находящегося под давлением напорной
магистрали, предусмотрена разгрузка ОС подачей в камеру за
РК питательной воды с давлением на 12—16 % большим, чем
давление на входе в насос.
Крышка уплотняется с корпусом насоса зубчатой прокладкой
из стали Х18Н10Т, с обеих сторон которой проложены паронито-
вые прокладки толщиной 0,5 мм. Насос и ЭД смонтированы на
трех рамах (подвижной, насосной и фундаментной), что обеспе-
чивает свободные температурные расширения без нарушения
центровки насоса с ЭД и позволяет производить его разборку не
отсоединяя от трубопроводов высокого давления.
Насос высокотемпературный с гидротурбинным приводом для
принудительной циркуляции в контуре парогенератора. Для со-
временных котельных агрегатов указанные насосы должны обес-
печивать диапазон параметров: подачу 1000—3000 м8/ч; напор
30—150 м; давление на входе в насос 20—40 МПа; температуру
перекачиваемой среды до 400 °C.
В работах [3, 5, 19] приведены методика расчета и обоснова-
ния конструкции гидротурбонасосов (см. рис. 7.20), а также
результаты освоения насоса типа РГТН-1000-150 с параметрами:
подачей 1000 м®/ч; напором 150 м; давлением на входе в насос до
33,5 МПа; температурой перекачиваемой среды до 410 °C; частотой
вращения 8200 об/мин; напором, срабатываемым гидротурбиной,
до 2200 м; расходом питательной воды на приводную гидротур-
бину ПО т/ч; КПД насоса 0,8; КПД приводной гидротурбины 0,6;
массой агрегата 2500 кг; удельной металлоемкостью 12,5 кг/кВт.
246
Таблица 7.15
Основные параметры насосов НКУ
Параметр
Подача, ма/ч
Напор, м
Кавитационный запас, м
Температура на входе, °C
Мощность, кВт
КПД насоса, %
Частота вращения, об/мин
Расход запирающей жидкости, м’/ч
Давление запирающей жидкости (сверх давления
на выходе), МПа
Температура запирающей жидкости, °C
Тип привода ЭД
Масса агрегата, кг
Габаритные размеры насоса, мм
Тип насоса
НКУ250/75 НКУ160/80
250 160
75 80
5 4
260
84 55,5
63 65
1470
0,5
0,2
70 70
АО2-92-4 АО2-91-4
1470 1360
1875X720X1157
Насос высокотемпературный для принудительной циркуляции
типа НКУ (насос для котлов-утилизаторов). Основные параметры
насосов центробежных горизонтальных консольных одноступен-
чатых со спиральным отводом и РК одностороннего входа при-
ведены в табл. 7.15. Ротор насосов такого типа двухопорный на
подшипниках качения; ОС воспринимается радиально-упорными
подшипниками, установленными в опоре со стороны муфты;
уплотнение вала обеспечивается либо мягкой набивкой АГ
по ГОСТ 5152—84, либо торцевым уплотнением. Для охлаждения
узла уплотнения насоса, находящегося в горячем резерве, к нему
Должна быть подведена запирающая вода с параметрами, указан-
ными в табл. 7.15.
7.7. Сетевые насосы
Насосы регламентированы ГОСТ 22465—77. Они предназна-
чены для подачи горячей воды с температурой 120—180 °C в тепло-
фикационные сети ТЭЦ и промежуточные насосные станции тепло-
фикационных систем. Перекачиваемая этими насосами вода не
Должна содержать твердых частиц размером более 0,2 мм и кон-
центрацией более 5 мг/л.
Насосы выполняются горизонтальными с приводом от ЭД
в одно- или двухступенчатом исполнении (рис. 7.26 и 7.27). Основ-
ные^ параметры насосов для номинального режима указаны
в табл. 7.16. Области работы насосов (поля Q — Н) приведены
На рис. 7.28. Насосы должны иметь постоянную падающую на-
порную характеристику в интервале подач 20—ПО % от номи-
нальной.
247

Рис. 7.26. Насос сетевой
СЭ800-70:
/ — подшипник ролико-
вый; 2 — концевое уплот-
нение; 3 — корпус; 4 — ко-
лесо; 5 — ротор; б — ра-
диально-упорный подшип-
ник
Рис. 7.27. Насос сетевой
СЭ1250-140:
1 — муфта; 2 — ролико-
вый подшипник; 3 — ротор;
4 — концевое уплотнение;
5 —• крышка корпуса; 6 —
колесо; 7 — диафрагма; 8 —
нижняя часть корпуса;
9 —- радиально-упорный под-
шипник
Таблица 7.16
Основные параметры и габаритные размеры насосов центробежных сетевых
(ГОСТ 22465—77)
1 1 Обозначение типоразмере Допустимый каеитецион’ иый запас, м Давление на входе (не более), МПа Частота вращения (синхрон- ная), об/мин Мощ- ность, кВт КПД, % Темпе? ретурв •т Мааса (не б о- лее), кг Габаритные раамеры (не более), мм
Длина Ширина Высота
СЭ160-50 5,5 0,4 3000 29 73 120 —.
СЭ160-70 37 79
СЭ160-100 59 71
СЭ250-50 7,0 41 80
СЭ320-110 8.0 114
СЭ500-70-П 10,0 1.1 103 82 1050 1325 1245 1075
03500-70-16 1,6 ЮЗ
С3500-140 210 81 — —— —«
03800-55’11 5,6 1,1 1500 132 1550 1650 1215 1475
0800-55-16 1,6
СЭ800-100’11 1,1 243 80 3160 2200 1380 1860
0800-100-16 1,6 3000 378 82 1
0800-160 14,0 —
01250-45-11 1,1 166
01250-45-25 2,5
, 031250-70-П 1,1 260 ОЛ/1П / / J / ЮЛ PL / ЮЛ.Р /

mill IJ la.i Л1 J|1 ' 1500 1 МВ>1 1 I \ \ \ \ \ 180 J \ \ \
7,5
СЭ1250-70-16
370 1
01250-100
4580 2315 1525 2260
01250-140-11 1,1 518 |
01250-140-16 1,6 1 ——”
234 83
01600-50 8,5 2,5 1
388 80
СЭ1600-80
02000-100 22,0 12,0 1,6 1,1 3000 1500 572 85
810 422 84 86
1 02000-140 02500-60-11 3880 2140 2310 1730
2,5
02500-60-25
1430 I
1 02500-180-16 28,0 1.6 3000 1380 84 2430 1825 1785

1.0 1500 672 86 120 —
03200-70 1 15,0 ОО Л
898
| 03200-100
3000 1530
| 03200-160 05000-70-6 32 ,и 15,0 0,6 1500 1035 87 5520 2260 1870 1840
05000-70-10 1,0
180 —
05000-100 1.6 1340
1 5120 I 2330 I 2185 1740
05000-160 40,0 l.o 3000 2370 120
2275 I 85 180 1
, 05000-160-16 к 25-40 1.6
зо
100 200 000 000500600 800 1000 1500 2000 3000 4000 6000
0/10\мУч
Рис. 7.28. Области работы насосов центробежных сетевых (поля Q—Н по
ГОСТ 22465—77):
1 — СЭ160-Б0; 2 — СЭ160-70; 3 — СЭ160-100; 4 — СЭ250-50; 5 — СЭ320-110; 6-
СЭ500-70; 7 — СЭ500-140; 8 — СЭ800-55; 9 — СЭ200-100; 10 — СЭ800-1Б0; 11 -
СЭ1250-45; 12 — СЭ1250-70; 13 — СЭ12Б0-100; 14 — СЭ1260-140; 15 — СЭ1600-50; 16 -
СЭ1600-80; 17 — СЭ2000-100; 18 — СЭ2000-140; 19 — СЭ2500-180; 20 — С32ЫЮ-Ы-,
21 — СЭ3200-70; 22 — СЭ3200-100; 23 — СЭЗМЮ-\Ы-, 24 — СЭБ000-70; 25 — СЭБООО-ЮО;
26 — СЭ5000-160
Работа насосов в пределах указанных полей должна обеспе-
чиваться за счет обточки РК по наружному диаметру. Число
вариантов обточек РК должно быть не более трех и устанавли-
вается предприятием-изготовителем. При этом допускается сни-
жение КПД от указанного в табл. 7.15 не более чем на 3 %.
Пример условного обозначения сетевого центробежного насоса
с ЭД с подачей 2500 м3/ч, напором 60 м и давлением на входе
2,45 МПа — насос СЭ2500-60-25 ГОСТ 22465—77.
Глава 8
ОСЕВЫЕ И ДИАГОНАЛЬНЫЕ ,
НАСОСЫ
8.1. Осевые насосы общего назначения
Насосы регламентированы ГОСТ 9366—80. Они предназначены
для перекачивания воды с температурой до 35 °C с содержанием
взвешенных частиц максимальной массовой концентрации до
3 г/л, размером не более 0,1 мм, из них абразивных частиц не более
2 % и применяются для циркуляционного водоснабжения ТЭС
и АЭС, в оросительных системах, в промышленности и других
отраслях народного хозяйства.
252
Таблица 8.1
Габаритные размеры и масса основных типовых осевых насосов (ГОСТ 9366—80)
диаметр РК Р., ем Типоразмер насоса (см. рис. 8.1) Модифика- ция Габаритные размеры, м Масса, т
47 6, 11 к МБ 1,2X1,0Х 2,9 5,6X1,3X1,1 1,8 3,9
55 Д 12. 13 К 1,7X1,0Х 2,9 2,1
87 В 2. 7. 14.17. 21 К МБ Э МКЭ 4,5X2,2X1,6 4,0X2,2X1,6 5,0Х 2,2X1,2 4.6Х2.2Х 1,6 4,8 5,1 5,4-5,6 5,8—6,1
по 3. 8.15. 18. 22 к МК кэ 5,5X2,5X1,4 5,6X2,5X2,0 5,0X2,5X2,0 6,1X2,5X2,0 ЮООО ь. оо со со А А А А ь^ьГьГсо
145 4. 9. 16. 19. 23 э 7,8X3,5X1,9 13—15
185 5,10, 20, 24, 25 ЭГ 9,5X4,1X3,4 39—40
260 26. 27 ЭГ 12,9X5,2X4,0 67; 72
йиИг^ ’
Осевые насосы изготавливают [2, 3] вертикальными с жестко
закрепленными лопастями РК (тип ОВ) и с приводом поворота
лопастей РК (тип ОПВ).
Насосы выполняют следующих модификаций: К — с коленным
подводом; Э и ЭГ —с электроприводом или электрогидропри-
водом поворота лопастей РК; МК — с отводом и коленным под-
водом; МБ — моноблочный.
Насосы типа ОВ с РК диаметром до 870 мм устанавливают с ко-
ленными подводами, типов ОВ и ОПВ с РК; диаметром свыше
НОО мм. При промежуточных значениях диаметра РК применяют
все три типа подводов.
Пример условного обозначения вертикального насоса типа
ОПВ с диаметром РК 2600 мм, электрогидравлическим механизмом
поворота лопастей, изогнутой всасывающей трубой, модифика-
цией ЭГ, климатического исполнения У, категорией размещения
3 — насос ОПВ-260ЭГ-УЗ ГОСТ 9366—80.
№ 263
Таблица 8^
Характеристики типовых осевых насосов
в оптимальном режиме
Коэффи- циент быстро- ходно- сти ns Коэффи- циент на- пора Куу Коэффи- циент по- дачи Kq КПД П, % Коэффи- циент кавита- ционного запаса Кал Тип РК Номер рисунка 1 Втулочное 1 ' отношение 8 1
проточной части ха- рак- тер и - стики
Насосы
480 0,225 0,51 87 0,14 опю 3.43 (/); 3.44 8.2
500 0,200 0,46 87 0,14 ОПЗ 3.43 (/); 3.44 8.3
515 0,200 0,49 87 0,18 ОП2 3.43 (/); 3.44 8.4
610 0,173 0,56 88 0,14 ОПП 3.43 (/); 3.44 8.5 —
680 0,140 0,505 86 0,13 ОП5 3.43 (/); 3.44 8.6
890 0,080 0,43 85 0,12 ОП16 3.43 (/); 3.44 8.7.
940 0,085 0,44 85 0,13 ОП6 3.43 (/); 3.44 8.8
Полостные системы
495 0,220 0,525 90 0,14 ОПЮ 3.12 (/) 8.10
515 0,192 0,46 89 0,14 ОПЗ 3.12 (/) 8.11
555 0,195 0,505 90 0,18 ОП2 3.12 (/) 8.12
620 0,173 0,50 92 0,15 ОП11 3.12 (2) 8.13 —
695 0,149 0,58 90 0,17 ОП5 3.12 (2) 8.12
930 0,092 0,51 90 0,14 ОП16 3.12(3) 8.15
1000 0,095 0,60 92 0,21 ОП6 3.12(3) 8.16
1350 0,058 0,54 87 0,18 одю * 8.17 0,35
1500 0,063 0,75 89 0,16 ОД2 ♦ 8.18 0,30
2000 0,038 0,68 89 — ОД29 ♦ 8.19
2500 0,030 0,68 91 0,21 ОБ7 * 8.20
2700 0,037 1,04 89 0,37 ОБ9 ♦ 8.21 0,25
3000 0,028 0,86 91 — ОЛ25 ♦ 8.22
Примечай и е. В скобкаэ указан тип проточной части.
♦ Испытано в 1 цилиндрической камере с цилиндрической втулкой.
Области работы выпускаемых ОН общего назначения пока-
заны на рис. 8.1, а их массогабаритные характеристики
в табл. 8.1. В каждом конкретном случае энергетическая и кави-
тационная характеристики ОН могут быть пересчитаны и
построены по соответствующей универсальной характери-
стике (рис. 8.2—8.8). Обобщенные параметры типовых ОН в опти-
мумах их энергетических характеристик сведены в табл. 8.2.
Характерной особенностью средних и крупных ОН является их
тесная конструктивная связь со строительной частью здания
насосной станции. Пример конструктивного исполнения ОН
(тип ОПВ) приведен на рис. 8.9.
254
/ - ОВб-55,730; 2 — ОПВ 16-87,485; 3 - ОПВ16-110,365; 4 — ОПВ16-145.290; 5 — ОПВ16-185.290; б — ОВ5-47.730; 7 — ОПВ16-87.585; 8 —
ОПВ16-110,485; 9-ОПВ16-145.365; 10 — ОПВ16-185.290; // — ОВ5-47,960; 12 — ОВ6-55.960; 13 — ОВ5-55.960; 14 — ОПВ5-87.585; 15 —
ОПВ5-! 10,485; 16 — ОПВб-145,365; 17 — ОПВ2-87.585; 18 — ОПВ2-110,485; 19 — ОПВ2-145.365; 20 — ОПВ2-18б,290; 21 — ОПВЗ-87,730; 22 —
ОПВЗ-110,585; 23 — ОПВЮ-145,365; 24 — ОПВЮ-185,290; 25 — ОПВ11-185,333; 26 — ОПВЮ-260,214; 27 — ОПВ11-260,214; 28 — 96ДПВ
4,5/23,485; 29 — 130ДПВ 8/23 ЭГ,365; 30 — 170ДПВ 12/22, ЭГ, 290; 3/ — 220ДПВ 19/23 ЭГ, 250 (здесь после запятой частота вращения в об/мин)
255
Рис. 8.2. Характеристика насоса ОШО
Кн
0,20
0,22
0,20
0,18
0,16
0,14
0,12
0,10
0,08
257

0,2 0,3 0,Ь
Рис. 8.8. Характеристика
насоса ОП6
8.9. Пример конструк-
насоса типа ОПВ:
/ — злектромехаинческкй при-
вод разворота лопаете* РК;
1 — подвод сказки; * — верх-
ам* радиальный подшипник;
4 — корпус (настъ коленного от*
вода); 5 закладная опорная
плита; 9 — подвод смазки; 7 —
нкжян* радиальный подшил-
внк; 9 впускной патрубок
(масть подводящего тракта на-
соса)
9»
Рис. 8.10. Характеристика ЛС ОПЮ
Пуск ОН должен осуществляться только при полностью от-
крытой задвижке, как правило, установленной на напорном трубо-
проводе насосной станции. Работа ОН с закрытой и полуоткрытой
задвижкой запрещается.
По условиям пуска и устойчивой работы при заборе воды
из открытого резервуара ОН должен быть установлен так, чтобы
уровень воды в этом резервуаре (нижнем бьефе насосной станции)
был выше оси поворота лопастей РК. В зависимости от режимов
работы, конкретное значение постоянного (минимально допусти-
мого) заглубления РК задается в соответствии с кавитационной
характеристикой данного ОН. Минимальное ее значение должно
обеспечивать отсутствие при работе насоса гидравлических вихре-
вых воронок перед всасывающей трубой. При создании специаль-
ных НУ встречаются случаи, когда пуск насоса вынуждены осу-
ществлять при закрытой напорной задвижке. В этих случаях
необходимо, чтобы приводной двигатель имел мощность примерно
в два раза большую, чем потребляет насос при нулевой
подаче (см. п. 5.6). В нетиповых ОН могут быть использованы
как типовые, так и нетиповые лопастные системы. В табл. 8.2
даны оптимальные параметры типовых ОН.
Универсальные характеристики лопастных систем даны на
рис. 8.10—8.22, которые позволяют определить характеристики
насосов (см. п. 3.7).
260
Рже. 8.12. Характеристика ЛС 0П2
КГ
261
Ряс. 8.13. Характеристика ЯС ОПП
0,2
0,1
0,15
0,05
Рис. 8.14. Характеристика ЯС ОП5
282
Рис. 8.15. Характеристика ЛС 0П16
263
Ряс. 8.16. Характеристика ЛС ОП6
Рис. 8.17. Характеристика ЛС ОДЮ
265
Рис. 8.18. Характеристика ЛС 0Д2
Рис. 8.19. Характеристика ЛС ОД29
268
Рис. 8.20. Характеристика ЛС ОБ7
167
Рис. 8.21. Характеристика ЛС 0Б9
268
(71__________________Li----------—------—-------------
0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 Kq
Рис< 8.22. Характеристика ЛС ОЛ25
8.2. Диагональные поворотно-лопастные насосы
Основные параметры модельных поворотно-лопастных ДН
в оптимумах их характеристик даны в табл. 8.3, а на рис. 8.23—
8.27 —эти характеристики.
Области работы поворотно-лопастных ДН типа Д приведены
на рис. 8.1, а маесогабаритные характеристики — в табл. 8.4
(обозначение модификаций аналогичное ОН).
Характеристики этих насосов предварительно могут быть
рассчитаны и построены по рис. 8.25 аналогично ОН (см. п. 8.1);
проточная часть их представлена на рис. 4.4. Условия пуска и
эксплуатации ДН, а также особенности конструкции ана-
логичны ОН.
Таблица 8.3
Характеристики модельных диагональных насосов в оптимальном режиме
К' Коэффи- циент бы- строходно- Е сти ns Коэффи- циент напора Коэффи- циент подачи Kq кпд п, % Коэффи- циент кави- тационного запаса Кдл Номер рисунка
проточная часть характе- ристи- ка ♦*
* 215 0,57 0,42 87 0,18 4.2 8.27
В 260 0,40 0,47 87 0,15 4.3 (8.28)
350 0,34 0,50 88 0,16 4.4 8.25
400 0,26 0,42 86 0,12 4.5 (8.30)
t500 0,20 0,46 92 * — 4.8 (8.31)
КПД лопастной системы РК.
*♦ В скобках конструктивное исполнение.
—........................................
г?
269
270

Рис. 8.26. Характеристика поворотно-лопастного ДН (п8 = 400)
Таблица 8.4
Габаритные размеры и масса поворотно-лопастных диагональных насосов
Тип насо- са Диаметр РК D, см (см. рис. 4.4) Модификация Габаритные размеры, м Масса, т
96Д 102 В 2,62X1,48X 4.8 6,85
96Д 102 пв 2,62X1,48X 4,9 6,62
96Д 102 пв 2,1X2,1 Х7.69 13,4
96Д 102 МБК 2,1X2,1 Х7,69 13,56
130Д 135 ПВ 3,18X1,95x5,75 11.4
130Д 135 ПВ 3,18X1,95X5,75 11
под ♦ 175 пв 3,52X 3,36X 9,17 36,0
220Д * 210 пв 4,33X3,7 Х8,83 46,0
♦ Опытный. ♦♦ Цифры означают выходной диаметр напорного патрубка.
272
Рис. 8.27. Характеристика жестко-
лопастного ДН (л8 = 500)
Er
К-.
8.3. Особенности конструкции поворотно-лопастных
осевых и диагональных насосов
Типовая компоновка агрегата для средних и крупных ОН
и ДН приведена на рис. 8.28. Как правило, эти насосы выполняют
вертикальными с поворотными
лопастями РК устройствами
о о О о
6
10
узла дистанционного указателя по-
Рис. 8.28. Компоновка осевого или
Диагонального насоса:
^электродвигатель; 2 — отвод; 3 — на-
сос; 4 — коленный подвод
Рис. 8.29. Электромеханический при-
вод разворота лопастей:
Цуг-' фланец вала электродвигателя; 2 — шток
Ворота лопастей; 3 — стойка этого указателя, жестко связанная со штоком насоса; 4 —
Реверсивный электродвигатель; 5 — специальная проставка (корпус), связывающая валы
Двигателя и насоса; 6 и 7 — редукторы; 8 — вал; 9 — шток; 10 — винтовая передача
ИЖ
₽;10 П/р В. А. Зимницкого 273
Рис. 8.30. РК насоса ОПВЮ-260Г:
J т- нижний фланец вала; 2 — поршень сервомотора механизма разворота лопастей РК;
3 — цапфа лопастн; 4 — крестовина; S — серьга; 6 — рычаг лопасти
позволяющими поворачивать эти лопасти, и проточной частью
камеры РК, выполненной сферической формы (см. рис. 3.12).
Сферическая камера РК имеет горизонтальный разъем в пло-
скости поворота лопастей для монтажа РК и общую съемную
часть, позволяющую осуществлять контроль за его состоянием
при остановленном и осушенном насосе.
Наиболее распространенным является электромеханический
привод разворота лопастей (рис. 8.29), который позволяет произ-
водить поворот лопастей РК как вручную при остановленном
насосе, так и с пульта управления на ходу. Главная часть привода
274
I — цапфа лопасти; 2 — вал; 3 — шток; 4 — корпус втулки РК; 5 — ползун; 7, 8 —
положения торца ползуна при угле поворота ф, равном 16\ 7*. 4-2е соответственно
расположена внутри специальной разъемной проставки-корпуса 5,
соединяющей валы двигателя 1 и насоса 8. Он состоит из ревер-
сивного электродвигателя 4 и редукторов 6 и 7, соединяющих его
со штоком 9, проходящим внутри вала 8. Редуктор трехступенча-
тый, состоит из зубчатой цилиндрической передачи 6, двух после-
довательных червячных передач 7 и винтовой передачи 10. Редук-
тор расположен в нижней части проставки-корпуса. Червячные
и винтовая передачи помещены в масляной ванне. Винтовая пере-
дача 10 преобразует вращательное движение ротора двигателя 4
в возвратно-поступательное. На нижнем конце штока (рис. 8.30)
закреплена крестовина, перемещение которой через серьги пере-
дается концам рычагов. Последние установлены на цапфах ло-
пастей, которые и поворачиваются вместе с рычагами. При ги-
дравлическом приводе разворота лопастей кинематика механизма
поворота аналогична описанному для электромеханического при-
вода. В качестве примера на рис. 8.31 дан разрез по РК насоса
130 ДПГ, из которого видно, что перемещение крестовины осу-
ществляется штоком, связанным с поршнем сервомотора. Внутри
вала насоса проходят трубопроводы (штанги), подводящие масло
под давлением 1,5—2,5 МПа к нижней или верхней полости
В'10* 275
К
цилиндра, что вызывает перемещение поршня и крестовины ввер*
или вниз, и тем самым поворот лопастей на «закрытие» или <От.
крытие».
Масло под давлением поступает через штанги в полости серво,
мотора от гидропривода, расположенного на верхнем торце вала
основного приводного электродвигателя. Давление создается мае-
ляным насосом с приводным реверсивным электродвигателем.
Последний питается трехфазным током через токосъемные кольца
расположенные на кожухе гидропривода. Управление гидро’
приводом осуществляется дистанционно с пульта. Система имеет
обратную связь, позволяющую не только уверенно фиксировать
(задавать) положение лопастей РК, но и контролировать его.
Иногда используют бескрестовинную схему механизма пово-
рота лопастей. Тогда концы рычагов, закрепленных на цапфах
лопастей, связывают через серьги со специальными штоками,
закрепленными непосредственно в поршне сервомотора и про-
ходящими через отверстия и уплотнительные втулки в дне ци-
линдра сервомотора.
В диагональных насосах используют кулисный механизм
поворота лопастей РК (рис. 8.31).
Глава 9
ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ
И ПРИВОДЫ НАСОСОВ
9.1. Системы уравновешивания осевой силы
Одним из основных элементов конструкции насоса, в большой
степени определяющим его надежность, является принятая в на-
сосе система уравновешивания (разгрузки) ОС. В конструкции
насоса должно учитываться, что при изменении режима его работы
изменяется также величина ОС (или ее неуравновешенной состав-
ляющей — остаточной ОС).
Уравновешивание остаточной ОС упорным подшипником. Сим-
метричное расположение РК или применение РК с симметричными
уплотнениями, в которых полость со стороны нагнетания соеди-
няется с областью входа потока в колесо* не обеспечивает полного
уравновешивания ОС. При этом всегда остается неуравновещенная
составляющая ОС, обусловленная неидентичностью РК, различ-
ными значениями зазоров по уплотнениям, несимметричным
расположением РК относительно канала отвода и корпуса, раз-
личной шероховатостью поверхностей и др., а тдкже как
276
следствие технологических отклонений при изготовлении РК,
корпуса и при сборке насоса.
В многоступенчатых насосах при симметричном расположении
рК\Могут иметь место случаи, когда уравновешивание ОС нару-
шается из-за кавитации, возникающей в первых ступенях насоса.
При длительной эксплуатации насоса появляется неуравновешен-
наярсоставляющая ОС из-за различной степени износа уплотне-
ний и как следствие — изменение эпюры давления в полостях
перед или за уплотнениями РК. Для восприятия остаточной
О® при этом обычно применяется двухсторонний упорный под-
шипник.
В насосах с давлением нагнетания 15 МПа и более, а также
в насосах с большими подачами, упорный подшипник выполняется
с самоустанавливающимися сегментными колодками. В насосах,
рассчитанных на низкие давления нагнетания и малые подачи,
роль упорного подшипника выполняют подшипники качения или
даже упорные бурты опорных подшипников.
Система уравновешивания ОС гидравлической пятой. Гидрав-
лическая пята (см. рис. 2.33, б) уравновешивает ОС полностью
на всех режимах работы насоса, так как она является саморегули-
рующимся устройством (см. п. 2.8).
«Значения торцевых зазоров бт при различных наружных
диаметрах разгрузочного диска в гидравлических пятах, как
правило, принимаются в следующих пределах:
Наружный диа-
hr., метр разгрузочно-
( го диска £)рд, мм До 120 120—200 200—350 Более 350
F Торцевой зазор
6Т, мм........ 0,08—0,10 0,10—0,15 0,15—0,20 0,18—0,25
^Благодаря отводу воды из разгрузочной камеры в область
низкого давления, концевое уплотнение вала со стороны выхода
насоса разгружено от высокого давления и находится в аналогич-
ных условиях с уплотнением, расположенным со стороны входного
патрубка.
ВВ вертикальных конструкциях насосов с гидравлической пя-
той, выполненных по типу рис. 7.12, ротор насоса под действием
ОС «всплывает» в положение, при котором самоустанавливается
расчетный зазор 6Т между РД и упорной пятой. Отжим ротора
насоса для обеспечения зазора при его пуске в этом случае обеспе-
чивается за счет веса самого ротора (вес ротора до пуска воспри-
нимается упорным подшипником, буртом вала или др.).
йтДля обеспечения разгрузки ОС гидравлической пятой тре-
буется относительно большое значение величины протечек, кото-
рые составляют 2—4 % от номинальной подачи (QHom) насоса,
а у насосов высокого давления с малой подачей достигают 10 %
°т QH0M. На режиме с подачей Qf, меньшей QH0M, где давление на
выходе насоса обычно больше, чем на номинальном режиме (р2| >
Е; 277
> Psbom). протечки, изменяясь при постоянной частоте вращения
пропорционально yfРтл1ръноы< соответственно увеличиваются.
Разгрузочный диск имеет достаточно большие диаметральные
размеры, при которых потери на трение его о воду существенны
и достигают у высокооборотных насосов 0,5 % от номинальной
мощности насоса. При возникновении парообразования в насосе
(вследствие нарушений нормальных условий его эксплуатации)
утрачивается несущая способность жидкости в торцевом зазоре,
что приводит к выходу из строя торцевой поверхности гидравли-
ческой пяты. Для исключения возможности заклинивания РД
с пятой требуется его отжим перед первым пуском насоса в сторону
от гидравлической пяты. Это обеспечивается в конструкциях ПН
двумя способами:
1) применением в насосе концевых уплотнений вала разных
диаметров (при этом диаметр уплотнения со стороны входа при-
нимается меньшим, чем со стороны выхода, что обеспечивает
перемещение ротора в сторону от гидравлической пяты при давле-
нии в корпусе насоса, равном давлению на входе);
2) применением упорного подшипника с отжимом (например,
с помощью упорных отжимных пружин), сдвигающим его при
неработающем насосе вместе с ротором в сторону от гидравличе-
ской пяты.
Наибольшее распространение получили конструкции насо-
сов, у которых радиальная дроссельная щель разгрузочного
устройства выполняется за РК последней ступени перед РД.
В конструкциях некоторых насосов [21 ] радиальная дроссель-
ная щель выполняется за РД (перед разгрузочной камерой, из
которой осуществляется отвод протечек в область низкого да-
вления).
Протечки из камеры, расположенной за разгрузочным устрой-
ством, отводятся в трубопровод перед входом в насос или в де-
аэратор. При этом необходимо учитывать их влияние на кавита-
ционный запас, принимая во внимание, что температура жидкости
в разгрузочной камере выше, чем на входе в насос, вследствие ее
приращения при потерях энергии в ПЧ, а также при дросселиро-
вании в системе зазоров разгрузочного устройства.
Отвод протечек из системы разгрузки ПН в деаэратор в ряде
установок считается предпочтительным, так как исключается
попадание перекачиваемой жидкости с повышенной температурой
на вход насоса, создаются лучшие условия для активизации про-
грева насоса (тем самым уменьшается время прогрева при пуске
и остановке) и обеспечивается возможность уменьшения допусти-
мого значения минимальной подачи насоса.
Система уравновешивания ОС разгрузочным поршнем. Раз-
грузочный поршень (см. рис. 2.31, а) рассчитывается на ОС,
составляющую в расчетном режиме около 80—85 % от полной ОС
насоса.
278
,9.1. Схема двухступенчатого разгру-
Ьього поршня

Неуравновешенная составля-
Кцая ОС, появляющаяся при
Каботе на переменных режимах и
Бза износа уплотнений, воспри-
Бмается упорным подшипником.
Отсутствие в этой конструк-
цией торцевой щели создает благо-
приятные условия для обеспече-
н|я возможности кратковременной
работы насоса <всухую» при ава-
рийном возникновении парообразования в насосе. Однако при
этом КПД насоса может уменьшиться на 2—3 % вследствие
значительных потерь как в системе разгрузки, так и в упорном
подшипнике.
В некоторых насосах разгрузочный поршень выполняется
двухступенчатым (рис. 9.1) и его размеры выбираются так, чтобы
зазор Ьд 2г 1 мм.
Уравновешивание ОС изменением вращения жидкости в пазухах
рабочего колеса. Изменение значения ОС в этом случае дости-
гается введением в конструкцию вращающихся вместе с ротором
или неподвижных ребер. При установке в корпусе насоса непо-
движных ребер (например, со стороны ведущего диска РК) осевая
сада возрастает, так как давление в полости между РК и корпусом
н», изменяется с уменьшением радиуса. Уравновешивание ОС
этим способом требует обязательной опытной отработки системы
рвзгрузки.
[К 9.2. Уплотнения
К
Уплотнения являются ответственными элементами в конструк-
ции насосов, в большой степени определяют надежность насоса
несущественно влияют на его экономичность.
Уплотнения разделяются на две категории:
1) препятствующие протечкам из насоса в окружающую среду
(наиболее важны в насосах, предназначенных для перекачивания
радиоактивных, химически активных, высокотемпературных и
токсичных жидкостей);
К 2) препятствующие протечкам между областями с различными
давлениями (наиболее важны в насосах, предназначенных для
работы при малых подачах, — высокоэкономичных, высокотемпе-
ратурных, высоконапорных, высокооборотных).
Ж В насосах существуют следующие виды уплотнений: уплотне-
ния разъемных соединений корпусов и других деталей статора
ротора; концевые уплотнения вала, в том числе стояночные
уплотнения; межступенные уплотнения РК.
279
Сведения о некоторых материалах прокладок для уплотнений
разъемных соединений, регламентированных стандартами, при-
ведены в табл. 9.1.
Концевые уплотнения вала насоса предназначаются для умень-
шения или полного исключения утечек перекачиваемой жидкости
из насоса в месте выхода из его корпуса вала, а также для исклю-
чения возможности попадания воздуха в насос. Кроме того,
концевые уплотнения в ряде конструкций насосов решают вопросы
охлаждения шейки вала и защиты от попадания смазки и ее паров
в подшипники. Все применяемые в современных насосах конце-
вые уплотнения можно разделить по принципу действия на кон-
тактные, бесконтактные и комбинированные.
К контактным уплотнениям относятся: сальниковые (набивоч-
ные), торцевые, уплотнения с «плавающими! кольцами («плава-
ющие»), манжетные и др. К бесконтактным уплотнениям отно-
сятся: щелевые, лабиринтовые и динамические. Комбинированные
уплотнения включают в себя элементы контактных и бесконтакт-
ных уплотнений. Особый тип уплотнений, имеющий ограниченное
внедрение в насосах, представляют бесконтактные магнитожидко-
стные уплотнения.
В контактных уплотнениях вращающиеся и неподвижные
поверхности разделяет гидродинамическая пленка. Если проис-
ходит разрушение этой пленки, то уплотнение работает в режиме
полусухого или сухого трения. В большей мере это происходит
в сальниковых уплотнениях, в меньшей — в торцевых, и почти
исключается в плавающих уплотнениях.
Сальниковые (набивочные) уплотнения. Эти уплотнения нашли
более широкое применение в насосах благодаря простоте их кон-
струкции (см. рис. 6.1 и 6.8). Сведения о материалах набивок для
сальниковых уплотнений регламентированы стандартами и при-
ведены в табл. 9.2. Сальниковые кольца применяются из грубо-
шерстного (ГОСТ 6118—81), полугрубошерстного (ГОСТ 6308—71)
войлока для окружных скоростей до 2 м/с, и тонкошерстного
войлока (ГОСТ 288—72) —до 5 м/с.
Твердость поверхности вала (или его защитной втулки) HRCg
под сальниковыми кольцами должна быть равна 45. При исполь-
зовании в насосах набивочных уплотнений нужно учитывать
следующие их особенности. Для нормальной работы набивочного
уплотнения необходимо обеспечить смазку трущихся поверх-
ностей и отвод выделяющегося в результате трения тепла. В этом
случае затяжка набивочного уплотнения должна осуществляться
так, чтобы через него была обеспечена протечка жидкости в коли-
честве (для воды) 10—15 л/ч. Затяжка уплотнения для исключе-
ния утечек не допускается, так как при этом происходит выгора-
ние смазки уплотнения, что приводит к задирам, поверхности,
контактирующей с набивкой.
Набивочные уплотнения применяют при давлениях до 1,0 МПа
(в некоторых случаях до 2,0 МПа) при окружной скорости уплот-
280
а б л и ц а 9.1
Прокладочные материалы и области их применения
Область применения
К Характеристика прокладки Предель- ное дав- ление, МПа Предель- ная тем- перату- ра, °C Уплотняемая среда
Асбестовая бумага (ГОСТ 23779—79) Асбестовый картон (ГОСТ 2850—80) Асбостальные листы (ГОСТ 12856—75) Шнур асбестовый (ГОСТ 1779—83) — 500 Вода, пар, газы, нефтепро- дукты, щелочная среда
£. Бумага чертежная (ГОСТ 597—73) Калька бумажная (ГОСТ 892—70) Е- i.o 80 Масла, нефтепродукты (для маслопродуктов пропитывает- ся маслом, для нефтепродук- тов — керосином или бензи- ном)
Картон (ГОСТ 3135—82) иепропитанный, пропи- | тайный, латексный 1.6 120 Вода, пар, масла, нефтепро- дукты (для масел и нефтепро- дуктов с пропиткой)
Латунь Л-62 (ГОСТ 2208—75) Медь М3 (ГОСТ 495—77) 30 300 Вода, пар, кислотные раство- ры, щелочи, нефтепродукты, спирты и др.
1 Паронит общего назна- чения (ПОН) (ГОСТ 481—80) К*.; 6,4 2,5 0,25 2,5 От —50 до +450 От —40 до +200 —182 200 Пресная перегретая вода, на- сыщенный и перегретый пар Водные растворы солей, жид- кий аммиак, спирты Жидкий кислород и азот Тяжелые и легкие нефтепро- дукты
ПОН-1 (ГОСТ 481—80) ж?;’ ГО* 4,5 2,5 2,3 450 От —40 до+150 175 Пресная перегретая вода, на- сыщенный и перегретый пар Водные растворы солей, жид- кий аммиак Тяжелые и легкие нефтепро- дукты
В |г? Паронит маслобензо- Естойкий (ПМБ) (ГОСТ 481—80) и/ 3,0 2,0 10,0 300 От —40 до+ 100 От —40 до 50 Тяжелые и легкие нефтепро- дукты Сжиженные углеводороды Рассолы
281
Продолжение табл. 9
Область применения
Характеристика прокладки Предель- ное дав- ление, МПа Предель- ная тем- перату- ра, еС Уплотняемая среда
ПМБ-1 (ГОСТ 481—80) 16,0 10,0 От —40 до +250 От —2 до +50 Тяжелые и легкие нефтепро дукты, масляные фракции Морская вода
Паронит кислотостой- кий (ПК) (ГОСТ 481—80) 2,5 1,0 250 150 Кислоты, щелочи, окислители Органические растворители
Паронит армированный (ПА) (ГОСТ 481—80) 10,0 7,5 450 400 Пресная перегретая вода, на ; сыщенный и перегретый пар 1 Тяжелые и легкие нефтепро- i дукты, масляные фракции
Пластикат полихлорви- ниловый (ГОСТ 16272—79) 1,6 40 V Кислотные растворители, ще лочи, легкие нефтепродукты, | спирты и др.
Свинец (ГОСТ 9559—75; ГОСТ 89—73) 0,6 100 Серная кислота, растворы ! кислот и др. |
Сталь низкоуглероди- стая (ГОСТ 19903—74; ГОСТ 19904—74; ГОСТ 3836—83 и др.) 25 570 Пар, нефтепродукты и др. i 1
Резина листовая техни- ческая (ГОСТ 7338—77), шнур резиновый (ГОСТ 6467—79): кислотощелочестой- кая (КЩ) теплостойкая (Т) морозостойкая (М) маслобензостойкая (МБ) 1,6 От —35 до 50 От—35 до 90 От—45 до 50 От—30 до 50 i i i i Вода, растворы кислот, щело- | чей, масла, бензина и др, | (в зависимости от марок)
Фибра листовая (ГОСТ 14613—83) 1,5 100 Бензин, керосин, масла и др-
Высоколегированные коррозионно-стойкие стали Х13, Х18Н10Т, 0Х18Н10Т и др. (ГОСТ 5632—72; ГОСТ 20072—74) 50,0 585 Вода, пар
282
<0
-
* I
Скорость сколь- жения, м/с ю ю ю г- Ю Ю LQ ю о «-М •—*
Темпе- ратура, °C О оо с Ю —• о С СЧ СЧ со СЧ о о ОС О со ОС СЧ СЧ СЧ С* От -2 до 50
Дав- ле- ние, МПа in о с сч счсо с сс Ю о ос Г сч io о“ с* СО СО о 4,5
Водород- ный по- казатель среды рн 3—10 3—10 4—7 4—14 4—14 4—14 4—14 1—14 1—14
Рабочая среда естовые Жидкие нейтральные и агрессивные среды, нефте- продукты То же Кислые масла, нефтяные продукты, органические растворители Вода, пар, нефтепродукты, органические продукты, угольные шламы То же » » Органические продукты, кислые и щелочные среды Морская вода
Плот- ность, г/см о счсо о со —< -Ф СЧ — —< О —' — —’ — —'
Тип Плетеная, пропитанная жировым антифрикционным составом, на ос- нове нефтяных экстрактов, графи- тированная То же с латунной проволокой Плетеная, пропитанная жировым антифрикционным маслобензо- стойким составом, графитирован- ная Ппртрила пплпрчииринда rnnrhw- тированная, сухая То же, пропитанная антифрик- ционным составом Плетеная с латунной проволокой, прорезиненная, графитированная, сухая То же, пропитанная антифрик- ционным составом Плетеная, пропитанная суспен- зией фторопласта с тальком
Марка АП-31 АПР-31 АМБ дпг АПП АПРПС АПРППП АФТ
3
з
s
5
3

g
X
0>
X
r.I
X
£
283
Продолжение табл. 9.2
Марка Тип Плот- ность, г/см Рабочая среда Водород- ный по- казатель среды pH Дав- ле- ние, МПа Темпе- ратура, °C Скорость сколь- жения, м/с
АГ Плетеная, проклеенная с графи- том 0,9 Вода, питательная вода, органические продукты 4—14 38,0 280 15
АГИ То же, ингибированная Плетеная, пропитанная жировой консистентной смазкой с суспен- зией фторопласта и графита 0,9 То же 4—14 38,0 280 15
АФВ 1,0 Щелочная среда любой концентрации 5—14 2,0 180 15
АФ-1 Плетеная, пропитанная суспен- зией фторопласта 1.2 Дистиллят, бидистиллят, конденсат, вода пресная, питательная, промышлен- ная 1 — 14 3,0 260 15
ПАФС Плетеная, полипропиленовая с ас- бестовым сердечником, пропитан ная суспензией фторопласта со слюдой 1,0 Кремнефтористоводородная кислота 0—14 0,15 70 15
АР Скатанная, прорезиненная 0,8 Промышленная вода, пере- гретый и насыщенный во- дяной пар 6—10 10,0 200 15
АРС То же, с резиновым сердечником 0,8 Неас То же бестоеые 6—10 10,0 200 15
фф ——— 1 1 Плетеная, фторолоновая, пропи- танная суспензией фторопласта 1,4 Серная и азотная кислоты концентрацией до 45 %, со- ляная кислота — до 35 %, органические кислоты 0—12 3,0 От —30 до 100 15
Продолжение та л. ^.*2
Марка Тип Плот- ность, г/см рабочая среда Tv?;' Водород- ный по- казатель среды pH Дав- ле- ние, МПа Темпе- 1 ратура, I °C Скорость | сколь- 1 жения, I м/с 1
УС I Плетеная из углеродных нитей, 0,8 I Серная, соляная, азотная 1 и фосфорная кислоты 0—14 1 6 10 3,0 I 20,0 100 100 30 2
ХБС 1 Плетеная хлопчатобумажная, су- 0,4 Пищевые среды, питьевая 1 вода 5^-10 20,0 100 | 15
ХБП ЛП Плетеная хлопчатобумажная, про- питанная жировым антифрикцион- ным составом, графитированная Плетеная из лубяных 1 пропитанная жировым антифрик- 0,9 0,9 Минеральные масла, у I водороды, нефтяное ЛИБО I То же, морская вода, творы щелочей тле топ- рас- 5—10 Й я 16,0 20.0 130 100 1 15 15
ХБРП ХБТП I ционным составом Плетеная хлопчатобумажная, с тальковым сердечником, пропи- 1 тайная жировым антифрикцион- 1 ным составом То же 1,0 Минеральные масла, про- 1 мышленная вода 1 Промышленная вода, ела- 1 5 10 1 бокислые среды, водяной 1 паР 5—10 1,0 1,0 130 130 15 15
То же, сухая 1 Скатанная, хлопчатобумажн 0,8 То же I а ю 20.0 100 15
ХБТС ХБР , 0,7 Промышленная вода 1 А 1Л 1 20,0 100 15
ХБРС КХБ ЬЭ 1 Скатанная, хлопчатобумажная, компенсирующая 1 I То же 1 Промышленная вода, 1 ная вода соле- 1 6—10 20,0 100 15
няемой поверхности до 20 м/с (в некоторых случаях до 30 м/с)-
температура воды перед набивкой допускается не выше 90 °с’
В высокотемпературных насосах такая температура обеспечив
вается за счет охлаждения корпуса уплотнения холодной водой
устройством гидравлического затвора и другими способами. ДЛд
обеспечения нормальной работы набивочного уплотнения необ-
ходимо, чтобы вибрация насоса не превышала установленных
норм, а центровка, биение и чистота поверхности, контактиру.
ющей с набивкой, соответствовали требованиям, установленным
ТУ и ГОСТ на насос. Число колец набивки рекомендуется при-
нимать от 4 до 6.
Шнуры набивки изготавливаются скручиванием и сплетением
из пеньки, льна, асбеста, джута, фторопласта и цветных металлов
(свинца и меди) и пропитываются консистентными смазками:
техническим жиром, графитом, воском, смолами, дисульфитом
молибдена и др. Для сердечника набивок используются резины,
медная и латунная проволока и др. В насосах применяются ком-
бинированные набивки с хлопковыми тканями, металлической
фольгой и др., а также волокнистые набивки, которые вводятся
в уплотнение специальным шприцем.
Основным недостатком набивочных уплотнений помимо значи-
тельных утечек является их ограниченный ресурс, который
изменяется в широких пределах от 1000 ч и менее до 10 000 ч
и более, в зависимости от условий работы уплотнений.
Набивочные уплотнения требуют постоянного наблюдения
и периодического подтягивания набивки. Этот и другие указанные
недостатки являются причиной того, что набивочные уплотнения
все больше вытесняются из конструкций насосов уплотнениями
других типов.
Торцевые уплотнения. Уплотнения этого типа в последние
годы получили самое широкое распространение в насосостроении
[9, 11, 19] и имеют следующие достоинства: незначительные
утечки (от 0,05 л/ч вплоть до их практически полного отсутствия),
большая долговечность (от 10 000 до 20 000 ч и более), возмож-
ность использования при высоких давлениях перед уплотнениями
(до 30 МПа и выше), а также при вакууме, отсутствие необходимо-
сти постоянного наблюдения и др.
Торцевые уплотнения применяют для перекачивания жидких
и газообразных сред (в том числе радиоактивных, агрессивных
сред, использующихся в химической, нефтехимической и других
отраслях промышленности), при работе с которыми от уплотнения
требуется практически полная герметичность. Их выполняют
с внешним и внутренним подводами уплотняемой среды, одинар-
ными (рис. 9.2), двойными (рис. 9.3), тройными и т. д.
Наиболее распространены в насосах одинарные торцевые
уплотнения. В качестве «пары трения>, в зависимости от назна-
чения, применяют различные материалы: хромоникелевые или
хромомолибденовые термообработанные стали в паре с СИЛИЦИ-
ЯМ
9.2. Торцевое уплотне»
не насоса:
К резиновое кольцо; 2 —
упорная втулка; 3 — вращаю-
щееся кольцо; 4 — неподвижное
кольцо; S — корпус насоса; 6 —
сильфон; 7 — пружина; В —
Кмжет.
Иг"
Рис. 9.3. Двойное торцевое
уплотнение:
I — корпус насоса; 2 — первая
ступень уплотнения; 3 — дрос-
селирующая щель; 4 — вторая
ступень уплотнения
Ид
рованным графитом или с керамикой, углеродистые стали —
с баббитом, стали типа 30X13 — с пропитанной фторопластом
бронзой.
^Широкое применение находят торцевые уплотнения с износо-
IP коррозионно-стойкой парой (оба элемента из силицированного
К »
графита). Рекомендации по материалам других пар трения приве-
дены в работах [9, 11].
В качестве вторичного уплотняющего элемента в торцевых
уплотнениях получили распространение резиновые кольца круг-
лого сечения (например, из резины ИРП-1136). Это объясняется
простотой их формы, высокой герметичностью и надежностью.
Однако в ряде случаев при этом ухудшается радиально-осевая
подвижность пары трения из-за адгезии уплотнительных колец
из резины с сопрягаемыми металлическими поверхностями. Это
в большей части проявляется после длительного нахождения
насосов в бездействии. Для исключения адгезии РТИ рекомен-
дуется применение комбинированных уплотнительных колец (на-
пример, резиновых колец в оболочке из фтор полимера) или защита
металлических поверхностей, сопрягаемых с РТИ, антиадгезион-
ными покрытиями на основе фтор полимеров (лаки, суспензии).
Уплотнения с «плавающими» кольцами. Эти уплотнения при-
меняются [11] при окружных скоростях до 40 м/сек, однако эти
скорости не являются предельными. Высокие температуры и
давления не ограничивают применения этих уплотнений. Утечки
в этом уплотнении больше, чем в торцевом уплотнении, но меньше,
чем в щелевом или набивочном уплотнении.
Конструкция уплотнения с плавающими кольцами насоса
типа ЭЦН-4 показана на рис. 9.4. В этом насосе давление перед
уплотнением 16 МПа, температура воды около 350 °C.
Уплотнения с «плавающими» кольцами можно рассматривать
как совокупность двух уплотнений — торцевого и щелевого.
При этом они отличаются от торцевого уплотнения тем, что в них
отсутствует относительное вращение контактирующих пар (от
проворачивания плавающие кольца фиксируются направляющими
штифтами или шпонками).
В радиальном зазоре осуществляется дросселирование давле-
ния, т. е. образуется уплотнение, которое можно рассматривать
как самоцентрирующееся щелевое. Так же как и в щелевых уплот-
нениях, в них практически отсутствует механическое трение.
Для уменьшения износа торцевых поверхностей в некоторых
типах насосов, например в ГЦН, применяют подвод к ним очи-
щенной воды.
Материалы для плавающих колец должны быть эрозионно-
стойкими, обладать антифрикционными свойствами.
В настоящее время нет надежных методов расчета плавающих
уплотнений, поэтому применение такого уплотнения требует
опытной проверки.
Манжетные уплотнения. Резиновые армированные манжеты
для валов регламентированы ГОСТ 8752—79.
Эти уплотнения предназначаются для работы в воде, минераль-
ном масле, дизельном топливе при избыточном давлении до
0,05 МПа, окружной скорости до 20 м/с и температуре в месте
контакта манжеты с валом от —60 до 170 °C.
288
Рис. 9.4. Уплотнение с плавающими кольцами насоса ЭЦН-4:
/Г— нажимная втулка; 2 — сальниковая набивка; 3 — корпус; 4 — пружина; 5 —
кольцо «плавающее»; 6 — секция; 7 — штифт; 8 — корпус; 9 — нажимное кольцо;
10 — крышка; И — кольцо уплотнительное; 12 — прокладка
..Манжеты изготовляют двух типов: однокромочные и двух-
кромочные с пыльником. Стандарт предусматривает диаметры
валов от 10 до 130 мм, кроме того, в специальных случаях от 6—
9 мм до 140—500 мм. Ресурс манжетного уплотнения должен быть
5000 ч. Сопряженные с манжетой поверхности должны иметь ше-
роховатость Ra для поверхности вала 0,63 мкм или 0,32 мкм, для
отверстия 2,5 мкм; твердость поверхности трения HRQ для
Остального вала не менее 30. В насосах манжетные уплотнения при-
гменяют чаще всего в сочетании с уплотнениями других типов,
гйй Щелевые лабиринтные уплотнения. Принцип работы уплот-
нений этого типа заключается в дросселировании давления в ци-
Цлиндрических щелях.
Щелевые лабиринтные уплотнения могут быть использованы
|практически при любых рабочих давлениях, окружных скоростях
Ей температурах перекачиваемой жидкости. Это обеспечивается
за счет выполнения уплотнения в виде совокупности элементар-
ных щелевых уплотнений, разделенных гидравлическими затво-
L 289
НВЬ.
рами и разгрузочными камерами, поддерживающими такие пере-
пады давлений и температур в элементах уплотнений, при кото-
рых обеспечиваются заданное значение утечек и высокая долго-
вечность уплотнения (25 000 ч и более).
Несмотря на то, что работа этих уплотнений сопровождается
относительно большими потерями энергии (протечки достигают
4—5 %, а иногда 10 % от подачи), они находят широкое распро-
странение в насосах (см. рис. 7.9 и 7.11).
Радиальный зазор в щелевых уплотнениях в насосах ЭС
обычно принимается равным 0,3—0,35 мм. При таком значении
зазоров уплотнения чувствительны к попаданию в дроссельную
щель твердых частиц, поэтому на подводах в гидрозатворы уплот-
нений устанавливаются фильтры (обычно сдвоенные) с ячейками
сетки 0,1—0,2 мм. Для обеспечения минимальных перетечек
в уплотнениях стремятся свести к минимуму перепады давлений
между подводимой в гидравлический затвор холодной и «запирае-
мой» горячей водой. Для этого устанавливают специальные регу-
ляторы перепада давлений, поддерживающие перепады 0,05—
0,15 МПа и менее. Иногда регулирование протечек осуществляется
по импульсу от температуры слива воды из уплотнений.
Применяя в насосах щелевые уплотнения, для исключения
заклинивания ротора необходимо не допускать касания поверх-
ностей уплотнения (это обеспечивается тщательной центровкой
насосов и правильным режимом пуска).
Динамические уплотнения. Уплотнения этого типа по принципу
действия отличаются от ранее рассмотренных типов уплотнений.
В это уплотнение встроен элемент, представляющий собой насос,
создающий противодавление, не позволяющее перекачиваемой
жидкости вытекать через зазор концевого уплотнения вала. При-
меняя это уплотнение, можно обеспечить полную герметичность
насоса.
Из динамических уплотнений наибольшее распространение
в насосах получили уплотнения, выполненные в виде радиальных
или осевых импеллеров, получающих энергию от вращающегося
вала. Радиальные динамические уплотнения выполняют с колесом
открытого или закрытого типа, осевые — с различной нарезкой
(винтовой или лабиринтной). Недостатком уплотнений этого типа
является то, что они не уплотняют вал при остановленном на-
сосе и могут явиться источником кислородонасыщения перекачи-
ваемой насосом жидкости.
Стояночные уплотнения. Щелевые лабиринтные и динамиче-
ские уплотнения при остановке насоса имеют большие значения
внешних утечек, что вынуждает устанавливать дополнительные
стояночные уплотнения, обеспечивающие герметичность концевых
уплотнений при неподвижном роторе.
Наибольшей простотой и надежностью отличаются механиче-
ские стояночные уплотнения. В этих уплотнениях используются
силы инерции, возникающие при вращении вала. Кроме этого
290
рис. 9.5. Схема магнитожидкостного уплотне
к ня:
3 — полюсные наконечники; 2 — кольцевой ма
щит; 4 — вал; б — корпус насоса
существуют конструкции стояночных уплотнений, для действия
^которых используются гидравлические силы и моменты, возни-
кающие при пуске и остановке насоса. Такие уплотнения назы-
вают гидравлическими стояночными уплотнениями.
Г В качестве стояночных уплотнений используются торцевые,
манжетные (в том числе надувные), магнитожидкостные и др.
уплотнения. В насосах применяются также электромагнитные
стояночные уплотнения, в которых используется электромагнит-
ный принцип: при пуске включается электромагнит, размыкающий
уплотнения, а при остановке электромагнит выключается, и
закрытие уплотнения обеспечивает, например, пружина.
ЕГ Комбинированные уплотнения. При высоких давлениях и тем-
пературах, при перекачивании радиоактивных, токсичных, взры-
воопасных и т. п. жидкостей наибольшее применение находят
комбинированные уплотнения. Эти уплотнения сочетают в себе
элементы рассмотренных выше уплотнений.
к Магнитожидкостные уплотнения. Уплотнения этого типа [25]
I имеют следующее устройство: камера концевого уплотнения
Црис. 9.5) заполняется магнитной жидкостью, которая представ-
L ляет собой однородный коллоидный раствор мелкодисперсных
►чдстиц ферромагнитного материала (железо, кобальт и др.) в элек-
тропроводящей жидкости (вода, керосин, смазочное масло, гли-
церин и др.). Магнитная жидкость удерживается в камере уплот-
нения магнитным полем, создаваемым постоянным кольцевым
магнитом 2. Полюса магнита имеют полюсные наконечники 1 и 3.
Особенностью уплотнения является наличие запирающего слоя,
удерживаемого в зазоре магнитным полем.
К Радиальные зазоры в магнитожидкостных уплотнениях состав-
ляют 0,05—0,15 (до 0,5 мм). Преимущества этих уплотнений: от-
сутствие протечек, механического трения, износа; применяются
при любых окружных скоростях и перепадах давления (в том
числе при вакууме), а также в качестве стояночных уплотнений.
ж «Замерзающие» уплотнения. Эти специфические уплотнения
используются в насосах [23 ] для жидких металлов. Принцип их
Iработы заключается в том, что в щелевом проходе между РК и по-
длостью, заполненной инертным газом, создается участок заморо-
женного металла, который удерживается в щели трением и сцепле-
|йием и постоянно скользит по поверхности вала, образуя тонкую,
|достаточно вязкую жидкую пленку.
Еь Протечки в уплотнении такого типа практически отсутствуют
!|(мо>кно добиться абсолютной герметичности насоса). Теплота
291
горячего металла и трения непрерывно отводится охлаждающей
средой — жидкостью или газом. Для уменьшения пускового мо-
мента уплотнения необходимо перед пуском предварительно
разогреть. Размер зазора в нем принимается 0,8—1 мм при длине
втулки уплотнения, равной двум-трем диаметрам вала.
К основным недостаткам замерзающих уплотнений следует
отнести: высокие требования к надежности работы охлаждающей
системы; использование для пуска насоса привода с повышенным
пусковым моментом или специального подрывного устройства.
Уплотнения рабочего колеса. В одноступенчатом насосе два
уплотнения: переднее и межступенное. Уплотнения РК, так же
как и концевые уплотнения вала, могут быть контактными и
бесконтактными. Обычно уплотнения РК выполняются бескон-
тактными однощелевыми, реже — лабиринтовыми двух-, трех-
щелевыми и более. Учитывая, что многощелевые уплотнения мо-
гут явиться источником вибрационных возмущений ротора, ре-
комендуется опытная проверка насоса с такими уплотнениями.
Радиальные зазоры в щелевых уплотнениях обычно прини-
маются равными 0,3—0,35 мм. В некоторых случаях для увеличе-
ния коэффициента сопротивления на уплотняющие поверхности
(чаще всего ротора) наносятся кольцевые канавки. Нужно учи-
тывать, что при этом уменьшаются гидравлические силы, возника-
ющие в уплотнениях, что может неблагоприятно отразиться на
критическом числе оборотов ротора.
В некоторых типах насосов применяются контактные уплот-
нения с плавающими кольцами, а также динамические уплотне-
ния с осевой нарезкой и др.
Материалы уплотнений РК выбираются в зависимости от
назначения насоса и должны обладать высокой эрозионной и кор-
розионной стойкостью, устойчивостью против задирания при ка-
саниях поверхностей скольжения, а также при попадании в ще-
левой зазор твердых включений. Например, для ПН с РК из уг-
леродистой стали уплотнения изготавливают из чугуна СЧ 18-36
или бронзы БрОФ-10-1; для РК из коррозионно-стойкой стали
20X13 рекомендуются для уплотнений термообработанные стали
30X13 (HRCe 45), 37Х12Н8Г8МФБ.
9.3. Подшипники*
В насосостроении находят широкое применение все виды под-
шипников скольжения (гидродинамические и гидростатические)
и качения.
Вопросы конструирования, изготовления и эксплуатации под-
шипников подробно освещены в работах [1, 2, 7, 22, 26, 301.
В подшипниках скольжения чаще всего применяются баббиты—
антифрикционные легкоплавкие пластичные сплавы на основе
олова или свинца с более твердыми включениями (медь, сурьма,
никель и др.).
292
Пластичная основа (олово, свинец) обеспечивает равномерное
прилегание и прирабатываемость вкладыша подшипника к валу,
а твердые включения служат опорой, воспринимающей нагрузку.
Одрвянные (Б88, Б83 и Б83С) и свинцовые (Б 16, БН, БС6) баб-
биты регламентируются ГОСТ 1320—74, кальциевые (БКА,
1бК2) — ГОСТ 1209—78.
^Баббиты широко применяются в насосах для опор подшипников
скольжения (опорных и упорных) благодаря малым потерям на
трение и высокой износостойкости. Допускаются температуры
подшипников до 90 °C, скорости скольжения до 60 м/с. Для под-
шипников, работающих на смазке водой, маслом, бензином,
слабыми кислотами и др., применяются антифрикционные и
графитизированные текстолиты, металлокерамика, фторопласт
и Др*
конструкционный текстолит выпускается по ГОСТ 5—78.
Антифрикционный текстолит имеет предел прочности при сжатии
250 МПа; плотность 1,4 г/см3; графитизированный текстолит —
предел прочности при сжатии 200 МПа, плотность 1,4 г/см3.
^Текстолитовые подшипники используются для работы без
смазки и со смазкой, в том числе при смачивании водой, и могут
работать в активных средах (органические растворители, масло,
бензин, слабые кислоты и др.). Для высоких температур, агрес-
сивных сред и скоростей скольжения до 100 м/с применяются
антифрикционные углеграфитные материалы (графитизированные
материалы, пропитанные баббитом, бронзой, полимерными ком-
позициями на основе «фторопласта-4» и др.).
К В условиях работы без смазывания или смазки, перекачивае-
мой средой при небольших нагрузках, применяются полимерные
материалы и пластмассы, которые обладают малым коэффициентом
трения, высокой износохимической стойкостью, отсутствием схва-
тывания и задираемости.
гФторопласт-4 (политетфторэтилен) отличается небольшим ко-
эффициентом трения и обладает недостаточными прочностью и
износостойкостью. Поэтому применяются металлофторопластовые
подшипники, выполненные из бронзового порошка (с размерами
сферических бронзовых гранул 0,063—0,16 мм), пропитываемого
втиранием композиции, состоящей из 75 % суспензии фторо-
пласта 4ДВ и 25 % дисульфидмолибдена.
^Свойства фторопласта-4 (ГОСТ 10007—80): плотность 2,2 г/см3;
химическая стойкость к минеральным и органическим кислотам,
Щелочам и другим агрессивным средам; в воде смачивается,
но не набухает; недостаточно стоек к радиационному излучению;
при длительном нагревании подвержен ползучести; используется
при температурах до 230 °C.
К Указанные свойства фторопласта-4 определили достаточно
широкое применение в насосах металлофторопластовых подшип-
ников в различных композиционных исполнениях. Такие подшип-
ники обеспечивают возможность использования насосов со смаз-
кой, перекачиваемой водой или другой, близкой к ней по харак-
теристикам, жидкостью. Это позволило создать целый ряд НА
герметичного типа, обладающих минимальными габаритами (см
рис. 7.12).
Необходимо учитывать, что при нагревании фторопласта-4
выше 260 °C могут выделяться летучие продукты термоокисли-
тельной деструкции, содержащие в своем составе фтористый
водород, перфторизобутилен, окись углерода. Для смазки под-
шипников насосов, вкладыши которых изготовлены из баббита,
наиболее часто применяются масла турбинные Т22, ТЗО, Т46 и
Т57 (ГОСТ 32—74) или масла турбинные с присадками, улучшаю-
щими антиокислительные, деэмульгирующие, антикоррозионные
и антипенные свойства масел (ГОСТ 9972—74). Для смазок под-
шипников ПТНА и других насосов ЭС находит применение иввиоль
(синтетическое высокотемпературостойкое турбинное масло на
основе триарилфосфата, полученное при синтезе хлорокиси фос-
фора и фенолов, прозрачное, с плотностью 1,3 г/см3 и температу-
рой вспышки в открытом тигле 240 °C).
Для смазки подшипников насосов также широко применяются
консистентные смазки: пушечная (ГОСТ 19537—83), типа УС
(солидолсинтетическая) ГОСТ 4366—76, универсальная тугоплав-
кая УТ-1 и УТ-2 (консталин жировой) ГОСТ 1957—73, типа
ЦИАТИМ-203 ГОСТ 8773—73, типа АМС (для смазки механизмов,
работающих в воде) ГОСТ 2712—75 и др.
При смазке подшипников водой или другой перекачиваемой
насосом жидкостью требования к смазывающей жидкости опреде-
ляются по ТУ или ГОСТ на насос. Для обеспечения ее механиче-
ской чистоты применяют фильтры грубой (или тонкой) очистки,
фильтры-гидроциклоны и др.
9.4. Приводы насосов и особенности их выбора
Расширение областей применения ЛН привело к увеличению
видов приводных двигателей насосов.
Наиболее широкое применение для привода насосов находят
ЭД переменного трехфазного тока. В специальных случаях приме-
няются ЭД постоянного тока, высокочастотные экранированное
(см. рис. 7.4), мокростаторные (см. рис. 7.5), автономоконтурные
(см. рис. 7.6) и др. При больших мощ-
ностях и высоких частотах вращения,
как правило, используются паровые
турбины. Вместе с этим применяются
также приводы насосов от двигателей
ЭУ, газовых (рис. 9.6) и гидравлических
Рис. 9.6. Схема переносного насоса с газотур-
бинным приводом:
1 — насос (г н = 1200 об/мин); 2 — газовая турбина
(пп 40 000 об/мин); 3 — редуктор
294
Н-
Вурбин (см. рис. 7.20, 7.22), дизелей, пневмоприводов и др. Мощ-
ность привода принимается с запасом, который в зависимости
от назначения насоса изменяется в широких пределах (от 1,05 до
1 3 от мощности, потребляемой насосом).
F Приводы насосов от электродвигателей. Общие технические
ребования к ЭД определяются ГОСТ 183—74; ряд номинальных
рщностей ЭД до 10 000 кВт — ГОСТ 12139—74; номинальные
частоты вращения — ГОСТ 10683—73.
Е Синхронная частота вращения ЭД определяется выражением:
ЕГ ^СИНХр - р 9
|де f — частота тока; р — число пар полюсов.
Частота вращения асинхронного двигателя в результате
скольжения отличается от синхронной. Значение величины сколь-
жения определяется выражением:
Е „ ___ Лсинхр п
Г' О - ,
Лсинхр
где п — действительная частота вращения ротора асинхронного
электродвигателя.
Частота вращения электродвигателей при различных числах
пар полюсов и принятой частоте тока 50 Гц:
Число пар полюсов . ... 1 2 3 4 5 6
Частота вращения ЭД,
об/мин:
синхронного . . . . : 3000 1500 1000 750 600 500
асинхронного . . . 2950 1450 960 730 560 480
Для насосов ТЭС применяют различные ЭД: переменного трех-
зного тока асинхронные с короткозамкнутым ротором; постоян-
ного тока (для насосов, регулируемых изменением частоты вра-
щения); высокочастотные (для высокооборотных насосов); син-
хронные (используются чаще всего для привода насосов мощ-
ностью более 1000 кВт).
В сетях с напряжением 380 В применяют ЭД мощностью не
более 250 кВт (в отдельных случаях 320 кВт); в сетях с напряже-
нием 660 В — не более 600 кВт. В сетях питания крупных ЭД
напряжения обычно составляют 6000—10 000 В. Для привода
I крупных ОН и ЦБН используются и специальные ЭД (например,
вертикальные асинхронные подвесного типа).
Е Требования к трехфазным асинхронным ЭД мощностью от
ЕЮ до 1000 кВт регламентированы ГОСТ 7830—68, мощностью
Г 1000 кВт и более — ГОСТ 9630—80, а трехфазные синхронные
ощностью 10 000 кВт — ГОСТ 8585—68 и ГОСТ 8704—70.
Ж Допустимые уровни шума ЭД определяются по ГОСТ 16372—84,
вибрации ЭД с массой до 200 кг и рабочей частотой вращения от
[ 600 до 12 000 об/мин — по ГОСТ 16921—83; с массой свыше
В 295

2000 кг — по ГОСТ 20815—75. Основные технические характе-
ристики ЭД энергетических насосов приведены в [20].
Электрооборудование (распределительные системы, системы
защит, контрольные устройства) для различных условий исполь-
зования выполняется в следующих видах: открытое, защищенное,
водозащищенное, брызгозащищенное, каплезащищенное, пыле-
защищенное, герметичное, газонепроницаемое и др.
Приводы насосов от паровых турбин. Для высокооборотных
насосов с частотами вращения от 5000 до 12 000 об/мин, имеющих
мощности 500—1000 кВт, как правило, применяются турбины
противодавленческие (у которых отработавший пар используется
в системе ЭУ или для различных технологических целей), одно-
ступенчатые, чаще всего с двумя—тремя ступенями скорости, а для
насосов больших мощностей с частотами вращения до 8500 об/мин
используют противодавленческие турбины развитого типа со
ступенями скорости и несколькими ступенями давления.
На ТЭС с энергоблоками мощностью 500, 800 и 1200 МВт для
привода ПН агрегата применяются приводные турбины конден-
сационного типа (из которых пар отводится в конденсатор для
увеличения используемого в турбине теплоперепада понижением
конечного давления пара конденсацией). Пар к этим приводным
турбинам подводится из отборов главной турбины. Такая схема
позволяет уменьшить расход пара через последние ступени глав-
ной турбины, что упрощает решение сложной задачи создания ло-
паток последних ступеней цилиндра низкого давления главной
турбины; одновременно уменьшается необходимая поверхность
охлаждения ее конденсатора. Все большее применение для при-
вода ПН конденсационные турбины находят на АЭС.
Противодавленческие турбины для привода ПН используются
на ТЭС с энергоблоками мощностью 250 и 300 МВт. Пар на эти
приводные турбины подводится также из промежуточных отборов
главной турбины. Отработавший в приводной турбине ПН пар
используется для нужд теплофикации или возвращается на по-
следние ступени главной турбины.
В качестве примера на рис. 9.7 показана конструкция привод-
ной турбины ОР-12П для ПН-1135-340.
Применение паровых турбин в качестве привода ПН имеет
следующие преимущества: дает возможность работы ПН на сколь-
зящих параметрах, обеспечивая регулирование работы насоса
изменением частоты вращения ротора (исключается необходимость
в применении сложных ГМ, уменьшаются потери, связанные с из-
менением частоты вращения); обусловливает повышение эконо-
мичности НА в широком диапазоне изменения режимов, а также
снижение максимального рабочего давления в нагнетательном
трубопроводе, обеспечивая повышение долговечности арматуры
(с ростом рабочих давлений экономический эффект от применения
приводов с переменной частотой вращения возрастает, а стоимость
такого привода, отнесенная к единице мощности, падает, т. е.
296
эффективность турбинных приводов растет по мере роста мощности
НА); обусловливает возможность создания высокооборотного НА,
исключающего сложный зубчатый мультипликатор, передающий
полную мощность насоса, уменьшает габариты агрегата; позволяет
устранить потери, возникающие (в случае применения ЭД) в глав-
ном генераторе, вспомогательном силовом трансформаторе и
н ЭД; при наличии на ЭС постоянного источника пара для обеспе-
чения резервного питания приводной турбины (или при наличии
в ЭУ специальных пусковых паровых котлов) появляется воз-
можность отказаться от пусковых электронасосов; позволяет
снизить капитальные затраты на распределительные устройства
собственных нужд, так как при этом отпадает необходимость при-
менения мощных трансформаторов, пусковых устройств и элек-
трических сетей, а также упрощается эксплуатация; появляется
возможность увеличения мощности ЭС на 1—2 % без изменения
мощности главного турбогенератора за счет устранения расхода
электрической мощности на привод ПН.
ЕВ конструкцию турбоприводов для обеспечения равномерного
прогрева ротора турбин и исключения случаев прогибов роторов
вводятся валоповоротные устройства, которые обеспечивают про-
ворачивание ротора турбины со скоростью 10—15 об/мин. Одно-
временно при этом проворачиваются роторы питательного и пред-
включенного насосов. Проворачивание роторов насосов (особенно
многоступенчатого ПН при низких частотах вращения при на-
рущениях условий прогрева и др.) может повлечь за собой их
заклинивание. Для исключения этого, в некоторых типах НА
предусматриваются муфты расцепления (механические или магнит-
ные). Такие муфты позволяют осуществлять контрольное опро-
бование регуляторов предельного числа оборотов, установленных
на приводной турбине, при отключенных насосах.
ЕВ некоторых случаях в практике эксплуатации ТНА отказы-
ваются от валоповоротного устройства или применяют для от-
ключения насоса ручные устройства сцепления.
^Приводы предвключенных насосов. Задача выбора привода
предвключенного насоса, обеспечивающего бескавитационную ра-
боту основных насосов в пределах заданного ресурса, требует
оптимального решения. Используются приводы от автономного
ЭД или, при включении предвключенного насоса в состав ПТНА,
привод от приводной турбины ПТНА через входящий в ее состав
понижающий редуктор.
^Применение предвключенного насоса с приводом от автоном-
ного ЭД позволяет устанавливать его на минимальной отметке
(ниже отметки ПН, что снижает отметку деаэратора и сокращает
затраты на капитальное строительство) и включать на общий кол-
лектор (это особенно важно в ЭУ с поперечными связями, так
как позволяет без остановки ПН производить чистку фильтров,
Установленных перед предвключенными насосами, а также
Уменьшать чувствительность насосов к засорению фильтров),
297
298
I 5 сокращать время прогрева при пусках и останов-
ках ПН.
Предвключенный насос в составе ПТНА не требует
Юз автономного привода. Наиболее просто решается регу-
лирование приводов, которое в этом случае обеспечи-
вается приводной турбиной НА. При этом отпадает не-
обходимость в ряде запорной арматуры, уменьшается про-
тяженность трубопроводов предвключенного насоса,
сокращаются общие габариты НУ.
Однако включение предвключенного насоса в состав
питательного НА влечет за собой, особенно при высо-
кой температуре перекачиваемой воды (более 150 °C), зна-
g чительное увеличение времени пуска, т. е. ухудшает мане-
? S?-sL вренные характеристики НА и, следовательно, всей ЭУ.
Учитывая изложенное, выбор типа привода пред-
2 ||.g.o включенных насосов производится исходя из предъяв-
ляемых в каждом конкретном случае требований к на-
2 2-2Sa 9.5. Вопросы расчетов прочности насосов
° 5,1g so- Развитие насосостроения, идущее по пути создания
§ новых типов насосов на все более высокие подачи, давле-
ния, температуры, частоты вращения, напоры единичной
« ступени, при одновременном повышении требований к ним
по показателям надежности, минимальной металлоемко-
« >'|£2g сти, виброшумовым и другим характеристикам, предопре-
| Е I 5 деляет большое значение правильности решения вопросов
о. £2.1*5 5 обеспечения прочности насосов.
’ Вопросы прочности в машиностроении получили ши-
рокое освещение в технической литературе, поэтому
Е । в Данном справочнике приводятся лишь основные задачи,
возникающие при определении прочностных характери-
С) 1’ 1 »я стик насоса, и указываются пути их решения.
™ sl'fel Методы гидравлических расчетов (см. главы 2, 3, 4, 5)
s позволяют определить силы, действующие на элементы
я „в|"е ротора и статора насоса.
| с I |в | Методики расчетов прочности РК, корпуса и крышек
насоса, а также и колебаний вала, приведены в ра-
ь Isglis боте [13]. В качестве дополнительных пособий для
расчета могут быть использованы [1, 3,17, 12, 29 и др.].
При расчетах высоконапорных, высокотемпературных,
высокооборотных насосов необходимо иметь в виду, что
Е ° 8 * ° в их элементы находятся под воздействием гидродинамиче-
ских, гидростатических и инерционных сил. Кроме того,
“«s О вследствие неравномерного нагрева насоса в элементах
насоса появляются температурные напряжения. Эти
“"SSSE напряжения возникают при нестабильных режимах
пуска и остановки насоса, в результате недостаточного времени
для его прогрева, а также как следствие наличия в нем внутрен-
них и внешних связей, препятствующих свободному расширению
элементов.
Температурные напряжения в насосах вызывают деформацию
деталей во времени, что проявляется в виде явления ползучести,
а в некоторых случаях — релаксации (ослабления) напряжений^
которая сказывается на уменьшении контактных напряжений
(например, во фланцевых соединениях, в местах посадки РК на
вал и т. п.).
С учетом указанного в необходимых случаях должны быть про-
изведены расчеты:
для ротора: критических частот вращения вала в воздухе и
в рабочем состоянии с учетом демпфирующего влияния уплотне-
ний ротора [28 ] (в том числе с предельно изношенными уплот-
нениями); усталостной прочности вала с учетом действующих на
него гидростатических и гидродинамических'сил (в том числе сил,
которые могут возникать, например, при перекосе гидравличе-
ской пяты); прочности РК под действием центробежных сил, уси-
лий от контактного давления при посадке на вал с натягом, сил
от передаваемого крутящего момента, а также сил, возникающих
от неравномерного температурного нагрева;
для статора: температурных напряжений и деформаций в кор-
пусе, крышке и в других деталях насоса; усталостной прочности
языка лопаточного отвода и др.
Кроме того, должны быть произведены расчеты прочности
корпусов, крепежа, подшипников, соединительных муфт, зубча-
тых редукторов и других напряженных элементов конструкций
насосов. В зависимости от напряженного состояния деталей и
характеристик перекачиваемой среды, должен быть произведен
выбор материалов деталей насоса.
Глава 10
ВОПРОСЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ
НАСОСОВ
10.1. Характерные неисправности в работе насосов
и методы их устранения
Эксплуатация насосов должна осуществляться на основании
инструкций, разработанных применительно к назначению и тре-
бованиям НУ к технике безопасности, в основу которых должны
быть положены инструкции изготовителя насосов и проек-
танта НУ.
300
I
Выполнение требований этих инструкций является обязатель-
ным условием обеспечения долговечности, надежности и безопас-
ности работы насосов. Вопросы эксплуатации насосов широко
освещены в технической литературе [5, 7, 10, 11J.
Г Наиболее часто встречающиеся неисправности насосов при
эксплуатации, их причины и способы устранения приведены
в табл. 10.1.
К 10.2. Особенности эксплуатации питательных насосов
Питательные насосы относятся к насосам группы надежности 1,
регламентированной ГОСТ 6134—71.
Эксплуатационную надежность ПН характеризуют высокие
показатели, определяемые по ГОСТ 27.002—83 и ГОСТ 23642—79
I (коэффициенты готовности 0,98, технического использования
0,95; межремонтный период 4—5 лет, ресурс до списания
30 лет).
Е Вопросы отказов питательных насосов в работе и меры по их
устранению приобретают особую остроту, поскольку их остановка
вдечет за собой значительное понижение мощности энергоблока,
а в некоторых случаях и его остановку. Опыт эксплуатации ПН
показывает, что большинство их неисправностей возникает в пу-
сковой период ЭС и при этом большая часть отказов наблюдается
в период пуска насоса.
В Наиболее частыми являются отказы (в порядке их частоты):
1) устройства уравновешивания ОС; 2) концевых уплотнений
вала; 3) ротора; 4) корпуса; 5) подшипников. Существенное влия-
ние на работоспособность насоса и срок его службы оказывает
качество питательной воды, обеспечиваемое системами водопод-
готовки и очистки ЭУ.
Основные понятия о водоподготовке. Задачей водоподготовки
является обеспечение необходимого водного режима, исключаю-
щего возникновение условий, при которых вода на отдельных
участках пароводяного тракта ЭС приобретает агрессивные свой-
ства [1, 2, 8].
Процесс удаления из воды растворенных агрессивных газов,
кислорода и углекислоты называется деаэрацией (дегазацией).
Удаление из воды одного кислорода называется обескислорожи-
ванием. Деаэрация воды осуществляется термическим способом,
обескислороживание — химическим.
Обработка воды, поступающей в питательную систему, вклю-
гчает различные технологические процессы: осветление, умягче-
flHHe, обессоливание, обескремнивание, дегазацию и др. В ТУ
i к насосам обычно предъявляются только требования по механиче-
гской чистоте воды и водородному показателю pH [1, 2].
Условие нейтральности водного раствора или воды при 25 °C
г определяется значением pH = 7. Значениям pH < 7 соответ-
ствует кислая среда, а pH >7 — щелочная среда.
301
8
to
Наиболее часто встречающиеся неисправности насосов при эксплуатации, их причины и способы устранения11 *
Неисправность Вероятная причина Способ устранена*
Насос нё обеспечи- вает требуемых по- дачи и давления Насос и система трубопроводов не полностью залиты водой (воздух выпущен не полностью) Засорено сито на входе в насос Не полностью открыта (или закрыта) задвижка на входе в насос Понизилось давление на входе в насос (в пре- дельных случаях — обезвоживание или возник- новение парообразования в насосе) Пропускают (или открыты) вентили на линии Попадание посторонних предметов в каналы ПЧ насоса или во входной трубопровод Перетечки воды по стыкам внутреннего и на- ружного корпусов насоса, уплотнений РК или системы разгрузки ОС Увеличены зазоры по уплотнениям РК или в системе разгрузки ОС РК смещены относительно отводов Двигатель не развивает требуемую частоту вра- щения Для насосов, работающих при вакууме на входе: Открыть и после выпуска воздуха закрыть кла- паны выпуска воздуха Проверить перепад давлений на сите; очистить сито Открыть задвижку; при необходимости провести ревизию задвижки Проверить работу деаэратора и его системы регу лирования. Обеспечить нормальную температуру и необходимый уровень воды Проверить работу предвключенных (бустерных) насосов Обеспечить необходимое давление на входе в насос Обеспечить полное закрытие вентилей и при не- обходимости отремонтировать или заменить не- исправные вентили Вскрыть входной трубопровод и насос. Удалить посторонние предметы Произвести ревизию насоса. При необходимости поверхности стыков наплавить, проточить, обес- печить плотность посадок, заменить прокладки, обеспечить плотность резьбовых соединений Произвести ревизию насоса. Восстановить раз- меры зазоров Произвести ревизию насоса. Восстановить пра- вильное положение РК по формуляру насоса Довести частоту вращения двигателя до нормаль- ной
Повышенная вибра-
ция насоса
превышены значения высоты всасзвания
нли сопротивления входного трубопровода
(недостаточен кавитационный запас)
подсос воздуха через неплотности всоедар |
нениях входного трубопровода, в к°РпУ“
насоса или в концевых уплотнениях вала
насоса
Нарушена центровка насоса с приводным двига-
Реакции от внешних трубопроводов превышают
допустимые
Вибрация внешних трубопроводов передается
Повышенная вибрация приводного двигателя
передается
Кавитация
Нарушены условия подвода запирающей воды
в концевое уплотнение вала насоса (в упло
НИЯХ возможно парообразование)
РД бедствием7которых является возникновение
ЙС иеи7гибающегоР момента.
допустимые усталостные изгибные напряжения
в вале насоса
Увеличены зазоры в "^“«^^аГев^ния^ро-
рован ротор насоса или имеются задевания ро
тора о статор
на насос
в насосе
Обеспечить необходимую ЛТг
нормальные условия входа
Тщательно проверить все соединения, неплот
ности устранить
Проверить и обеспечить центровку в пределах
требований
Пповеоить состояние компенсаторов, °беспе*'™’
нормальные величины реакции от трубопроводов
Устранить вибрацию трубопроводов
Устранить повышенную вибрацию приводного
двигателя ’
Устранить причины кавитации (обеспечить необ-
ходимый кавитационный запас)
. Обеспечить необходимые перепады давлений. Для
Хпечить нормальную работу Рвгуляторот
перепада давлений, установленных перед уплот-
нениями вала насоса
Пппвепить центровку насоса, бой ротора, торце-
ЙГибкое ЭД И пяты. Выявленные отступле-
НИЯ устранить
Перезалить вкладыши или заменить Проверить
ппогиб оотора, отбалансировать ротор ди»ами
чески (допускается балансировка в
опорах) Механическую правку ротора не допу
скать
Продолжение табл. 10.1
304 11 п/р в. А. Знмниикого
уравновешивается.
Ротор «играет» —
неустойчив в осевом
направлении
Неисправность
Осевое усилие не
Повышенная вибра-
ция насоса в период
пуска и остановки
Температура воды
в системе разгрузки
ОС выше допусти-
мой
Увеличенная про-
течка или парение
через концевые уп-
лотнения вала на-
соса
Подшипники нагре-
ваются выше нор-
мальной темпера-
туры
Вероятная причина Способ устранения
Понижена температура масла Обеспечить нормальную температуру масла
Неправильно собраны полумуфты насоса и при- водного двигателя Проверить сборку (совпадение меток)
Нарушено требование по обеспечению перепада Обеспечить перепад температур верха и низа кор-
температур верха и низа корпуса насоса пуса насоса в соответствии с инструкцией
Нарушены условия подвода запирающей воды Обеспечить нормальные перепады давления запи-
к концевым уплотнениям вала рающей воды
Засорена линия подвода конденсата Очистить фильтры, трубопровод, клапаны
Подводится недостаточное количество масла Увеличить подачу масла, при необходимости рас- сверлить отверстия в дроссельных шайбах
Масло загрязнено или обводнено Сменить масло, промыть подшипники и маслоси- стему, проверить маслоохладитель на плотность
Малы зазоры во вкладышах Пришабрить вкладыши по валу
Насос работает при подаче, значение которой Обеспечить нормальный режим работы насоса.
меньше минимально допустимой Проверить исправность вентиля рециркуляции. При необходимости вентиль заменить
Задевание ротора в дросселирующей щели перед Проверить биение ротора и его центровку относи-
системой разгрузки тельно статора. Задевания устранить
Запаривание или кавитация в насосе Обеспечить необходимый кавитационный запас j
РК сдвинуты по отношению лопаточных отводов ^ирт°°еРр^Идьную установку Рк’относнтельно от-
Проверить зазоры и биение ротора. Выявленные
отступления устранить
Зазоры в дросселирующей щели системы раз-
грузки ОС или в уплотнениях РК увеличены
сверх допустимых
Неплотности в соединениях системы разгрузки
ОС с областью нагнетания
Насос заклинился Пуск с закрытой задвижкой на входном трубо-
пои пуске проводе. Пуск с закрытой задвижкой на линии
р у отвода воды из камеры разгрузки ОС
Нарушены требования по чистоте перекачивае-
мой жидкости и системы
Нарушено требование по
температур верха и низа
обеспечению перепада
корпуса насоса
центровке насоса
перекачиваемой
Нарушены требования по
Проточная часть на- Нарушены нормы качества
coca не обеспечивает жидкости
требований по ре-
сурсу Не обеспечен нормальный кавитационный запас
Нарушаются условия эксплуатации насоса
Эксплуатация насоса производится в условиях
повышенной частоты изменений тепловых режи-
мов, при частых пусках и остановках и случаях
нарушений нормальной работы насоса, указан-
ных выше
Проверить сборку системы разгрузки ОС. Обес-
печить плотность
Проверить состояние насоса. Устранить выявлен-
ные неисправности. Обеспечить исключение воз-
можности запуска насоса с закрытыми задв жками
Обеспечить чистоту перекачиваемой жидкости и
системы
Проверить правильность показаний установленных
в корпусе насоса термометров сопротивления.
Обеспечить перепад температур верха и низа кор-
пуса насоса в соответствии с инструкцией
Обеспечить правильную центровку насоса
Обеспечить водоподготовку и чистоту перекачи-
ваемой жидкости в соответствии с установленными
нормами
Обеспечить нормальный кавитационный запас
Исключить эксплуатационные нарушения
Нормализовать
и эксплуатации
персонал
работу ЭУ. К монтажу, ремонтам
насосов не допускать необученный
Поимечание. По выявленным неисправностям, их причинам и произведенным работам
? вахтенный журнал.» в ответственных случаях составлены акты.______________________________
должны быть произведены записи
8
сл
Зависимость pH чистой (нейтральной) воды от температуры
приведена на рис. 10.1. На ТЭС наиболее распространенным яв*
ляется щелочной режим.
Нормы качества питательной воды для котлов сверх-
критических параметров:
Соединения натрия (в пересчета на Na), не более,
мкг/кг.....................................'. . . 10
Кремниевая кислота (в пересчете на SiOg), не более,
мкг/кг............................................... 20
Жесткость, мкг’Экв/кг................................ 0,2
Соединения железа (в пересчете на Fe), не более,
мкг/кг............................................... 10
Соединения меди (в пересчете на Си), не более, мкг/кг 5
Растворенный кислород после деаэратора, не более,
мкг/кг............................................... 10
Показатель pH....................................... 9±0,2
Нефтепродукты, мкг/кг............................. Следы
Аммиак и его соединения (в пересчете на NH<), не
более, мкг/кг ...................................... 500
Избыток гидразина (в пересчете на N2H4), мкг/кг. . От 30 до 100
Значение pH питательной воды для снижения скорости эрозии
деталей оборудования ЭУ должно находиться в пределах 8,5—9,2.
Одним из основных факторов, определяющих характер и интен-
сивность коррозии сталей, является содержание в воде растворен-
ного кислорода. Измерение скорости кислородной коррозии пер-
литной стали показано на рис. 10.2.
На скорость коррозии влияют также скорость движения среды,
ее температура и другие факторы. Деаэрация конденсата и пита-
тельной воды существенно влияет на снижение кислородной
коррозии.
Защита оборудования от стояночной коррозии. При выводе
энергоблока из эксплуатации и снижении давления в нем до атмо-
сферного в систему проникает воздух и под воздействием кисло-
рода протекает так называемая стояночная коррозия. При после-
дующем пуске блока в работу в пароводяной тракт поступает
значительное количество продуктов коррозии, нарушающих нор-
Рис 10.1. Зависимость Нр чистой
воды от температуры
306
Рис. 10.2. График изменения скорости
кислородной коррозии стали в зави-
симости от концентрации кислорода
В конденсате
мальный водный режим, а при остановках энергоблока на теку-
щий или капитальный ремонт неизбежна разгерметизация обо-
рудования.
В качестве методов консервации могут быть выбраны заполне-
ния системы: инертным газом (обычно азотом), деаэрированной
питательной водой с поддержанием в ней избыточного давления
или питательной водой с присадкой гидразина, раствором аммиака
с доведением pH до 10,5—11,0 (возможно сочетание гидразионной
и аммиачной консервации). Стимуляторами коррозии являются
взвешенные вещества, если они содержатся в воде.
Обеспечение требований по механической чистоте перекачи-
ваемой жидкости. Допускаемое содержание в перекачиваемой
жидкости взвешенных твердых включений регламентируется тре-
бованиями ГОСТ и ТУ на насосы.
Первостепенные значения этих требований определяются опыт-
ным путем [13], показывающим, что наиболее частыми причи-
нами повреждений насосов являются попадания в ПЧ инородных
металлических частиц из питательной воды и конденсата, вызы-
вающие преждевременный износ уплотнений РК, концевых уплот-
• нений вала и других элементов насоса. Это приводит к увеличению
протечек в уплотнениях и тем самым к снижению экономичности
насоса, а также к увеличению величины ОС, действующей на
ротор. Наличие инородных частиц в воде может косвенно влиять
и на режим работы энергоблока. Так, например, при пусках
блока мощностью 300 МВт после монтажа вследствие большого
количества инородных частиц на одном из трех установленных
предвключенных насосов обычно производится чистка защитных
сеток на стороне входа (наличие резерва по предвключенным
насосам позволяет не останавливать и не разгружать этот блок).
На энергоблоках мощностью 500, 800 и 1200 МВт, где предвклю-
ченные насосы входят в состав ПТНА (см. п. 7.2), засорение
защитных сеток предвключенных насосов может привести к не-
обходимости снижения нагрузки блока, а возможно и к его оста-
новке. На чистку сеток расходуется значительное время, в неко-
торых случаях до 25—30 ч. Все это время энергоблок работает на
пониженной нагрузке. Таким образом, металлические частицы,
находящиеся в воде (например, сварочный грат, окалина и др.),
могут оказать влияние как на надежность, так и на экономич-
ность энергоблока и могут повлечь за собой аварию насоса (за-
клинивание ПЧ, разрушение гидравлической пяты, концевых
уплотнений вала и др.).
Нарушение работы ПН из-за загрязнения перекачиваемой
воды чаще всего происходит в период их пуска. Пуск ПТНА су-
щественно отличается от пуска ПЭН. Через ПЧ ПЭН практически
сразу же проходит достаточный расход воды с большими скоро-
стями, т. е. возможность попадания инородных тел у этих насо-
сов в щелевые уплотнения РК, в зазоры разгрузочного устройства
и в концевые уплотнения вала меньше, чем у ПТНА, которые
11*
807
Рис. 10.3. Сетчатый фильтр:
1 — фланец; 2 — штуцерно-торцевое соединение; 3 — корпус; 4 — сито; S — фла-
нец; 6 — заглушка промывочного устройства; 7 — палец
длительно прогреваются при малых оборотах ротора и скоростях
воды в ПЧ.
Для предотвращения попадания инородных частиц в насос
рекомендуется: на входе в предвключенный и ПН устанавливать
защитные сетки из нержавеющей стали (проходное сечение сетки
должно в три-четыре раза превышать площадь сечения трубопро-
вода, диаметр отверстий в каркасе сетки 5—10 мм — в зависимости
от значения величины подачи насоса); на период пусков после
монтажа или ремонта на каркас сетки устанавливать мелкую
плетеную сетку (сечение мелкой сетки принимается 0,3—0,4 мм).
Проволочные тканые сетки для сетчатого фильтра (сита)
изготавливают из низкоуглеродистой и высоколегированной ста-
лей, цветных металлов и сплавов (ГОСТ 3187—76 или ГОСТ
6613—73) из бронзы, никеля и полутомпака. Проволоки для сеток
фильтров (сит) изготавливают из низкоуглеродистых (ГОСТ
14964—79) высоколегированных коррозионностойкой и жаро-
стойкой сталей (ГОСТ 18143—72), бронзы (ГОСТ 5017—74),
латуни (ГОСТ 15527—70), никеля и его сплавов (ГОСТ 492—73).
При работе насоса необходимо контролировать перепад давлений
на сетках, который не должен превышать для предвключенных
насосов 0,02 МПа, а для ПН —0,15—0,2 МПа. Для облегчения
очистки и уменьшения его времени целесообразно оборудовать
сетки промывочными устройствами (рис. 10.3). Чтобы обеспечить
очистку сеток без остановок насоса, целесообразно встроить в его
приемный трубопровод две параллельно включенные сетки с за-
движками для их отключения.
Перед вводом насоса в работу после ремонта и монтажа не-
обходимо производить тщательно очистку всех подводящих и
отводящих трубопроводов. Однако установка сеток и фильтров
не может предотвратить полностью попадание в насос мельчайших
твердых частиц, которые способны причинить большой вред при
попадании в уплотнения РК, вала или в устройство разгрузки ОС.
Поэтому перед пуском насоса в эксплуатацию в некоторых уста-
новках производят не только промывку трубопроводов водой
308
Рис. 10.4. График остывания насоса
< ПЭ430-180 (200) после остановки:
| / — температура верхней части наружного
корпуса; 2 — температура нижней части
наружного корпуса; 3 — опускание кор-
к пуса опорного подшипника
Рис. 10.5. Искривление корпуса не
равномерно прогретого насоса
но и продувку их паром при
больших скоростях или щело-
чение, а в ряде случаев уста-
навливают временные уплотнения с расширенными зазорами и др.
Пуск и остановка высокотемпературных ПН. При пуске высо-
l' котемпературных ПН должны быть исключены недопустимые
Е' температурные поводки и деформации корпуса, патрубков и дру-
гих элементов насоса, а также большие температурные перепады
в соединениях деталей ротора и статора. С учетом этого опытным
путем определяется допустимое минимальное время пуска на-
; coca. Пример зависимости изменения перепада температур по
i верхней и нижней частям образующей цилиндра наружного
корпуса ПЭН приведен на рис. 10.4.
В насосах, линии рециркуляции которых объединены в общий
коллектор, возможно при остывании находящегося в резерве
насоса повышение разности температур «верх—низ» корпуса за
счет прогрева верхней его части горячей водой. Эта вода может
поступать в насос через клапан рециркуляции из коллектора при
неплотно закрытом клапане (в этом случае разница температур
корпуса достигает 60 °C), а возникшая при этом разница темпе-
ратур верха и низа корпуса приводит к его изгибу (рис. 10.5),
а также к опусканию подшипников и разворачиванию патруб-
ков насоса, которое может повлечь за собой пропаривание по
фланцам.
В результате деформаций корпуса ротор насоса защемляется

статором, так как внутренние радиальные зазоры между деталями
статора и ротором оказываются полностью выбранными.
Искривление наружного корпуса насоса при большой разнице
температур верха и низа приводит к расцентровке НА, задева-
ниям в ПЧ и к раскрытию торцевого разъема между внутренним и
наружным корпусами. Включение в работу насоса в таком со-
стоянии недопустимо, так как приводит к повышенной его вибра-
ции (в проведенных [5] испытаниях —до 100 мкм), интенсив-
ному износу уплотнений и т. п. При значительной разности тем-
309
ператур верхней и нижней частей корпуса во время пуска насоса
не исключается заклинивание ротора.
Значение прогиба наружного корпуса приближенно можно
подсчитать по следующей формуле:
t MatP
' — 8Л ’
где — разность температур верхней и нижней частей обра-
зующей наружного корпуса цилиндра, °C; at — коэффициент
линейного расширения металла корпуса, мм/мм-град; I—длина
корпуса насоса, мм; R — средний радиус наружного кор-
пуса, мм.
Например, для насосов ПЭ430-180 (200) значения прогибов
при R tv 390 мм; 1а 1750 мм; at — 12-Ю"® мм/мм-град со-
ставляют:
Разность температур А/, °C 15 20 30 40 50 60
Прогиб /, мм ....... 0,17 0,23 0,35 0,47 0,59 0,71
Для ПН с турбинными приводами, установленных на блоках
мощностью 250, 300, 500, 800 и 1200 МВт, инструкциями по об-
служиванию допускаемая разность температур верхней и нижней
частей корпуса насоса установлена 20 °C (такой температурный
перепад обеспечивается при времени пуска около трех часов).
При проверке температурного поля корпуса насоса важна сохран-
ность теплоизоляции (температура на ее поверхности должна быть
не выше 50 °C).
Остановка насоса может быть плановой и аварийной. При пла-
новой остановке насоса в период его охлаждения или при поста-
новке в горячий резерв рекомендуется проверить: отсутствие об-
ратного вращения ротора и закрыт ли обратный клапан; свобод-
ное перемещение от руки дистанционных шайб, установленных
в узле крепления лап корпуса насоса; температуры подшипников
насоса; перепад температур между верхней и нижней частями
образующего наружного цилиндра; перепад давлений запира-
ющего конденсата на концевых уплотнениях вала в установлен-
ных инструкцией пределах.
Аварийную остановку производить в следующих случаях:
при включении аварийной сигнализации; при несработке сигна-
лизации, защит и показаниях контрольно-измерительных при-
боров, выходящих за предельные значения, установленные ин-
струкцией; при возникновении сильной вибрации или явно слы-
шимого металлического шума в насосе; при возникновении в тру-
бопроводах гидравлического удара; при воспламенении масла,
электропроводки, теплоизоляции и др. и невозможности ликви-
дировать его сразу же после его возникновения; при вскипании
воды (парообразовании) в насосе или во входном патрубке; при
частоте вращения ротора насоса выше предельно допустимого
310
, значения; при заклинивании ротора насоса; при давлении масла
ниже минимально допустимого (обычно р > 0,05 МПа); при повы-
шении температуры хотя бы одного из подшипников выше пре-
дельно допустимого значения (обычно не более 80—90 °C); при
заклинивании ротора насоса и др.
10.3. Проверка технического состояния насосов
и соблюдение требований техники безопасности
при эксплуатации
В целях обеспечения нормальной работы насоса кроме обяза-
тельного исключения, возможностей возникновения эксплуата-
ционных неисправностей, указанных в табл. 10.1, должны осу-
ществляться систематические проверки технического состояния
насоса, которые сведены в табл. 10.2.
Анализируя отмеченные в табл. 10.1 основные возможные не-
исправности насоса и проводя проверку по табл. 10.2 для ПН ЭС,
следует учесть следующие особенности их эксплуатации. Для
деаэрации воды на скользящих параметрах давление в аккумуля-
торном баке зависит от давления в нерегулируемом отборе глав-
ной турбины. При изменении нагрузки турбины в этом случае
происходит быстрое снижение давления в деаэраторе, что приво-
дит к вскипанию воды в баке аккумулятора. Необходимо в каждом
конкретном случае определять допустимую скорость снижения
давления в деаэраторе с учетом установочного кавитационного
запаса и скорости течения воды во входном трубопроводе.
Особенности эксплуатации насосов первого контура АЭС (см.
п. 7) определяются наведенной радиоактивностью теплоноси-
теля, которая сохраняется определенное время после воздействия
нейтронного облучения. Допускается только дистанционное об-
служивание и контроль насосного оборудования первого контура.
Ремонтные работы этого оборудования можно производить только
на основании разрешения по результатам дозиметрического ра-
диационного контроля и после его дезактивации и отмывки. При
пуске и обслуживании натриевых ГЦН нужно учитывать, что
для пуска ЭУ из холодного состояния необходим разогрев кон-
тура выше температуры плавления натрия (98 °C).
Большая часть нарушений в работе насоса проявляется прежде
всего в повышении его вибрации. Своевременное обнаружение
повышенной вибрации насоса может предотвратить серьезную
аварию, поэтому рекомендуется производить регулярное вибра-
ционное обследование его работы, которое при анализе позволяет
диагностировать и прогнозировать состояние НА.
С этой же целью целесообразно установить систематический
контроль мощности, потребляемой НА. Это можно осуществить
устройством для измерения крутящего момента вала, измерением
мощности, потребляемой приводным ЭД, или измерением расхода
пара при приводе насоса от паровой турбины, а также термоди-
зп
Таблица 10.2
Рекомендуемые проверки
технического состояния насоса
Проверка Техимческме требования
1. Системы на чистоту (деаэратора, трубопроводов, клапанов, задвижек и др.) 2. Готовности систем к работе 3. Исправности всех контрольно- измерительных приборов 4. Действия блокировок, сигнализа- ции и защит по насосу и приводному двигателю 5. Исправности вентилей сбросного устройства на линии рециркуляции и их систем управления 6. Положения насоса на раме. Зазо- ров по опорным лапам 7. Исправности всех элементов си- стемы подачи запирающей воды кон- цевых уплотнений вала 8. Обеспечения качества перекачи- ваемой жидкости в соответствии с установленными нормами 9. Вращения ротора холодного и прогретого насоса 10. Вибрации подшипников насоса и приводного двигателя 11. Значения основных параметров, характеризующих работу насоса и приводного двигателя Проверить перед первым пуском на- соса после монтажа или ремонта. В процессе работы насоса проверять засоренность снта и своевременно его очищать Проверить перед первым пуском на- личие актов о принятии в эксплуата- цию: предвключенных (бустерных) насосов и их трубопроводов; при- водного двигателя насоса; фундамен- та НА; трубопроводов НА; деаэра- тора с его системой регулирования; насосов и трубопроводов конденсат- ной системы; централизованной си- стемы смазки и др. Проверять перед каждым пуском из ремонта или после продолжительно- го бездействия Проверять перед каждым пуском Проверять перед каждым пуском Проверять перед каждым пуском в холодном и горячем состояниях Проверять перед каждым пуском Проверять в пусковой период и при установившейся работе по инструк- ции, составленной с учетом особен- ностей ЭУ Проверять перед каждым пуском (за- девание ротора не допускается) Проверять во время работы Проверять на различных режимах работы насоса, а также перед плано- во-предупредительными ремонтами
312
Продолжение табл. 10.2
Проверка Технические требования
12. Общего состояния насоса и его ПЧ, а также предвключенного насоса и приводного двигателя 13. Общего состояния обслужива- ющих насос систем и трубопроводов (деаэратора, клапанов, задвижек, теп- лоизоляции и др.) Проверять при планово-предупреди- тельных ремонтах Проверять при планово-предупреди- тельных ремонтах
Примечания: 1. Результаты проверок должны быть занесены в вахтенный
журнал, в ответственных случаях должны составляться акты. 2. Объемы прове-
рок по состоянию насоса перед контролем н демонтажом, для его консервации
и проверок, связанных с особенностями НУ, должны устанавливаться инструк-
циями, составленными проектантом насосной установки НУ или персоналом
по эксплуатации.
намическим методом измерения мощности по разности темпера
тур выхода и входа насоса.
По результатам диагностического анализа состояния насоса
целесообразно устанавливать сроки проведения профилактиче-
ских ремонтов НА.
Насосный агрегат считается в резерве, если после последнего
пуска и остановки он не подвергался полной или частичной раз-
борке, а трубопроводы и арматура не разъединялись. При на-
хождении НА в горячем резерве должна быть обеспечена готов-
ность его к быстрому вводу в эксплуатацию. Для этого необхо-
димо, чтобы насос был прогрет и обеспечивалась в заданных
пределах разность температур верхней и нижней частей его
корпуса.
Для проверки готовности резервного НА рекомендуется
не реже одного раза в месяц производить его пробный пуск с про-
веркой работы КИП, а также систем защит, сигнализации и
автоматики.
Насосный агрегат выводится из резерва при необходимости
.проведения периодических осмотров, планово-предупредительных
или аварийных ремонтов. При этом НА полностью отсоединяется
по всем системам от ЭУ.
Основным условием обеспечения надежной эксплуатации на-
сосного оборудования является выполнение требования, обязы-
вающего допускать к его обслуживанию персонал, знающий
правила технического обслуживания НУ и, прежде всего, пра-
вила техники безопасности.
В инструкции по монтажу и эксплуатации вопросы техники
безопасности должны быть отражены с учетом особенностей ЭУ
и требований, предъявляемых ГОСТ.
313
ПРИЛОЖЕНИЕ
Перечень ГОСТов» упомянутых по тексту
и рекомендуемых к использованию
ГОСТ Наименование Раздел текста
2.103— 68* (1—X—81) 2.114— 70* (1—X—81) 2.115— 70* (6—III—82) 2.116—71 2.118— 73* (2—II—83) 2.119— 73* (2—II—83) 2.120— 73* (2—II—83) ЕСКД. Стадии разработки ЕСКД. Технические условия. Пра- вила построения, изложения и оформ- ления ЕСКД. Технические условия. Поря- док согласования, утверждения и государственной регистрации ЕСКД. Карта технического уровня и качества продукции ЕСКД. Техническое предложение ЕСКД. Эскизный проект ЕСКД. Технический проект 1.10
2.601—68* (4—VII—81) 5.234—72* (1—VI—75) 5.236—71* (1—IX—74)* 5.320—69 5.321—69 ЕСКД. Эксплуатационные документы Насос центробежный секционный нефтяной, марки 5НС-6Х8. Требова- ния к качеству аттестованной про- дукции Насос центробежный питательный ПЭ270-150-2. Требования к качеству аттестованной продукции Насос конденсатный типа ЭКН 72/85. Требования к качеству аттестован- ной продукции Насос циркуляционный типа ЭЦН2700/85. Требования к качеству аттестованной продукции 6.4; 7 6.4 7.2 7.3 8
5.603—70* (1—II—74) 5.604—70* (1—II—74) Насос центробежный многоступенча- тый секционный типа 5МС-7. Требо- вания к качеству аттестованной про- дукции Насос центробежный многоступенча- тый секционный типа 4МС-10-2. Тре- бования к качеству аттестованной продукции 6.4
5.614—74 5.1938—73 Насос осевой поворотно-лопастной типоразмера ОПВ2-НО. Требования к качеству аттестованной продукции Насосы осевые ОВ6-55 и ОВ6-55К. Требования к качеству аттестован- ной продукции 8.1
5.1939—73* (1—IV—75) Насосы центробежные секционные ЦНС180-1422 и ЦНС180-950. Требо- вания к качеству аттестованной про- дукции 6.4
314
Продолжение приложения
гост Наименование Раздел текста
5.1940—73 5.1952—73 5.2018—73* (1—II—77) Насосы центробежные питательные типоразмеров ПЭ580-185-2 и ПЭ580-200-2. Требования к качеству аттестованной продукции Насос центробежный судовой грузо- вой 12ДН-78. Требования к качеству аттестованной продукции Уплотнения торцевые для центро- бежных нефтяных насосов. Требова- ния к качеству аттестованной про- дукции 7.2 6 9.2
5.2019—73 9.014—78* (1—V—82) 9.032—74* (2—V—80) 12.1.003—83 12.1.028—80 12.1.036—81 12.2.003—74* (1—III—79) Насос одноступенчатый моноблоч- ный ГНОМ-10-10. Требования к ка- честву аттестованной продукции ЕСЗКС. Временная противокорро- зионная защита изделий. Общие технические требования ЕСЗКС. Покрытия лакокрасочные. Классификация и обозначения ССБТ. шум. Общие требования без- опасности ССБТ. Шум. Определение шумовых характеристик источников шума. Ориентировочный метод ССБТ. Шум. Допустимые уровни в жилых и общественных зданиях ССБТ. Оборудование производствен- ное. Общие требования безопасности 6; 7; 8
15.001—73* (6—VI—84) 32—74* (2—XI—84) 89—73* (1—X—77) 183—74* (2—V—82) Система разработки и постановки продукции на производство. Основ- ные положения Масла турбинные Роли свинцовые Машины электрические вращающие- ся. Общие технические условия 1.10; 6; 7; 8 9.3 9.2 9.4
288—72* (2—VI—83) 481—80* (1—III—83) 495—77* (2—V—83) 597-73* (2—X—84) 892—70* (4—X—84) Войлок технический тонкошерстный и детали из него для машинострое- ния. Технические условия Паронит и прокладки из него. Тех- нические условия Листы и полосы медные. Техниче- ские условия Бумага чертежная. Технические условия Калька бумажная натуральная. Тех- нические условия 9.2
315
Продолжение приложения
гост Наименование Раздел текста
1209—78 1320—74* (3—X—84) Баббиты кальцевые в чушках. Тех- нические условия Баббиты оловянные и свинцовые. Технические условия 9.3
1412—79* (3—V—84) 1779—83 1957—73* (3—XI—84) 2208—75* (1—II—81) 2712—75* (2—XII—80) 2789—72* (1—VII—80) Отливки из серого чугуна с пластин- чатым графитом. Общие технические условия Шнуры асбестовые. Технические ус- ловия Смазка консталин. Технические ус- ловия Ленты латунные общего назначения. Технические условия Смазка АМС. Технические условия Шероховатость поверхностей. Пара- метры и характеристики 6.3 9.2 9.3 9.2 9.3 6; 7; 8
2850—80 3135—82 Картон асбестовый. Технические ус- ловия Картон кровельный. Технические условия 9.2
3187—76* (1—II—83) 3836—83 4366—76* (3—VIII—82) Сетки проволочные тканные филь- тровые. Технические условия Сталь электротехническая нелегиро- ванная, тонколистовая и ленты. Тех- нические условия Смазка солидол синтетический. Тех- нические условия 10.2 9.2 9.3
5107—70* (1—VI—84) 5152—84 Шнуры льнопеньковые крученые Набивки сальниковые. Технические условия 9.2
5632—72** (3—IX—81) 6000—79* (1—VI—84) 6134—71* (2—X—80) Стали высоколегированные и сплавы коррозионностойкие, жаростойкие и жаропрочные Насосы центробежные конденсатные. Основные параметры Насосы динамические. Методы испы- таний 10 7.3 1.5; 1.8; 1.9; 6; 7; 8; 9; 10
31в
Продолжение приложения
ГОСТ Наименование Раздел текста
6308—71* (2—VI—83) Войлок технический полугрубошерсг- ний и детали из него для машино- строения. Технические условия
6418—81 Войлок технический грубошерстный 9.2
и детали из него для машинострое- ния. Технические условия
6467—79* (1— XI— 82) Шнуры резиновые круглого и прямо-
угольного сечения. Технические ус- ловия •
6661—75* (1—III—81) Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые взрывозащищен- ные серии ВАО мощностью от 0,27 до 100 кВт. Технические условия 9.4
7338—77* (3—V—84) Пластины резиновые и резиноткане- вые. Технические условия 9.2
7958—78* (1—II—84) Насосы центробежные судовых си- стем. Типы и основные параметры 6.5
8752—79* (2—VI—84) Манжеты резиновые армированные 9.2
для валов. Технические условия
9366—80 Насосы осевые. Общие технические 8
9559—75* (1—VII—81) условия Листы свинцовые 9.2
9630—80 Двигатели трехфазные асинхронные напряжением свыше 1000 В. Общие технические условия 9.4
9972—74* (6—VI—83) Масла нефтяные турбинные с при- 9.3
садками. Технические условия
10007—80 Фторопласт-4. Технические условия
10272—77* (3—XII—82) Насосы центробежные двухсторон- него входа. Технические условия 6.2
10407—83 Насосы центробежные многоступен- чатые секционные. Общие техниче- 6.4
ские условия 6.6
10428—79* (5—VI—84) Агрегаты электронасосные центро- бежные скважинные для воды. Об- щие технические условия
10683—73 Машины электрические. Номиналь- ные частоты вращения и допускае- мые отклонения 9.4
11828—75** (3—VII—84) Машины электрические вращающие- ся. Общие методы испытаний 1.8
12139—74 Машины электрические вращающие- ся. Ряд номинальных мощностей 9.4
317
Продолжение приложения
гост Наименование Раздел текста
12856—75* (2—VII—82) 13731—68 14613—83 Листы асбестовые. Технические усло- вия Колебания механические. Общие тре- бования к проведению измерений Фибра листовая. Технические усло- вия 9.2
14964—79* (1—XI—81) 15150—69* (2—IV—83) Проволока для сеток. Технические условия Машины, приборы и другие техниче- ские изделия. Исполнения для раз- личных климатических районов. Ка- тегории, условия эксплуатации, хра- нения и транспортирования в части воздействия климатических факторов внешней среды 10.2 6; 7; 8; 9
15151—69** (2—V—83) 15152—69* (4—VII—83) Машины, приборы и другие техниче- ские изделия для районов с тропи- ческим климатом. Общие техниче- ские условия Изделия резиновые технические для районов с тропическим климатом. Общие технические требования 6.1
16272—79* (1—X—80) Пленка поливинилхлоридная пла- стифицированная техническая. Тех- нические условия 9.2
16311—75* (1—II—80) 16372—84 16921—83 Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые взрывобезопас- ные, серии ВАО, мощностью от 132 до 1000 кВт. Общие технические условия Машины электрические вращающие- ся. Допустимые уровни шума Машины электрические вращающие- ся. Допустимые вибрации 9.4
17398—72 18143—72* (4—III—84) 19537—83 19740—74* (3—VIII—84) Насосы. Термины и определения Проволока из высоколегированной коррозионно-стойкой и жаростойкой стали. Технические условия Смазка пластичная ПСК. Техниче- ские условия Насосы центробежные вертикальные 1—10 10.2 9.3 6.3
19903—74* (1—XII—79) 19904—74* (2—1—83) 20072—74* (1—XII—80) Сталь листовая горячекатаная. Сор- тамент Сталь листовая холоднокатаная. Сор- тамент Сталь теплоустойчивая. Технические условия 9.2
318
Продолжение приложения
ГОСТ Наименование Раздел текста
20763—75* (2—XII—79) 20779—81 20815—75* (2—IX—80) Электронасосы центробежные по- гружные для загрязненных вод. Ос- новные параметры и размеры Экономическая эффективность стан- дартизации. Методы определения фактической экономической эффек- тивности внедренных стандартов Машины электрические вращающие- ся, массой свыше 2000 кг. Вибрации. Допустимые значения и методы испы- таний 6.6 1.10 9.4
22061—76* (1—V—83) 22247—76* (1—VII—82) Машины и техническое оборудова- ние. Система классов точности ба- лансировки. Основные положения Насосы центробежные консольные общего назначения для воды. Техни- ческие условия 6.1
22337—77* (1—V—81) 22465—77 23104—78* (1—VI—84) 24464—80* (1—XII—82) 24465—80 24656—81 Насосы центробежные питательные. Основные параметры Насосы центробежные сетевые. Ос- новные параметры Насосы центробежные питательные, сетевые и конденсатные. Общие тех- нические условия Насосы питательные энергетических блоков АЭС. Общие технические условия Насосы конденсатные энергетических блоков АЭС. Общие технические условия Насосы циркуляционные первого контура энергоблоков в АЭС с реак- торами ВВЭР. Типы, основные па- раметры и общие технические требо- вания 7.2 7.7 7.2; 7.3; 7.7 7.2 7.3 7.5
25364—82 25466—82 Вибрация. Агрегаты паротурбин- ные стационарные. Нормы вибрации и общие требования к проведению измерений Вибрация. Роботы гибкие паротур- бинных агрегатов. Требования к балансировке 7.2
Примечание. В скобках указан номер последнего изменения, номер и год издания информационного указателя стандартов (ЙУС). ♦ Отмечено обозначение стандарта, к которому принято изменение. *♦ Отмечено обозначение стандарта, замененного или отмененного в частях.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
К гл. 1
1. Авиационные центробежные насосные агрегаты/Л. С. Аринушкин,
Р. Б. Абрамович, А. Ю. Поликовскийи др. М.: Машинострое-
ние, 1964. 255 с.
2. Айзен штейн М. Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности.
М.: Гостехздат, 1967. 363 с.
3. Алексапольский Д. Я- Сравнительный анализ потерь в ступени центробеж-
ного компрессора и водяного насоса. — Тр. Харьк. политехи, ин-та, 1951,
вып. 6, с. 5—8.
4. Васильцов Э. А., Невелич В. В. Герметические электронасосы. Л.: Ма-
шиностроение, 1968. 260 с.
5. Вибрация энергетических маши . Справочное пособие/Н. В. Григорьев,
Н. Г. Беликовский, В. К. Дондошанский, Н. И. Дуан.
Л.: Машиностроение, 1973. 169 с.
6. Вукалович М. Л. Термодинамические свойства воды и водяного пара. М.:
Машгиз, 1958. 245 с.
7. Высокооборотные лопаточные насосы/Б. И. Б о р о в с к и й, Н. С. Е р-
шов, Б. В. Овсянников и др. М.: Машиностроение, 1975. 336 с.
8. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы/Т. М. Б а ш т а , С. С. Р у д-
нев, Б. Б. Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1964. 255 с.
9. Горгиджанян С. А., Дягилев А. И. Погружные насосы для водоснабжения
и водопонижения. Л.: Машиностроение, 1968. 111 с.
10. Грянко Л. П.» Зимницкий В. А. Баланс энергии ступени углесоса. — Тр.
Ленингр. политехи, ин-та, 1972, вып., 323, с. 133—136.
И. Ден Г. Н. Механика потока в центробежных компрессорах. Л.: Машино-
строение 1973. 269 с.
12. Домбэ Ю И., Кожевникова Е. И., Панферов Н. Ф. Вопросы разработки
проекта ГОСТ «Насосные термины и определения». — Тр. ВНИИгидромаш,
1972, вып. 43, с. 200—209.
13. Зимницкий В. А. О зависимости протечек через кольцевой зазор от эксцен-
триситета. — Тр. Ленниихиммаш, 1969, вып. 4, с. 96—102.
14. Зимницкий В. А. Протечки через зазор между неподвижным и вращающимся
цилиндрами. — Тр. Ленингр. политехи, ин-та, 1969, вып. 297, с. 56—59.
15. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Ма-
шиностроение, 1975. 560 с.
16. Инструкция о порядке согласованной разработки, утверждений и введения
в действие нормативно-технической документации и оптовых цен на ма-
шины, оборудование и приборы производственно-технического назначения.
РД 50—79—83. М.: Стандартиздат, 1983. 17 с.
17. Карелин В. Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах.
М.: Машиностроение, 1975. 335 с.
18. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1973. 848 с.
19. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Л.: Машиностроение, 1966.
364 с’
20. Малюшенко В. В. Динамические насосы: Атлас. М.: Машиностроение,
1984. 85 с.
820
21. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы: Справочное
пособие М.: Энергоиздат, 1981. 200 с.
22. Марцинковский В. А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. М.:
Машиностроение, 1980. 200 с.
! 23. Ми сюра В. И., Дронов Ю. В. Сравнение экспериментальных характери-
стик дискового и лопаточного центробежных насосов. — Изв. вузов. Сер.
Энергетика. 1972, с. 146—149.
24. Михайлов А. К-, Малюшенко В. В. Лопастные насосы. М.: Машинострое-
ние, 1977. 288 с.

25. Михайлов А.
К., Малюшенко В. В. Конструкция и расчет центробежных
насосов высокого давления. М.: Машиностроение, 1971. 304 с.
( 26. Методика определения оптовых цен на новую продукцию. М.: Прейскурант-
издат, 1979. 35 с.
27. Папир А. Н. Осевые насосы водометных движителей. Л.: Судостроение,
1971. 383 с.
t 28. Перельман Р. Г., Поликовский В. И. Основы теории насосов дискового
типа. — Изв. АН СССР. Сер. Энергетика и транспорт, 1963, № 1, с. 101—
102.
! 29. Перник А. Д. Проблемы кавитации. Л.: Судостроение, 1973. 184 с.
30. Поликовский А. Ю., Лешинер Л. Б. Авиационные центробежные насосные
агрегаты. М.: Машиностроение, 1978. 216 с.
31. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз,
1960. 684 с.
\ 32. Руднев С. С. Основы рабочего процесса вихревых насосов. — Тр. ВНИИ-
гидромаш, L972, вып. 43, с. 3—9.
J 33. Руднев С. С., Кольчугин Б. А., Коворков Л. С. Исследование влияния тем-
пературы воды на кавитационные характеристики насосов. М.: Вести, ма-
шиностроения, 1974, № 6, с. 3—6.
34. Спасский К. М., Шаумян В. В. Новые насосы для малых подач и высоких
напоров. М.: Машиностроение, 1973. 160 с.
35. Степанов А. И. Центробежные и осевые насосы. М. Машгиз, 1960. 464 с.
36. Суханов Д. Я. Работа лопастных насосов на вязких жидкостях. М.: Маш-
гиз, 1952. 34 с.
37. Туркин А. Н. Гидромуфты питательных насосов тепловых электростанций.
М.: Энергия, 1974. 231 с.
38. Чиняев И. А. Лопастные насосы: Справочное пособие. Л.: Машиностроение,
1973.184 с.
39. Яременко О. В. Испытания насосов. М.: Машиностроение, 1976. 224 с.
40. Jamada J. Resistance of a flow through an annulus with an inner rotating
cylinder. — Bull, of ASME, 1962, vol. 5, № 18, p. 14—20.
К гл. 2
1. Агульник P. M. Влияние размеров пазух на радиальную силу и характе-
ристику центробежного насоса. — Тр. ВНИИгидромаш, 1974, вып. 45,
с. 14—24.
2. Айзен штейн М. Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности.
М.: Гостоптехиздат, 1957. 363 с.
3. Байбиков А. С., Караханьян В. К. Гидродинамика вспомогательных трактов
лопастных машин. М.: Машиностроение, 1982. 112 с.
4. Бирюков А. И. Исследование кольцевого подвода циркуляционного насоса:
Автореф. дис. канд. техн. наук. М., 1978. 14 с.
5. Бирюков А. И., Кочевский М. Н., Тимшин А. И. Пересчет характеристик
центробежных насосов при подрезке рабочего колеса. — В кн.: Лопастные
насосы. Л.: Машиностроение, 1975, с. 16—21.
6. Боровский Б. И. К расчету осевых сил в центробежных насосах со спираль-
ными отводами. — Энергомашиностроение, 1971, №9, с. 37—38.
7. Боровский Б. И. Особенности расчета радиальных сил в центробежных на-
сосах с направляющим аппаратом и спиральным отводом. — В кн.: Гидро-
321
динамика лопаточных машин и общая механика. — ВПИ, Воронеж, 1977,
с. 11—17.
8. Вершинин И. М., Сухолуцкий Б. М. Вычисление параметров водяных ха-
рактеристик лопастных насосов на ЭВМ. — Изв. вузов. Сер. Энергетика,
1985, № 9, с. 103—109.
9. Викторов Г. В. Радиальная сила на рабочем колесе центробежного насоса.—
В кн.: Проблемы гидромашиностроения и гидромеханики. — Тр. МЭИ,
М., вып. 404, 1979, с. 19—25.
10. Горгиджанян С. А. Пересчет рабочих характеристик водяных центробеж-
ных насосов при моделировании. — Тр. Ленингр. политехи, ин-та, 1968,
вып. 297, с. 88—96.
11. Горгиджанян С. А., Грянко Л. П., Зимницкий В. А. Структура потока при
входе в центробежное колесо насоса. — Тр. Ленингр. политехи, ин-та,
1969, вып. 310, с. 141—146.
12. Грачев А. В. Влияние формирования лопасти рабочего колеса на струк-
туру потока и характеристики высокооборотной радиально-осевой насос-
турбины: Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1983,
15 с.
13. Грянко Л. П., Зимницкий В. А. Баланс энергии ступени углесоса. — Тр.
Ленингр. политехи, ин-та, 1972, № 323, с. 133—136.
14. Грянко Л. П., Зимницкий В. А. Исследование элементов проточной части
высоконапорного углесоса. — Тр. Ленингр. политехи, ин-та, 1972, вып.
323, с. 127—133.
15. Грянко Л. П., Зимницкий В. А. Определение структуры потока на входе
в насосное колесо. — В кн.: Лопастные насосы. Л.: Машиностроение, 1975,
с. 21—29.
16. Грянко Л. П., Череповицын Л. А. Определение поперечной силы при асим-
метричном распределении параметров потока жидкости на выходе из на-
сосного колеса. — Изв. вузов. Сер. Энергетика, 1981, № 1, с. 67—74.
17. Давыдов И. В. Исследование направляющих аппаратов центробежных
насосов. — Тр. ВИГМ, 1958, вып. 22, с. 72—80.
18. Ершов В. Н. Неустойчивые режимы турбомашин. М.: Машиностроение,
1966. 180 с.
19. Зимницкий В. А. О причинах возникновения противотоков в гидромаши-
нах на режимах малых расходов. — Энергомашиностроение, 1968, № 11,
с. 21—23.
20. Зотов Б. Н. Исследование вибрации центробежных насосов на лопаточных
частотах и ее гидродинамических источников: Автореф. дис. на соиск. учен,
степ. канд. техн. наук. М., 1975. 25 с.
21. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1973.
848 с.
22. Ломакин А. А. Осевые давления в центробежных насосах с учетом зазора
в уплотнительных кольцах. — Советское котлотурбостроение, 1940, № 12,
с. 431—437.
23. Ломакин А. А. Питательные насосы типа СВП-220-280 турбоустановки сверх-
высоких параметров. — Энергомашиностроение, 1955, № 2, с. 1—10.
24. Ломакин А. А. Расчет критического числа оборотов и условие обеспечения
динамической устойчивости роторов высоконапорных гидравлических ма-
шин с учетом сил, возникающих в уплотнениях. — Энергомашиностроение,
1958, № 4, с. 1—5.
25. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Л.: Машиностроение, 1966.
364 с.
26. Малюшенко В. В. Динамические насосы: Атлас. М.: Машиностроение,
1984. 85 с.
27. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы: Справочное
пособие. М.: Энергоиздат, 1981. 200 с.
28. Марцинковский В. А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. М.:
Машиностроение, 1980. 200 с.
29. Марцинковский В. А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов.
М.: Машиностроение, 1970. 271 с.
322
30. Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Лопастные насосы. М.: Машинострое-
ние, 1977. 288 с.
31. Михайлов А. К-, Малюшенко В. В. Конструкция и расчет центробежных
насосов высокого давления. М.: Машиностроение, 1971. 304 с.
32. Овсянников Б. В., Боровский Б. И. Теория и расчет агрегатов питания
жидкостных ракетных двигателей. М.: Машиностроение, 1979. 344 с.
33. Певзнер Б. М. Насосы судовых установок и систем. Л.: Судостроение, 1971.
384 с.
34. Полушкин В. К. Исследование энергетических характеристик радиально-
осевой обратимой гидромашины и выявление путей совершенствования ее
проточной части: Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн, наук Л.
1981. 20 с.
35. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз,
1960. 684 с.
36. Раухман Б. С. Расчет обтекания несжимаемой жидкостью решетки профилей
на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. — Меха-
ника жидкости и газа, 1971, № 1, с. 83—89.
37. Раухман Б. С. Решетка профилей в произвольном слое переменной тол-
щины. — Тр. ЦКТИ, 1971, вып. 106, с. 27—34.
38. Раухман Б. С. Турбины гидравлические. Расчет обтекания пространствен-
ных решеток профилей гидротурбин с программированием на ЭЦВМ, РТМ
24.023.07. — Тр. центр, котлотурб. ин-та 1972. 55 с.
39. Сироткин Я. Л. Аэродинамический расчет лопаток осевых турбомашин.
М.: Машиностроение, 1972. 448 с.
40. Степанов Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашин. М.: Физматиздат,
1965. 512 с.
41. Туркин А. Н., Чегурко Л. Е. Гидравлические пяты питательных насосов. —
В кн.: Лопастные насосы. Л.: Машиностроение, 1975, с. 376—384.
42. Чегурко Л. Е. Разгрузочные устройства питательных насосов тепловых
электростанций. М.: Энергия, 1978. 160 с.
43. Чегурко Л. Е., Васильев В. А. Анализ условия возникновения неустой-
чивости питательного насоса с учетом сил демпфирования в уплотнениях. —
Тр. УФТИ, Челябинск, 1979, вып. XXI, с. 92—96.
44. Чегурко Л. Е., Туркин А. Н. К расчету осевой силы и гидропяты центро-
бежных насосов. М.: ЦИНТИхимнефтемаш. Сер. ХМ-4, 1971, № 4 (14). 20 с.
45. Чурилова В. Е. Исследование статических и динамических характеристик
автоматических уравновешивающих устройств высоконапорных центробеж-
ных машин: Автореф. дис. на соиск. учен. степ. канд. техн. наук. Харьков,
1982. 15 с.
46. Шемель В. Б., Агульник Р. М. Исследование радиальных сил в центробеж-
ных насосах. — Тр. ВИГМ, 1959, вып. 24, с. 26—37.
47. Шкарбуль С. Н. Расчет пространственного пограничного слоя во враща-
ющихся каналах центробежных колес.—Энергомашиностроение, 1973,
№ 1, с. 19—21.
48. Яловой Н. С. Метод проектирования предвключенной ступени конденсат-
ного насоса. — Энергомашиностроение, 1967, № 11, с. 49—52.
49. Янкин Е. И. Исследование и расчет радиальных сил в центробежных на-
сосах с кольцевыми и комбинированными отводами: Автореф. дис. на соиск.
учен. степ. канд. техн. наук. М.: 1983. 16 с.
К гл. 3
1. Белоцерковский С. М., Гиневский А. С., Полонский Я. Е. Силовые и мо-
ментные аэродинамические характеристики решеток тонких профилей. —
В кн.: Промышленная аэродинамика. М.: Оборонгиз, 1962. 127 с.
2. Бураков Г. В. Исследование и разработка метода проектирования рабочих
колес осевых насосов с улучшенной формой характеристик: Автореф. дис.
на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1981. 16 с.
3. Вальчук В. С. Разработка методики проектирования рабочих колес осевых
насосов с требуемой формой распределения скоростей по профилю приме-
323
нительно к условиям работы ГЦН АЭС: Автореф. дне. на соиск. уч. степ,
канд. техн. наук. Л., 1978. 16 с.
4. Вальчук В. С., Папир А. Н. Прогнозирование напорной характеристики
рабочего колеса в осевых насосах/Ленингр. политехи, ин-т. 10 с. Деп.
в ЦИНТИхимнефтемаш. 29.02.82, № 816.
5. Викторов Г. В. Гидродинамическая теория решеток. Мл Высшая школа.
1969. 368 с.
6. Голиков В. А., Папнр А. Н. О влиянии неосесимметричности потока на
напор рабочего колеса осевого насоса/Ленингр. политехи, ин-т. 9 с. Деп.
в ЦИНТИхимнефтемаш. 17.05.79, № 523.
7. Голиков В. А., Кузина А. И., Папир А. К. Влияние концевых явлений
в рабочем колесе на энергетические и кавитационные характеристики осе-
вого насоса/Ленингр. политехи, ин-т. 8 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш.
14.09.80, № 696.
8. Гольдеяштейн А. М., Папир А. Н., Раухман Б. С. Применение методов
расчета трехмерного потока идеальной несжимаемой жидкости к исследова-
нию тихоходных осевых насосов. — Энергомашиностроение, 1973, № 3,
с. 20—27.
9. Думов В. И. Расчет центробежных ступеней насосов с предвключенными
осевыми колесами, обладающими высокими антикавитационными каче-
ствами. — Теплоэнергетика, 1959, № 6, с. 32—40.
10. Евтушенко А. А., Папнр А. Н. Некоторые особенности проектирования
насосных решеток профилей в пространственном потоке жидкости/Ленингр.
политехи, ин-т. И с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 17.09.79, № 552.
11. Евтушенко А. А., Кузина А. И., Папир А. Н. Основы методики проек-
тирования рабочих колес осевых насосов с конической втулкой/Ленингр.
политехи, ин-т. 13 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 21.11.80, № 705.
12. Жуков В. М. Исследование кавитационного разрушения предвключенных
колес центробежных насосов для энергетики: Автореф. дис. канд. техн,
наук. Л., 1978. 16 с.
13. Знмницкий В. А. Методика расчета и исследование элементов проточной
части питательного насоса с повышенными кавитационными качествами:
Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1969. 17 с.
14. Идельчнк И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. Мл Ма-
шиностроение, 1975. 560 с.
15. Карелин В. Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых насосах.
Мл Машгиз, 1963. 256 с.
16. Кузина А. И. Разработка методики проектирования лопастных систем осе-
вых насосов высокой быстроходности: Автореф. дис. на соиск. уч. степ,
канд. техн. наук. Л., 1974. 14 с.
17. Кузина А. И., Папир А. Н. О принципе проектирования малогабаритных
осевых насосов для передвижных мелиоративных станций/Ленингр. поли-
техи. нн-т. 13 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 17.10.79, № 504.
18. Куценко В. А. Исследование работы предвключенных колес в режиме раз-
витой кавитации: Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук.
Л., 1980. 16 с.
19. Лесохин А. Ф. Расчет лопастей рабочих колес осевых турбин (решетка про-
филей конечной толщины). — Тр. Ленингр. политехи, ин-та, 1953, № 5,
с. 49—55. (Энергомашиностроение).
20. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. Мл Наука, 1973. 848 с.
21. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Лл Машиностроение, 1966.
364 с.
22. Маковец Л. В. Усовершенствование методики расчета рабочих колес осевых
насосов: Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1975. 26 с.
23. Малюшенко В. В. Динамические насосы: Атлас. Мл Машиностроение,
1984. 85 с.
24. Мишенко В. М. Турбинный пограничный слой на профиле в решетке. —
Тр. Ленингр. политехи, ин-та, 1965, вып. 248, с. 34—42.
25. Насосы осевые типа «О», «ОП» и центробежные вертикальные типа <В>:
Каталог-справочник. Мл ЦИНТИхимнефтемаш, 1970. 52 с.
824

к
26. Осевые насосы: Каталог-справочник. М.: ВИГМ, 1961. 36 с.
27. Особенности проектирования и эксплуатации одноступенчатых высокона-
nnnuLtv nroDktv иягпглп/А 1Л W v я u и я R C R я п о v v Д M ГТ я-
28
& -
S
Ж-
г
порных осевых насосов/А. И. Ку з и н а, В. С. В а л ьч у к, А. Н. П а-
п и р, В. А. Г о л и к о в/Ленингр. политехи, ин-т. 11 с. Деп. в ЦИНТИ-
химнефтемаш. 24.06.81, № 780.
Папир А. Н. Водометные движители малых судов. Л.: Судостроение, 1970.
254 с.
Папир А. Н. Осевые насосы водометных движителей. Л.: Судостроение,
1965. 251 с.
Полушкин В. К. Исследование работы гидротурбин и обратимых гидро-
машин на нерасчетных режимах при наличии отрывных течений. — Тр.
Центр, котлотурбин. ин-та, 1978, вып. 164, с. 14—20.
Пылаев Н. И., Минасян Р. X. Исследование влияния скорости потока на
развитие кавитационной эрозии. —Тр. Центр котлотурбин. ин-та, 1981,
вып. 186, с. 70—79.
Р’
32. Раухман Б. С. Расчет обтекания несжимаемой жидкостью решетки профилей
на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. — Меха-
ника жидкости и газа, 1971, № 1, с. 83—89.
Раухман Б. С. Решетка профилей в произвольном слое переменной толщины.—
Тр. Центр, котлотурбин. ин-та, 1971, вып. 106, с. 27—34.
Раухман Б. С. Турбины гидравлические. Расчет обтекания пространствен-
ных решеток профилей гидротурбин с программированием на ЭЦВМ.
РТМ 24.023.07. — Тр. Центр, котлотурбин. ин-та, 1972. 55 с.
Раухман Б. С. Усовершенствование методики профилирования лопастных
систем гидромашин. — Тр. Центр, котлотурбин. ин-та, 1978, вып. 164,
с. 21—32.
Раухман Б. С., Полушкин В. К., Тарасова М. А. Пути улучшения энер-
гетических характеристик обратимых гидромашин на основе расчетно-тео-
ретического исследования решеток профилей. — Тр. Центр, котлотурбин.
ин-та. 1981, вып. 186, с. 54—64.
Сапунов С. Г. Некоторые вопросы исследования и проектирования первых
ступеней питательных насосов современных мощных турбоблоков: Автореф.
дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1972. 24 с.
Степанов Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашин. М.: Физматиздат,
1965. 512 с.
Чебаевский В. Ф., Петров В. И. Кавитационные характеристики высоко-
оборотных шнеко-центробежных насосов. М.: Машиностроение, 1973. 151 с.
33
34
35

Р5>
36
jfcr
Г. !>'
37.

38
•&.

К гл. 4

> Л
5
%*
ж-
мЦ-.
4.
Вальчук В. С. Разработка методики проектирования рабочих осевых насосов
с требуемой формой распределения скоростей по профилю применительно
к условиям работы ГЦН АЭС: Автореф. дис. канд. техн. лаук. Л., 1978. 16 с.
Гольденштейн А. М. Исследование и разработка проточной части диаго-
нальных регулируемых насосов: Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд.
техн. наук. Л., 1977. 19 с.
Гольденштейн А. М., Папир А. Н. Определение влияния конечного числа
лопастей на напор радиально-осевого насоса расчетным путем/Ленингр.
политехи, ин-т. 16 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 20.02.81, № 733.
Гольденштейн А. М., Папир А. Н. Расчетный способ оценки влияния формы
лопастей рабочего колеса диагонального насоса на его характеристики/Ле-
нингр. политехи, ин-т. 13 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 20.62.81 , № 734.
Гольденштейн А. М., Папир А. Н., Раухман Б. С. Применение методов
расчета трехмерного потока идеальной несжимаемой жидкости к исследова-
нию тихоходных осевых насосов. — Энергомашиностроение, 1973, № 3,
. с. 20—27.
6
В
3
Евтушенко А. А. Исследование и разработка методики проектирования
диагональных рабочих колес повышенной быстроходности ГЦН: Автореф.
дис. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1979. 22 с.
325
7. Евтушенко А. А., Папир А. Н. Некоторые особенности проектирования
насосных решеток профилей в пространственном потоке жидкости/Ленингр.
политехи, ин-т. И с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 17.09.79, № 552.
8. Евтушенко А. А., Кузина А. И., Папир А. Н. Основы методики проекти-
рования рабочих колес осевых насосов с конической втулкой/Ленингр.
политехи, ин-т. 13 с. Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш. 21.11.80, № 705.
9. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1973. 848 с.
10. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Л.: Машиностроение, 1966.
364 с.
11. Овсянников В. В., Боровский Б. И. К вопросу о передаче энергии в центро-
бежных и осецентробежных насосах циркуляционными и кориолисовыми
силами. — Изв. вузов. Сер. Авиационная техника, 1966, № 4, с. 107—113.
12. Полушкин В. К. Исследование работы гидротурбин и обратимых гидро-
машин на нерасчетных режимах при наличии отрывных течений. — Тр.
Центр, котлотурбин. ин-та, 1978, вып. 164, с. 14—20.
13. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. М.: Машгиз,
1960. 684 с.
14. Раухман Б. С. Расчет обтекания несжимаемой жидкостью решетки профилей
на осесимметричной поверхности тока в слое переменной толщины. — Меха-
ника жидкости и газа, 1971, № 1, с. 83—89.
15. Раухман Б. С. Решетка профилей в произвольном слое переменной тол-
щины.— Тр. Центр, котлотурбин. ин-та, 1971, вып. 106, с. 27—34.
К гл. 5
1. Андрияшев М. М. Графические расчеты гидравлического удара в водово-
дах. М.: Стройиздат, 1969. 64 с.
2. Аршеневский Н. Н. Обратимые гидромашины гидроаккумулирующих элек-
тростанций. М.: Энергия, 1977. 239 с.
3. Аршеневский Н. Н., Поспелов Б. Б. Расчеты процесса пуска гидроагре-
гатов в насосный режим работы. — Гидротехническое строительство, 1979,
№ 2, с. 38—42.
4. Бержерон Л. От гидравлического удара в трубах до разряда в электрической
сети: Пер. с франц. М.: Машгиз, 1962. 348 с.
5. Вишневский К. П. Инструкция по расчету гидравлического удара, вызы-
ваемого выключением насосов, и режима пуска насосов по программам для
ЭЦВМ «Урал-2> и БЭСМ-ЗМ. Гипроводхоз Минводхоза СССР, 1970. 12 с.
6. Вишневский К. П. Применение ЭВМ для расчета нестационарных процессов
движения воды в напорных трубопроводах. — В кн.: Математика и ЭВМ
в мелиорации. М.: ВНИИГиМ, 1971, с. 100—НО.
7. Вишневский К. П., Трофимова В. М. Инструкция к программе расчета
гидравлического удара. — ЦНИПИАСС Госстроя СССР (фонд алгоритмов
и программ для ЭВМ), вып. 1, 1975. 19 с.
8. Гидромеханические переходные процессы в гидроэнергетических установ-
ках/Г. И. Кривченко, Н. Н. Аршеневский, Е. В. К в ят ко в -
с к а я, В. М. К л а б у к о в. М.: Энергия, 1975. 368 с.
9. Дикаревский В. С. Влияние отпора окружающей упругой среды на скорость
распространения ударного импульса в трубах. — Изв. вузов СССР. Сер.
Строительство и архитектура, 1966, № 7, с. 17—22.
10. Дикаревский В. С. Коэффициент гидравлического сопротивления, потери
энергии на внутреннее трение в материале труб, интерференция волн при
гидравлических ударах. — Тр. ЛИИЖТ. Сер. Гидравлический удар в тру-
бопроводах, 1971, вып. 321, с. 73—110.
11. Дикаревский В. С. Скорость распространения ударной волны в напорных
водоводах с учетом нерастворенного воздуха. — Изв. вузов. Сер. Строи-
тельство и архитектура, 1967, № 5, с. 24—29.
12. Ершов В. И. Неустойчивые режимы турбомашин. М.: Машиностроение,
1966. 180 с.
13. Жуковский Н. Е. О гидравлическом ударе в водопроводных трубах. — Бюл.
Политехи, общества. М.» 1899, № 5, с. 255—290.
826
14. Захаров О. В., Эрдрайх В. С. Учет переходных режимов работы крупных
осевых, диагональных и центробежных насосов на стадии проектирования.
М.: ЦИНТИхимнефтемаш, сер. ХМ-4, 1979, № 4, 48 с.
15. Клабуков В. М. О влиянии упругости жидкости и оболочки водовода на
величину гидравлического удара. — Тр. Моск, инж.-строит. ин-та, 1961,
вып. 35, с. 88—97.
16. Климов В. В., Аксельрод С. Б., Головушкин А. М. Саморегулирование
подачи конденсатного насоса. — Энергомашиностроение, 1974, №5, с. 21—24.
17. Кривченко Г. И. Гидравлические машины: Турбины и насосы. 2-е изд.,
перераб. М.: Энергоатомиздат, 1983. 320 с.
18. Курганов А. М., Федоров Н. Ф. Справочник по гидравлическим расчетам
систем водоснабжения и канализации. Л.: Стройиздат, 1978. 424 с.
19. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Л.: Машиностроение, 1966.
364 с.
20. Лямаев Б. Ф., Небольсин Г. П., Нелюбов В. А. Стационарные и переход-
ные процессы в сложных гидросистемах. Методы расчета на ЭВМ. Л.: Ма-
шиностроение, 1978. 192 с.
21. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Насосное оборудование тепловых элек-
тростанций. М.: Энергия, 1975. 280 с.
Г 22. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы. Справочное
пособие. М.: Энергоиздат, 1981. 200 с.
I 23. Мартин Ц. С. Современное состояние теории гидравлических переходных
процессов. — Теоретические основы инженерных расчетов, 1973, № 2,
с. 209—229.
Г 24. Мостков М. А., Башкиров А. А. Расчеты гидравлического удара. М.; Л.:
Госэнергоиздат, 1952. 200 с.
25. Мошнин Л. Ф., Обухов Л. А. Руководство по расчету средств защиты водо-
водов от гидравлических ударов. М.: ВНИИВОДГЕО, 1970. 90 с.
26. Находкин Б. И. Круговая характеристика насоса. — Гидротехника и ме-
лиорация, 1956, № 6, с. 42—47.
27. Некрасов В. М., Баль Б. А. Гидравлическое устройство для срыва вакуума
в сифонном водовыпуске и его влияние на надежность работы насосного блока.
М. ЦИНТИхимнефтемаш, сер. ХМ-4, 1979, №5, 11 с.
L 28. Обратимые гидромашины/Л. П. Г р я н к о, Н. И. 3 у б а р е в, В. А. У м о в,
С. А. Шумилин. Л.: Машиностроение, 1981. 263 с.
к 29. Опыт эксплуатации крупных осевых насосов на магистральных каналах/
О. В. Захаров, В. Я. Карелин, Р. А. Новодережкин и
др. — Гидротехническое строительство, 1976, № 8, с. 20—24.
Г 30. Орлов В. А. Уравнительные резервуары гидроэлектростанций. М.: Энер-
гия, 1968. 179 с.
31. О соотношениях ряда параметров круговых характеристик лопастных ги-
дромашин/А. В. Г р а ч е в, Л. П. Г р я н к о, В. А. У м о в, С. А. Шу-
ми л и н. — В кн.: Повышение эффективности энергетического оборудова-
ния. Сб. науч, трудов ЛПИ. Л., 1982, № 384, с. 46—49.
32. Певзнер Б. М. Насосы установок и систем. Л.: Судостроение, 1971. 384 с.
33. Переходные процессы в крупных осевых насосах/Н. Н.Аршеневский,
В. В. Берлин, Г. И. Кривченко и др. — В кн.: Лопастные насосы.
Л.: Машиностроение, 1975, с. 234—240.
34. Подласов А. В., Герасимов Г. Г. К определению основных параметров
переходных процессов насосных агрегатов. — В кн.: Гидравлика и гидро-
техника. Киев. Техника, 1975, № 20, с. 35—42.
35. Полные статические характеристики быстроходного центробежного на-
соса/А. В. Грачев, Л. П. Г р я н к о, В. А. У м о в, С. А. Ш у м и -
I л и н. — Изв. вузов. Сер. Энергетика, 1981, № 7, с. 72—75.
36. Попов Д. Н. Об особенностях нестационарных потоков в трубах. — Изв.
вузов. Сер. Машиностроение, 1972, № 7, с. 78—82.
| 37. Смирнов А. М., Усталое В. А. Перевод гидроагрегатов в режим синхрон-
ного компенсатора. М.: Энергия, 1974. 104 с.
fc- 38. Смирнов Д. Н., Зубов Л. Б. Гидравлический удар в напорных водоводах.
| М.: Стройиздат, 1975. 125 с.
327
39. Степанов А. И. Центробежные и осевые насосы. М.: Машгиз, 1960. 464 с.
40. Указания по защите водоводов от гидравлического удара. М.: Госстрой*
из дат, 1961. 227 с.
41. Фокс Д. А. Гидравлический анализ неустановившегося течения в трубо*
проводах: Пер. с англ. М.: Энерго и здат, 1981. 248 с.
42. Чарный И. А. Не установившееся движение реальной жидкости в трубах.
М.: Недра, 1975. 296 с.
43. Щапов Н. М. Турбинное оборудование гидростанций. М.: Госэнергоиздат,
1961. 319 с.
44. Эрдрайх В. С. Исследование установившихся и переходных процессов в про*
точной части гидроаккумулирующей электростанции с радиально-осевыми
насос-турбинами: Автореф. дис. на соиск. учен. степ. канд. техн. наук.
М., МИСИ. 1974. 16 с.
45. Эрдрайх В. С., Гонсалес Л. X., Богданов М. Н. Исследование переход-
ных режимов работы крупных осевых и диагональных насосов. — В кн.:
Тез. докл. Всесоюз. науч.-техн. конф, по проблемам и направлениям разви-
тия гидромашиностроения (г. Сумы, 6—7 июня 1978 г.), с. 18—22.
46. Knapp R. Т. Complete Characteristics of Centrifugal Pumps and Their Use
in the Prediction oi Transient Behavior. — Trans. ASME, 1937, Nov., p. 683—
689.
47. Маджаров Л., Христов X. P. Руководство за определяна на гидравличния
удар в напорните тръбопроводи на помпените станции. София: Техника,
1975. 163 с.
48. Parmakian I. Pressure Surges at Large Pump Installations. — Trans. ASME,
1953, vol. 75, p. 995—999.
49. Swanson W. W. Complete Characteristics Cicle Diagram for Turbo-Machi-
nery. Trans. ASME, 1953, vol. 75, p. 819—826.
К гл. 6
1. Воловик С. Я. Насосы общего назначения на тепловых электрических стан-
циях. М.: Энергия, 1978. 111 с.
2. Карелин В. Я., Новодержкин Р. А. Насосные станции с центробежными на-
сосами. М.: Стройиздат, 1983. 224 с.
3. Крупные лопастные насосы для мелиорации, теплоэнергетики и водоснаб-
жения/О. В. Задорнов, В. С. Эрдрайх, Р. И. Жуковский,
Л. Г. Задановский. М.: ЦИНТИхимнефтемаш, сер. ХМ-4, 1979,
с. 72—75.
4. Крупные осевые и центробежные насосы. Монтаж, эксплуатация и ремонт:
Справочное пособие/И. И. К и с е л е в, А. Л. Г е р м а н, Л. М. Л е б е-
д е в, В. В. В а с и л ь е в. М.: Машиностроение, 1977. 184 с.
5. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. Л.: Машиностроение, 1966.
364 с.
6. Малюшенко В. В. Динамические насосы: Атлас. М.: Машиностроение,
J984. 85 с.
7. Певзнер Б. М. Насосы судовых установок и систем. Л.: Судостроение, 1971.
384 с.
8. Погружные электронасосы для воды: Каталог. М.: ЦИНТИхимнефтемаш,
1983. 36 с.
9. Чнняев И. А. Лопастные насосы: Справочное пособие. Л.: Машиностроение.
1973. 184 с.
10. Яременко О. В., Леонова Л. П. Оценка технического уровня и качества
насосов. М.: ЦИНТИхимнефтемаш, сер. ХМ-4, № 2, 1975, с. 15—18.
К гл. 7
1. Абрамович А. Д. Питательные насосы мощных блоков США. М.: НИИин*
формтяжмаш, 1969, с. 21—58.
2. Викторовский В. В., Дубинская М. В., Яковлева Т. К Конденсатный насос
сепаратора-пароперегревателя турбоустановок АЭС. — Тр. ЦКТИ, 1984,
вып. 213, с. 38—48.
828
3. Зоидель В. С., Бобарыкии А. М.» Саарсе Я. М. Опыт промышленного освое*
ния гидротурбонасоса рециркуляции рабочей среды. — Тр» ЦКТИ, 1984»
вып. 213, с. 33—37.
4. Каплун А. В. Питательный ’турбонасос типа ОСПТ-1150 для блока
300 000 кВт. — Энергомашиностроение, 1961, № 10» с. 26—28.
5. Коган Я. Л., Шлемензон К. Т. Расчет основных параметров и разработка
конструкции гидротурбонасоса рециркуляции рабочей среды для котлоагре-
гатов сверхкритического давления. — Тр. ЦКТИ, 1984, вып. 213, с. 16—32.
6. Ломакин А. А., Рис В. Ф., Борисов В. П. Развитие и технический про-
гресс насосостроения и компрессоростроения в Ленинграде. — В кн.: Энер-
гомашиностроение. Л.: Энергоиздат, 1957, с. 143—157.
7. Малюшенко В. В. Динамические насосы: Атлас. М.: Машиностроение. 1984.
85 с.
8. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Насосное оборудование тепловых
электростанций. М.: Энергия, 1975. 280 с.
9. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы: Справочное
пособие. М.: Энергоиздат. 1981. 200 с.
10. Маргулова Т. X. Атомные электрические станции. М.: Высшая школа»
1978. 360 с.
11. Митенков Ф. М., Новинский Э. Г., Будов В. М. Главные циркуляционные
насосы АЭС. М.: Энергоатомиздат, 1984. 320 с.
12. Нормы технологического проектирования тепловых электрических станций
и тепловых сетей. Минэнерго СССР. М.: Энергия, 1974. 80 с.
13. Ошеров С. Я., Борисов В. П., Каплун А. В. Преимущества турбинных
приводов к питательным насосам электрических станций. — Энергомашино-
строение, 1957, № 9, с. 14—18.
14. Правила устройства и безопасной эксплуатации оборудования АЭС, опытных
исследовательских ядерных реакторов и установок. М.: Металлургия, 1973.
103 с.
15. Пырков А. А. Конденсатные насосы. М.: ЦИНТИхимнефтемаш. Сер. ХМ-4,
1975. 36 с.
16. Робожев А. В. Насосы для атомных электрических станций. М.: Энергия,
1979. 135 с.
17. Ситов В. П. Особенности конструкции циркуляционных насосов малой
мощности. — Тр. ЦКТИ, 1984, вып. 213, с. 61—64.
18. Туркин А. Н. Гидромуфты питательных насосов тепловых электростанций.
М.: Энергия, 1974. 231 с.
19. Шлемензон К. Т., Коган Я* Л., Викторовский В. В. Насосы с гидротурбин-
ным приводом в тепловых схемах энергоблоков ГРЭС и АЭС. — Тр. ЦКТИ,
1984, вып. 213, с. 3—15.
20. Ядерные энергетические установки/Б. Г. Г а н ч е в, Л. Л. К л и ш ве-
ский, Р. С. Демешев и др. М.: Энергоатомиздат, 1983. 504 с.
К гл. 8
1. Гольденштейн А. М. Исследование и разработка проточной части диаго-
нальных регулируемых насосов. Автореф. дис. на соиск. уч. степ. канд.
техн. наук. Л., 1977. 19 с.
2. Насосы осевые типа «О», «ОП» и центробежные вертикальные типа «В».
Каталог-справочник. М.: ЦИНТИхимнефтемаш, 1970. 52 с.
3. Осевые насосы. Каталог-справочник. М.: ВИГМ, 1961. 36 с.
К гл. 9
1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. М.: Машино-
строение, 1980, т. 1—3. 728 с.
2. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения:
Справочник. М.: Машиностроение, 1975. 574 с.
3. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г. В. Расчет на прочность деталей
машиностроения: Справочник. М.: Машиностроение, 1979. 702 с.
4. Васильцов Э. А. Бесконтактные уплотнения. Л.: Машиностроение, 1974.
160 с.
329
5. Ворона П. Н., Боярко Н. Н. Создание и исследование упорного гидродина-
мического подшипника ГЦН для АЭС. — Вестник машиностроения, 1980,
№ 8, с. 24—64.
6. Ворона П. Нм Лисицин К. В., Марцинковский В. А. Уплотнения роторов
насосов атомных электростанций. М.: ЦИНТИхимнефтемаш, сер. ХМ-4,
1980. с. 38—40.
7. Воскресенский В. А., Дьяков В. П. Расчет и проектирование опор скольже-
ния (жидкостная смазка). М.: Машиностроение, 1980. 224 с.
8. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора. Л.: Машиностроение,
1983. 464 с.
9. Голубев А. И. Торцевые уплотнения вращающихся валов. М.: Машино-
строение, 1974. 212 с.
10. Голубев Г. А., Кукин Г. М. Уплотнения вращающихся валов. М.: Наука,
1966. 99 с.
11. Голубев Г. А., Кукзаи Г. М., Лазарев Г. Е. Контактные уплотнения враща-
ющихся валов. М.: Машиностроение, 1976. 262 с.
12. Демьянушко И. В., Биргер И. А Расчет на прочность вращающихся дисков.
М.: Машиностроение, 1978. 247 с.
13. Елисеев Б. М. Расчет деталей центробежных насосов. М.: Машиностроение,
1975. 208 с.
14. Имбрицкий М. И. Справочник по арматуре тепловых электростанций. М.:
Энергоиздат, 1981. 304 с.
15. Кацнельсон М. Ю., Балаев Г. А. Полимерные материалы: Справочник.
Л.: Химия, 1982. 317 с.
16. Кельзон А. С., Журавлев Ю. Н., Ян варев Н. В. Расчет и конструирование
роторных машин. Л.: Машиностроение, 1977. 287 с.
17. Левин А. В. Рабочие лопатки и диски паровых турбин. М.; Л.: Энерго-
издат, 1953. 624 с.
18. Лукашевич В. Э., Дикарев В. И., Кремов Б. А. Новый унифицированный
конденсационный турбопривод питательных насосов блоков 500 и 800 МВт. —
Теплоэнергетика, 1973, № 11, с. 15—17.
19. Майер Э. Торцевые уплотнения. Пер. с нем. М.: Машиностроение, 1978. 228 с.
20. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Энергетические насосы: Справочное
пособие. М.: Энергоиздат. 1981.200 с.
21. Марцинковский В. А. Бесконтактные уплотнения роторных машин. М.:
Машиностроение, 1980. 200 с.
22. Машиностроительные материалы: Краткий справочник/В. М. Раска-
тов, В. С. Чуден ко в, Н. Ф. Б е с с о н о в а и др. М.: Машино-
строение, 1980. 511 с.
23. Митенков Ф. М., Новинский Э. Г., Бузов В. М. Главные циркуляционные
насосы АЭС. М.: Энергоатомиздат, 1984. 320 с.
24. Моисеев А. А., Розенберг А. Н. Расчет прочности судовых паровых и газо-
вых турбозубчатых агрегатов. Л.: Судостроение, 1970. 430 с.
25. Орлов Л. П., Фортман В. Е. Магнитожидкостные уплотнения вращающихся
валов. Минск: ИТМО, 1979, № 8. 30 с.
26. Подшипники качения: Справочник-каталог/Р. В. Коросташевский,
В. Н. Н а р ы ш к и н, В. Ф. С т а р о с т и н и др. М.: Машиностроение,
1984. 280 с.
27. Робожев А. В. Насосы для атомных электрических станций. М.: Энергия,
1979. 135 с.
28. Рогайлин М. И., Чалых Е. Ф. Справочник по углеграфитовым материа-
лам. Л.: Химия, 1975. 353 с.
29. Расчет и конструирование трубопроводов: Справочное пособие/Б. В. 3 в е р ь-
к о в, Д. Л. К о с т о в е ц к и й, Ш. Н. Кац и др. Л.: Машинострое-
ние, 1979. 245 с.
30. Расчет подшипников скольжения: Справочник/Б. И. Квитницкий,
Н. Ф. К и р к а ч, Ю. Д. П о л т а в с к и й и др. М.: Машиностроение,
1979. 69 с.
31. Рудис М. А. О гидродинамическом моменте в разгрузочном диске центро-
бежного насоса. — Тр. ВНИИгидромаша, 1961, вып. XXIX, с. 135—140.
830
32. Семенов А. П., Савинский Ю. Э. Металлофторопластовые подшипники. М.:
Машиностроение, 1976. 340 с.
33. Синев Н. М., Удовиченко П. М. Бессальниковые водяные насосы. М.:
Атомиздат, 1972. 495 с.
34. Справочник монтажника тепловых и атомных электростанций/Д. Я. В и-
ницкий, В. М. Бендерский, Л. Д. Гинзбург-Ших и др.
М.: Энергоиздат, 1981. 928 с.
35. Трухний А. Н., Лосев С. М. Стационарные паровые турбины. М.: Энерго-
издат, 1981. 456 с.
36. Туркин А. Н. К оценке гидравлической эффективности разгрузочных уст-
ройств питательных насосов ТЭС. — Теплоэнергетика, 1982, № 6, с. 31—34.
37. Туркин А. Н., Чегурко Л. Е. Гидравлические пяты питательных насосов.—
В кн.: Лопастные насосы. Л.: Машиностроение, 1975, с. 376—384.
38. Чегурко Л. Е. Разгрузочные устройства питательных насосов тепловых
электростанций. М.: Энергия, 1978. 160 с.
39. Юдицкий Ф. Л. Неметаллические уплотнения в судовых энергетических
установках. Л.: Судостроение, 1971. 247 с.
К гл. 10
1. Акользин П. А., Маргулова Т. X., Мартынова О. Н. Водный режим паро
турбинных блоков сверхкритических параметров. М.: Энергия, 1972. 174 с
2. Белан Ф. И. Водоподготовка. М.: Энергия, 1979. 208 с.
3. Особенности конструкции и опыт эксплуатации главных циркуляционных
насосов АЭС «Ловиса» с реактором БВЭР-440 в Фйнляндии/Д. И о ф е,
И. Куйяла, И. Темпери и др. — Теплоэнергетика, 1980, Ns 4,
с. 35—41.
4. Пособие для изучения «Правил технической эксплуатации электрических
станций и сетей». Теплотехническая часть. М.: Энергия, 1978, 352 с.
5. Поспелов Д. Н., Никулин В. Д. Эксплуатация питательных насосов высокого
давления. — Энергетик, 1965, № 5, с. 24—26.
6. Правила измерения расхода газов и жидкостей стандартными сужающими
устройствами РД50-213-80. М.: Изд-во стандартов, 1982. 319 с.
7. Правила технической эксплуатации тепловых электрических станций и
сетей. М.: Энергия, 1974. 38 с.
8. Ратнер А. В., Зеленский В. Г. Эрозия материалов теплоэнергетического
оборудования. М. Энергия, 1966. 271 с.
9. Самарин А. А., Адаменков К. А. Виброакустическая диагностика состоя-
ния ГЦН первого контура АЭС с ВВЭР. — Теплоэнергетика, 1974, Ns 6,
с. 19—23.
10. Слонимский И. Б. Монтаж насосов энергетических блоков. М.: Энергия,
1978. 336 с.
11. Смирнов А. Д., Антипов К. М. Справочная книжка энергетика. М.: Энерго-
стандарт, 1984. 440 с.
12. Температурный изгиб корпусов паровых турбин. — Теплоэнергетика, 1965,
№ 10, с. 17—20.
13. Тишенинов И. А. Попадание сварочного грата в проточную часть питатель-
ных насосов. М.: Трест ОРГРЭС, 1971. 10 с.
14. Туркин А. Н., Чегурко В. Е. Причины износа уплотнений рабочих колес
питательных насосов ПЭ430-200. — Электрические станции, 1968. Ns 6,
с. 27—30.
15. Anderson Н. Centrifugal pumps beyond the 2-nd millennium «Pumps 79, 6-th
Techn. Conf. British Pump Manufacturers Association, Canterbury, 1979. —
Bedford, 1979, p. 253—270.
16. Grist E. Andvanced Glass Bolier Feed Pumps — operating Experience. 7-th
Techn. Conf. British Pump Manufacturers Association, — York, Paper 1,
1981, p. 1—21.
17. Макау E. Better Understanding of Sources of Feed pump Damage Boosts Per-
formance, Reliability — Power, 1979, vol. 123, N 6, p. 72—74.
18. Макау E. Enlarged radial gap in feed pumps a remedy with minimal side ef-
fects—Power, 1981, vol. 125, N 3, p. 76—77.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие....................................................... 3
Условные обозначения и сокращения ................................ 4
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О НАСОСАХ....................... 7
1.1. Определения, основные параметры и типы насосов............... —
1.2. Основное уравнение работы насоса............................. 8
1.3. Условия подобия, коэффициент быстроходности и области примене-
ния насосов ...................................................... 9
1.4. Потери в насосах. Масштабный эффект......................... 12
1.5. Кавитация и допустимая высота всасывания.................... 21
1.6. Характеристики насосов...................................... 27
1.7. Работа насосов на различных жидкостях....................... 29
1.8. Испытания насосов .......................................... 33
1.9. Классификация лопастных насосов............................. 40
1.10. Выбор насоса по данным каталогов. Порядок проектирования и
постановки на производство насоса нового типа.................... 43
Глава 2. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ЦЕН-
ТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК 46
2.1. Физические основы работы центробежного рабочего колеса с бесконеч-
ным и конечным числом лопастей ........................... —
2.2. Выбор основных размеров и расчет центробежного рабочего колеса 48
2.3. Расчет элементов проточной части корпуса насоса.............. 59
2.4. Работа центробежного насоса на нерасчетных режимах. Расчет потерь
гидравлического торможения........................................ 65
2.5. Анализ факторов, определяющих форму напорной характеристики
центробежных насосов.............................................. 68
2.6. Определение числа ступеней и приближенное построение характе-
ристик насосов ................................................... 70
2.7. Способы пересчета характеристик центробежных насосов......... 72
2.8. Расчет сил, действующих на ротор центробежного насоса, и способы
их уравновешивания................................................ 73
Гл ав а 3. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ОСЕ-
ВЫХ НАСОСОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИК ............................. 86
3.1. Характеристики прямой гидродинамической решетки профилей —
3.2. Расчет потерь энергии в осевых насосах....................... 89
3.3. Выбор основных конструктивных параметров лопастных систем 91
3.4. Упрощенный метод расчета прямых решеток профилей............. 98
3.5. Влияние вязкости жидкости на напор и форму напорной характе
ристики ......................................................... 108
3.6. Краткие сведения об уточненных способах расчета лопастей рабо-
чего колеса...................................................... 109
3.7. Расчет ожидаемых энергетических и кавитационных характеристик
осевого насоса и его рабочего колеса . ...................... 113
332
3.8. Расчет сил, действующих на рабочее колесо, и прочности лопасти 115
3.9. Выбор подводов и отводов осевых насосов........................ 118
3.10. Характеристики осевых насосов............................... 124
ЗЛЕ Основы расчета предвключенных осевых рабочих колес комбини-
рованных ступеней.......................................... 129
Глава 4. РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ПРО-
ТОЧНОЙ ЧАСТИ ДИАГОНАЛЬНЫХ НАСОСОВ. . . 132
4.1. Основные определения и схемы насосов.....................
4.2. Особенности проектирования проточной части диагональных рабо-
чих колес...................................................... 134
4.3. Определение формы меридианного сечения диагонального колеса 135
4.4. Методика проектирования рабочего колеса с комплексным использо-
ванием струйного и решеточного методов......................... 136
4.5. Методика проектирования диагонального рабочего колеса с исполь-
зованием прямых гидродинамических решеток профилей............. 138
4.6. Расчет и проектирование отводов................................ 141
4.7. Форма напорной характеристики диагональных насосов............... —
Гл а в а 5. ПЕРЕХОДНЫЕ ПРОЦЕССЫ И ВОПРОСЫ РЕГУ-
ЛИРОВАНИЯ НАСОСОВ.............................................. 142
5.1. Режимы работы насосов, типы переходных процессов................. —
5.2. Совместная работа насоса и его внешней сети.................... 143
5.3. Круговые и полные статические характеристики лопастных насосов 145
5.4. Основные параметры переходных процессов после потери привода
и их приближенное определение.................................. 154
5.5. Методы расчета параметров при переходных процессах после потери
привода........................................................ 161
5.6. Особенности переходных процессов в крупных насосах............. 166
5.7. Неустойчивая работа насосов.................................... 170
5.8. Последовательная и параллельная работа насосов................. 172
5.9, Регулирование работы насосов .................................. 175
Глава 6. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ОБЩЕГО И СПЕЦИАЛЬ-
НОГО НАЗНАЧЕНИЯ .................................................... 179
6.1. Консольные насосы с осевым входом (типы К, КМ)................... —
6.2. Насосы двустороннего входа (тип Д)............................. 183
6.3. Крупные центробежные вертикальные насосы (тип В)....... 187
6.4. Многоступенчатые секционные насосы (типы ЦНС и ЦНСГ) .... 191
6.5. Судовые насосы................................................. 197
6.6. Погружные скважинные насосы.................................... 199
Глава 7. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ НАСОСЫ...................................... 205
7.1. Основные группы энергетических насосов........................... —
7.2. Питательные насосы............................................. 206
7.3. Конденсатные насосы............................................ 228
7.4. Блочные (многокомпонентные) исполнения насосных агрегатов . . . 238
7.5. Главные циркуляционные насосы АЭС.............................. 241
7.6. Рециркуляционные насосы 245
7.7. Сетевые насосы ............................................... 247
Глава 8. ОСЕВЫЕ И ДИАГОНАЛЬНЫЕ НАСОСЫ............................... 252
8.1. Осевые насосы общего назначения.................................. —
8,2. Диагональные поворотно-лопастные насосы........................ 269
8.3. Особенности конструкции поворотно-лопастных осевых и диагональ-
ных насосов......................... ......................... 273
333
Системы уравновешивания осевой силы . .
Уплотнения.............................
Подшипники..............................
Приводы насосов и особенности их выбора
Вопросы расчетов прочности насосов . . .
Гл а
10.1.
Глава 9. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИЙ И ПРИВОДЫ НАСОСОВ^
9.1.
9.2.
9.3.
9.4.
9.5.
276
W Н
Ш 279
292
' ж. 294
« 299
10.2.
10.3.
в а 10. ВОПРОСЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ НАСОСОВ....................)
Характерные неисправности в работе насосов и методы их устра-Л
нения ..................................................
Особенности эксплуатации питательных насосов.........♦ < 301
Проверка технического состояния насосов и соблюдение требова- Wgj
ний техники безопасности при эксплуатации..............^-Шзц
Приложение..................................................*Ж^314
Список литературы............................................'^320
•о

й
И’
Справочник специалиста
ВЛАДИМИР АНАТОЛЬЕВИЧ ЗИМНИЦКИЙ,
АНАТОЛИЙ ВЛАДИМИРОВИЧ КАПЛУН,
|АБРАМ НУТОВИЧ ПАПИР|, ВАЛЕРИЙ АЛЕКСЕЕВИЧ
УМОВ
ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
Ж
Редакторы: Я. С. Аникиева, Н. В. Сергеева
Художественный редактор С. С. Венедиктов
Технический редактор П. В. Шиканова хЙ
Корректоры: Т. Н. Гринчук, А. И. Лавриненко, Е. П. Свирина
Переплет художника В. М. Иванова ji
ИБ № 4131
Сдано в набор 07.05.86. Подписано в печать 18.11.86. М-20254.
Формат 60х90*/1в. Бумага офсетная.
Гарнитура литературная. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 21,0. Усл. кр.-отт. 21,0. Уч.-изд. л. 23,16.
Тираж 8000 экз. Заказ 131. Цена 1 р. 50 к.
Ленинградское отделение ордена Трудового Красного Знамени
издательства «Машиностроение». 191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типография Кв 6 ордена Трудового Красного Знамени
Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, г. Ленинград, ул. Моисеенко, 10
ЛИНИЯ ОТРЕЗА
УВАЖАЕМЫЙ ЧИТАТЕЛЬ!
С целью получения информации о качестве
наших изданий просим Вас в прилагаемой
анкете подчеркнуть позиции, соответствующие
Вашей оценке этой книги.
1. В книге существует
а) острая необходимость
б) значительная потребность
в) незначительная потребность
2. Эффективность книги с точки зрения
практического вклада в отрасль
а) весьма высокая
б) высокая
в) сомнительная
г) незначительная
3. Эффективность книги с точки зрения
теоретического вклада в отрасль
а) весьма высокая
б) высокая
в) сомнительная
г) незначительная
4. Материал книги соответствует достиже-
ниям мировой науки и техники в данной от-
расли
а) в полной мере
б) частично
в) слабо
5. Книга сохранит свою актуальность
а) 1—2 года
б) в течение 5 лет
в) длительное время
6. Название книги отвечает содержанию
а) в полной мере
б) частично
в) слабо
Дополнительные замечания предлагаем Вам
приложить отдельно.