Насосы АЭС - Будов В.М.

Автор: Будов В.М.
Теги: общее машиностроение технология машиностроения ядерная энергетика (атомная энергетика) энергетика ядерная энергетика учебное пособие издательство энергоатомиздат
Год: 1986
Похожие
Экономика ядерной энергетики: Основы технологии и экономики производства ядерного топлива. Экономика АЭС
Ядерные энергетические установки. Учебник для вузов
Ядерные энергетические реакторы
Ядерные энергетические установки
Текст
                    
В. М. Будов
НАСОСЫ АЭС
Допущено Министерством высшего и
среднего специального образования
СССР в качестве учебного пособия для
студентов инженерно-физических спе-
циальностей зузов
МОСКВА ЭНЕРГО АТОМИЗ ДАТ 1986
ББК 31.47
Б 90
УДК [621.311.25:621.039] : 621.65
Рецензенты: 1. Кафедра «Энергетические машины и установ-
ки» МВТУ им. Н. Э. Баумана (зав. кафедрой
академик Н. А. Доллежаль).
2. Доктор технических наук, профессор Е. Ф Рат-
ников.
Будов В. М.
Б 90 Насосы АЭС: Учеб, пособие для вузов. — М.:
Эпергоатомиздат, 1986. — 408 с.: ил.
Изложены основы проектирования насосов различного типа.
Описаны тепловые схемы АЭС, условия работы насосного оборудо-
вания и требования к нему. Особое внимание уделено описанию кон-
структивных особенностей собственно насоса и его отдельных узлов.
Приведены подробные данные по насосам разных систем, изложе-
ны расчетные методики для определения технических характевистик.
основных узлов насоса.
Для студентов вузов инженерно-физических и энергетических спе-
циальностей.
„ 23040000000—076
Б-----------------245—86
051(01)—86
ББК 31.47
© Эпергоатомиздат, 1986
ПРЕДИСЛОВИЕ
Эффективность работы АЭС определяется в значительной сте-
пени оптимальностью конструктивных решений отдельных агрега-
тов и их надежностью. Известно, что надежность и экономичность
-станции определяются надежностью работы главных циркуляци-
онных и других насосов, так как именно их бесперебойная работа
обеспечивает надежный теплосъем и передачу тепла или расхола-
живание энергетической установки.
В данной книге обобщен накопленный к настоящему времени
материал, разбросанный по многочисленным источникам. Рассмат-
риваются конструктивные особенности различных насосов и их
основных узлов. Даны методики расчета проточной части, подшип-
ников и уплотнений.
Ввиду обширности материала и многообразия типов насосов,
используемых в АЭС, автор не претендует на исчерпывающий ох-
ват темы и заранее благодарит читателей за все замечания, кото-
рые могут способствовать улучшению книги.
Автор благодарит И. В. Каратушину за большую помощь в
оформлении рукописи.
ВВЕДЕНИЕ
Развитие ядерной энергетики началось с пуска 27 июня 1954 г.
в СССР в г. Обнинске Первой атомной электростанции мощностью
5000 кВт. Ее эксплуатация убедительно доказала техническую
возможность превращения ядерной энергии в электрическую в
промышленных масштабах. Человечество получило возможность
использовать новый, чрезвычайно высококалорийный источник
энергии, который позволит в перспективе резко сократить потреб-
ление традиционного органического топлива для выработки элект-
роэнергии.
Период после пуска Первой АЭС был периодом строительства
более мощных АЭС, при этом преследовалась цель доказать их
экономическую конкурентоспособность с электростанциями на
органическом топливе Этот период практически завершился в
60-х годах. Начиная с 70-х годов развертывается широкое строи-
тельство мощных АЭС.
Перечислим основные тенденции, наблюдающиеся в стационар-
ной ядерной энергетике.
1.	Увеличение единичной мощности блоков АЭС. Так, мощность
канальных реакторов увеличилась с 5 МВт на Первой АЭС до
1000 МВт па Ленинградской, Курской, Чернобыльской АЭС, блоки
мощностью 1500 МВт строятся на Игналинской АЭС. Увеличива-
ется мощность и ВВЭР, и реакторов па быстрых нейтронах. Вместе
с ростом мощности блока увеличивается единичная мощность вхо-
дящего в него оборудования — парогенераторов в двухконтурных
установках, паротурбинных установок (мощность паровых турбин
на АЭС составляет 500 и 1000 МВт), насосного оборудования
и т. д.
2.	Увеличение мощности АЭС. Установленные мощности АЭС
уже достигают 4000 МВт. Проектная мощность ряда других стан-
ций составляет 4—6 тыс. МВт.
3.	Повышение параметров теплоносителя первого контура и
параметров пара перед турбиной.
Независимо от типа используемых реакторов и схемных осо-
бенностей ядерпых установок одним из обязательных для ЯЭУ
видов оборудования являются насосы.
Насосы обеспечивают циркуляцию теплоносителя в реакторе
(первый контур), парогенераторах (второй контур) и вспомога-
тельных контурах. Надежность эксплуатации реактора, его рабо-
тоспособность в нормальных, переходных и аварийных режимах,
работоспособность вспомогательного охлаждаемого оборудования
4
непосредственно зависят от наличия циркуляции теплоносителя и
других охлаждающих сред, т. е. от работоспособности насосов и
соответствующих контуров. Этим объясняется то внимание, кото-
рое уделяется проектантами вопросам надежной работы циркуля-
ционных средств и в первую очередь насосов первого контура
(насосы первого контура часто называют главными циркуляцион-
ными насосами—ГЦН).
При создании насосов для АЭС руководствуются общей теори-
ей центробежных и осевых насосов, теорией подшипниковых опор,
опытом создания и эксплуатации насосов различного типа и на-
значения. Специфические условия работы насосов в ядерных ус-
тановках, повышенные требования к их ресурсной надежности, ог-
раничения по доступности для контроля, обслуживания и ремонта
обусловили рождение новой подотрасли энергетического машино-
строения— иасосостроеиия. Насосы для АЭС отличаются значи-
тельными особенностями конструкционно-компоновочных схем и \
оригинальностью ряда ответственных узлов, таких как подшипни-
ковые опоры, уплотнения, внутренние контуры циркуляции, сред-
ства контроля и т. п. Специфические требования, предъявляемые
к этим насосам, привели к необходимости более детального изуче-
ния процессов, характерных для соответствующих узлов насоса,
что в целом резко расширило наши представления об условиях и
факторах, определяющих эффективность работы и ресурс как от-
дельных узлов, так и агрегата в целом.
Наиболее ответственным агрегатом на АЭС является циркуля-
ционный насос первого контура, обеспечивающий циркуляцию че-
рез реактор.
За время становления ядерной энергетики конструкция ГЦН
претерпела значительные изменения. В первых ЯЭУ при относи-
тельно небольших мощностях блоков [100—400 МВт (эл.)] наблю-
далась выраженная тенденция использования для реакторов с во-
дой под давлением (ВВЭР) бессальниковых герметичных насосов,
а для реакторов с натриевым теплоносителем — электромагнитных
насосов различного типа. Последующий опыт сооружения ЯЭУ
показал, что при увеличении единичной мощности блока вдвое
удельная стоимость снижается на 20—24 %. Такое увеличение
мощности требует более совершенного оборудования. Поэтому
проектанты стали ориентироваться на электромеханические насо-
сы с уплотнением вращающегося вала. Этот переход был продик-
тован стремлением повысить КПД насосных агрегатов, который
в случае использования герметичных насосов заведомо меньше
60 у0, а также неизбежным усложнением конструкционных реше-
н 1Й в герметичных насосах с ростом их мощности. Кроме того,
переходные режимы в АЭС, а также необходимость предупреж-
дения недопустимого развития аварийных ситуаций в реакторе
при обесточивании и некоторых других неисправностях требовали
ооеспечеиия достаточно продолжительного выбега обесточенного
насоса. Для герметичных и электромагнитных насосов возмож-
ность удовлетворения этого требования практически исключается,
5
в то время как в насосах с уплотнением вала задача решается без
особых трудностей (в частности, за счет искусственного увеличе-
ния момента инерции ротора агрегата).
Питательные, конденсатные, циркуляционные и другие насосы
являются важнейшими элементами вспомогательного энергетичес-
кого оборудования. От их надежности, экономичности, удобства
эксплуатации во многом зависят эффективность и надежность ра-
боты АЭС.
Изложение конструктивных особенностей насосов АЭС и их
основных узлов, а также методик расчета является главной зада-
чей настоящего учебного пособия.
Глава первая
НАСОСНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ АЭС
1.1. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ АЭС
В настоящее время отечественная ядерная энергетика бази-
руется на двух типах ядерных реакторов на тепловых нейтронах —
ВВЭР (водо-водяной энергетический реактор) и РБМК (реактор
большой мощности канальный). Проводится широкая программа
по освоению реакторов па быстрых нейтронах типа БН, которые
могут занять заметное место уже в 90-х годах. Практически все
действующие АЭС работают в конденсационном режиме и пред-
назначены для выработки электроэнергии. Строительство атомных
теплоэлектроцентралей (АТЭЦ) с реакторами типа ВВЭР и атом-
ных станций теплоснабжения (ACT) связано с освоением нового
типа реактора, отвечающего повышенным требованиям надежно-
сти и безопасности, в связи с расположением ACT в непосредст-
венной близости от потребителя.
Рассмотрим необходимый состав и условия работы теплосило-
вого оборудования стационарных ЯЭУ на примерах установок
ВВЭР-1000, РБМК-1000 и БН-600. На рис. 1 1 представлена упро-
щенная тепловая схема установки с реактором ВВЭР-1000.
Первый контур состоит из реактора 1 и четырех параллельных
петель (па рисунке изображена одна петля), каждая из которых
включает парогенератор 5, главный циркуляционный пасос (ГЦН)
4, главные запорные задвижки 3 и главные циркуляционные тру-
бопроводы. Устройство нескольких параллельных петель исклю-
чает необходимость резервирования оборудования, в частности
циркуляционных насосов. Число параллельных петель определя-
ется максимально достижимой мощностью отдельных элементов
оборудования. Вода в реактор поступает при давлении 16,6 МПа с
температурой 562 К В активной зоне реактора она нагревается
до 595 К и направляется в парогенератор, где охлаждается, от-
давая теплоту геплоносителю второго контура. Из парогенерато-
ра вода главным циркуляционным насосом возвращается в реак-
тор. Передача теплоты в парогенераторе происходит без фазовых
превращении теплоносителя первого контура. Вскипание теплоно-
сителя предотвращается высоким давлением в контуре. Для созда-
ния необходимого давления требуется специальный внешний ис-
точник, которым является паровой компенсатор давления (ПКД)
• Он служит для компенсации изменения объема теплоносителя
при нагревании его в контуре п создания начального давления.
7
Рис. 1.1. Принципиальная схема АЭС с ВВЭР-1000;
1— реактор; 2— паровой компенсатор давления; 3— главная запорная задвижка; 4—
главный циркуляционный насос; 5 — парогенератор 6 — турбина. 7 —главный конденса-
тор. 8 — циркуляционный насос охлаждения главного конденсатора 9— конденсатный на-
сос (KHI); 10 — обратный клапан. 11, 12—эжекторы 13. 14 — конденсаторы эжекторов
/5 —система конденсатоочнстки; 16 — конденсатный насос (КНП); /7 — подогреватель
давления; 18— деаэратор: 19 — бак питательной воды. 20—бустерный насос; 21 — цирку-
ляционный насос; 22 — турбина привода питательного насоса; 23 — конденсатор; 24—-ксан-'
денсатиый насос; 25 — питательный турбонасос; 26 — подогреватель высокого давления;
21 — подпиточный электронасос; 28. 29 — баки; 30 — насос низкого давления; 31— насос вы-
сокого давления; 32 — гидроаккумулятор
Вода первого контура при работе реактора приобретает вы-
сокую наведенную радиоактивность даже без нарушения плотно-
сти оболочек твэлов, так как в воде практически всегда присутст-
вуют примеси, которые активизируются в активной зоне (напри-
мер, продукты коррозии, соли и т. п.).
Вследствие высокой радиоактивности теплоносителя требуется
сведение к минимуму или полное исключение его утечки. На АЭС
первого поколения (ВВЭР-440 и АМБ) широко используются пол-
ностью герметизированные насосы, в которых собственно насос и
электродвигатель выполнены в виде моноблока в общем корпусе,
так что исключается выход вала через неподвижный корпус и
тем самым полностью исключается утечка теплоносителя. Однако
такие насосы имеют чрезвычайно сложную конструкцию, характе-
ризуются низкой экономичностью, а максимальная мощность их
ограничена (до 2000 кВт).
В блоках с ВВЭР-1000 используется оборудование (насосы,
арматура) с ограниченными контролируемыми утечками и пода-
чей чистых буферных сред в месте выхода вала или штока из не-
8
подвижного корпуса. Мощность одного насоса составляет 5500 кВт
при подаче воды 5,5 м3/с.
Компенсация потерь теплоносителя первого контура, а также
первичное заполнение контура производятся подпиточными насо-
сами 27 из специальной системы приготовления чистого конденса-
та" Параллельно устанавливается не менее двух центробежных
или трех поршневых насосов.
Все современные ЯЭУ снабжены системами аварийного охлаж-
дения активной зоны реактора (САОЗ), которые обеспечивают от-
вод теплоты из активной, зоны в случае аварии с потерей теплоно-
сителя из циркуляционного контура. САОЗ реактора ВВЭР-1000
включает в себя насосы низкого (ННД) 30 и высокого (НВД) 31
давления, гидроаккумуляторы 32, в которых вода находится под
давлением азота, и баки запаса воды и раствора борной кислоты
28, 29. Когда потеря теплоносителя происходит с небольшой ско-
ростью, включаются НВД. При большой разгерметизации, вплоть
до полного мгновенного обрыва циркуляционного трубопровода
(диаметр трубопровода в ВВЭР-1000 составляет 850 мм), вначале
вода подается из гидроаккумулятора, затем включается НВД и,
если их подачи не хватает для поддержания давления в контуре,
в работу вступают ННД.
Энергетически связь первого и второю контуров осуществля-
ется через ПГ. Из парогенераторов пар направляется на турби-
ны 6.
После сепаратора пар перегревается в поверхностном проме-
жуточном пароперегревателе (ПП) за счет отбора части острого
пара и отбора пара из цилиндра высокого давления (ЦВД). Кон-
денсат греющего пара сливается в регенеративные подогрева-
тели. Отработанный пар после турбины поступает в конденса-
торы 7.
Расчетное давление в конденсаторе составляет 3,9 кПа,
т. е. конденсатор работает в условиях достаточно глубокого ваку-
ума. Давление в нем поддерживается за счет конденсации пара.
Теплота при конденсации отбирается технической водой, охлажда-
ющей теплообменную поверхность конденсатора. Для ее циркуля-
ции используются циркуляционные насосы охлаждающей воды 8.
Неконденсируюшиеся газы из конденсатора отсасываются паро-
выми эжекторами 11, 12. Вода из конденсатора конденсатным на-
сосом первой ступени 9 и конденсатными насосами второй ступе-
ни 16 через конденсаторы 14, 13 эжекторов 11, 12, систему кон-
денсатоочистки 15 и подогреватели низкого давления (ПНД) 17
подается в деаэратор 18.
Подача конденсатных насосов примерно равна расходу на
выхлопе турбины, работают эти насосы при невысокой температу-
ре (300—315 К), создают небольшие напоры, необходимые для
повышения давления от давления в конденсаторе до давления в
деаэраторе и преодоления гидравлического сопротивления магист-
рали ПНД. На выходе из насоса установлен обратный клапан 10
для предотвращения обратного движения среды при выключении
9
конденсатных насосов. Вода после конденсатных насосов называ-
ется питательной.
Нагретая и деаэрированная вода из деаэратора поступает в
бак питательной воды (БПВ) 19. Из БПВ вода питательными на-
сосами 21 через систему подогревателей высокого давления (ПВД)
26, в которых она нагревается до 493 К, подается в ПГ. Нагрев
воды в ПВД происходит за счет соответствующих отборов пара
из турбины.
Для подачи питательной воды из БПВ в парогенератор исполь-
зуется питательный насос с приводом от конденсационной турби-
ны 22, с отдельным конденсатором 23 и конденсатным насосом 24.
Главному питательному насосу предвключен бустерный насос 20
с приводом от той же турбины, но через понижающий редуктор
(на схеме не показан). Создаваемый бустерным насосом напор
обеспечивает бсскавитационную работу главного насоса в рабо-
чем диапазоне подач. Питательные насосы обеспечивают повыше-
ние давления от 0,685 МПа в деаэраторе до 6,4 МПа в парогене-
раторе и преодоление гидравлического сопротивления. Максималь-
ное давление на выходе насоса составляет 10 МПа. Параллельно
может быть установлено несколько питательных насосов. Для бло-
ков большой мощности (500 МВт и более) разрешается установка
насосного агрегата без резервирования.
В рассматриваемом случае используются два питательных на-
соса с подачей по 1040 кт/с, мощность насоса 9200 кВт Именно
большая единичная мощность определи/fa использование турбо-
привода. Мощность бустерного насоса 2400 кВт. По сравнению с
максимальной паропропзводительностью питательные насосы обес-
печивают запас по подаче около 17%. На турбопривод пар отби-
рается за промежуточным пароперегревателем.
На случай аварии с потерей подачи питательной воды в ПГ
предусмотрена установка трех аварийных питательных насосов
(АПН) 25, включенных параллельно главным питательным насо-
сам.
Все оборудование второго контура в нормальных условиях ра-
ботает на чистой, нерадиоактивной рабочей среде. В этом смысле
условия его работы не отличаются от условий работы оборудова-
ния традиционных установок па органическом топливе. Отличие
заключается в рабочих параметрах (относительно невысокое дав-
ление, отсутствие перегрева рабочей среды). Радиоактивность в
рабочей среде может появиться при нарушении плотности (ава-
рийная ситуация) теплопередающей поверхности, работающей в
условиях значительных перепадов давлений (в данном случае
10 МПа) и температур до 100 К-
На рис. 1.2 представлена упрощенная схема АЭС с реактором
РБМК-Ю00.
В технологических каналах (ТК) 1 реактора 2 вода частично
испаряется. Пароводяная смесь поступает в сепараторы (С) 36.
Отсепарировапная вода смешивается с потоком питательной воды
от питательных насосов и главными циркуляционными насосами
10
Рис. 1.2 Принципиальная схема АЭС с РБМК-ЮОО:
1 — технологический канал; 2 — реактор; 3 — сепаратор-подогреватель; 4 — главный конден-
сатор 5 — конденсатный насос (KHI); 6 —первая ступень конденсатоочнстки; 7 — паровые
эжекторы. 8 — трубопроводы подачи паровоздушной смены от уплотнений турбины и де
эратора; 9, 10 — подогреватели низкого давления; 11— конденсатный насос (КНП); 12—
запорная задвижка; 13 — обратный клапан; 14 — подогреватель низкого давления; 15 — вто-
рая ступень системы конденсатоочнстки; 16, 17 — подогреватели низкого давления; 18 —
циркуляционный насос; 19 — бойлер, 20 — испаритель; 21 — деаэратор; 22 — турбина при-
вода питательного насоса; 23 — питательный турбонасос; 24—вспомогательный питатель-
ный электронасос; 25 — конденсатор; 26 — конденсатный насос; 27 — дренажный насос;
28 — пусковой электронасос; 29 — фильтры; 30 — циркуляционный насос; 31 — теплообмен-
ник; 32— насос расхолаживания; 33— циркуляционный насос; 34— барботажный бак;<
35 — главный циркуляционный насос; 36 — сепаратор
35 возвращается на вход ТК. На выходе ГЦН установлены запор-
ные задвижки 12 и обратный клапан 13.
За конденсатором последовательно установлены два конден-
сатных насоса KHI 5 и КНП 11, между которыми включена кон-
денсатоочистка 6 — устройство для удаления примесей из конден-
сата, паровые эжекторы 7, в которые отсасывается паровоздуш-
ная смесь из конденсаторов 4 и из уплотнений и деаэратора. Та-
кое решение принимается практически во всех установках при ра-
боте турбины радиоактивным паром После очистки среда не ра-
диоактивна. Перед конденсатными насосами включены запорные
задвижки. После КНП включена вторая ступень конденсатоочист-
к I 15. Это позволяет дренаж из ПИД 14 подать насосом 27 не-
посредственно в главную магистраль без загрязнения тракта
деаэратора и питательных насосов. После подогревателей ПНД
16, 1? вода поступает в деаэратор 21 (давление в нем
МПа), а оттуда питательными насосами возвращается в кои-
11
тур многократной принудительной циркуляции, причем питатель-
ные насосы 23 и 24 имеют как паровой, так и электрический при-
вод. Вспомогательная паровая турбина 22 для привода питатель-
ного турбонасоса питается из отборов главной турбины или через
быстродействующую редукционную установку БРУ-TH из маги-
страли острого пара. Турбонасос имеет свой конденсатор 25 и
конденсатный пасос 26, который направляет конденсат в бассейн-
барботер 34. Другая особенность, характерная для одноконтурных
ЯУЭ при работе радиоактивным паром, — наличие испарителя 20,
в котором получают чистый пар и направляют его на уплотнения
турбины для предотвращения утечки радиоактивного пара в по-
мещение.
В схеме предусмотрена система пуска и расхолаживания реак-
тора. Насосы пуска 28 или расхолаживания 32 осуществляют цир-
куляцию воды из бассейна-барботера через испарительные каналы.
В систему пуска — расхолаживания вода из бака-барботера
подается насосом 33 через теплообменник 31. Часть циркулирую-
щей воды проходит через фильтры 29, куда она подается насо-
сом 30.
На рис. 1.3 показана принципиальная схема ЯЭУ с реактором
БН-600. Установка выполнена по трехконтурной схеме. В первом
и втором контурах теплоносителем является натрий, а в третьем —
вода-пар. Особенность рассматриваемой схемы — интегральная
компоновка первого контура, когда все основное оборудование раз-
мещено в общем баке 4 под уровнем жидкого натрия. Простран-
ство над уровнем заполнено инертным газом — аргоном — с давле-
нием 0,3—0,4 МПа. Таким образом, бак реактора одновременно
является и компенсатором давления.
Нагретый в активной зоне (АЗ) 3 натрий направляется в верх-
нюю часть промежуточного теплообменника 5 и после охлаждения
поступает в нижнюю часть бака. Далее натрий забирается цир-
куляционным насосом первого контура 2 и подается в активную
зону. Насос размещен под уровнем натрия, а электрический при-
вод 1, как и органы управления реактором, вынесен за крышку
бака. В составе первого контура параллельно включены три цирку-
ляционных насоса и шесть промежуточных теплообменников. На
выходе каждого насоса установлен обратный клапан. Температура
натрия на входе в активную зону 653 К, а на выходе 823 К. Рас-
ход натрия в первом контуре 6700 кг/с. Оборудование первого кон-
тура работает в условиях ионизирующих излучений высокой ин-
тенсивности как со стороны активной зоны, так и со стороны теп-
лоносителя.
Второй контур имеет три параллельные петли, каждая из ко-
торых включает в себя два промежуточных теплообменника 5,
парогенератор 7—9, циркуляционный насос 34, компенсаторы дав-
ления 32, запорные задвижки 35, обратные клапаны, сбросные
устройства 10, подпиточный насос 27, баки натрия 11, фильтры
натрия промежуточного контура 33. Давление натрия во втором
контуре выбрано несколько выше, чем в первом, и составляет в
12
Рис. 1 3. Принципиальная схема АЭС с БН-600:
1 — электропривод циркуляционного насоса первого контура; 2 — циркуляционный насос
первого контура 3 —активная зона: 4 — бак. 5 — промежуточный теплообменник 6 — под-
питочный насос; 7 — пароперегреватель; 8 — испаритель; 9 — промежуточный пароперегрева-
тель- 10 — сбросное устройство; И — бак натрия; 12 — главный конденсатор; 13 — конден-
сатный насос (КШ); 14 — система конденсатоочнстки; /5 — конденсатный насос (КНП).
16 — трубопровод отсоса паровоздушной смеси от конденсатора, деаэратора, уплотнений
турбины; /7 — подогреватель низкого давления; 18 — трубопровод конденсата; 19 — трубо-
провод отсоса. 20, 21, 22 — подогреватели низкого давления; 23 — деаэратор; 24 — техно-
логический конденсатор; 25 — циркуляционный насос; 26 — бак питательной воды; 27 — пи-
тательный электронасос; 28, 29, 30 — подогреватели высокого давления; 31 — питательный
насос расхолаживания; 32 — компенсатор давления; 33 — фильтры; 34 — циркуляционный
насос; 35 — запорная задннжка
газовой полости компенсаторов давления, заполненной аргоном,
1 МПа, благодаря чему исключается попадание в промежуточный
контур радиоактивного натрия при разуплотнении промежуточ-
ного теплообменника.
Парогенератор включает в себя испаритель 8, пароперегрева-
тель 7 и промежуточный пароперегреватель 9, причем первичный
и промежуточный пароперегреватели по греющей среде включены
параллельно н обогреваются натрием второго контура. Температу-
ра натрия на входе в ПГ равна 793, а на выходе 593 К. Оборудо-
вание второго контура, за исключением парогенератора, работает
на перадпоактнвных средах.
Каждая петля второго контура через парогенератор связана
с петлей третьего контура. Параметры пара па выходе из пароге-
нератора: температура 778 К, давление 13,7 МПа. Благодаря вы-
соким параметрам пара в установке оказалось возможным приме-
13
нить стандартные турбины К-200-130 электрической мощностью
200 МВт, используемые и на ТЭС.
Давление отработавшего пара 3,5 кПа. В схему включены
ПНД 17, 20—22 и ПВД 28—30, два последовательных конденсат-
ных насоса 13 и 15 подают конденсат в деаэратор 23. Между кон-
денсатными насосами включена конденсатоочистка 14. Параллель-
но с главным питательным насосом 27 и ПВД включен питатель-
ный насос системы расхолаживания 31. Помимо турбины пар мо-
жет быть сброшен через быстродействующую редукционно-охла-
дительную установку БРОУ-4 в конденсатор или через редукцион-
но-охладительную установку БРОУ-Д в отдельный конденсатор
24. Далее конденсат насосом 25 направляется в деаэратор 23 и в
бак питательной воды 26.
1.2. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ НАСОСОВ
Все теплоэнергетическое оборудование АЭС подразделяется
на реакторную, парогснерпрующую, паротурбинную и конденса-
ционную установки. Как известно, нормальное функционирование
АЭС требует перемещения большого количества жидкостей с раз-
личными физико-химическими свойствами и параметрами. Переме-
щение жидкостей осуществляется насосами.
Насос — это машина, в которой происходит преобразование ме-
ханической энергии привода во внутреннюю энергию перекачивае-
мой жидкости. На АЭС используются в основном лопастные на-
сосы. Конструктивные особенности, назначение и условия работы
насоса в значительной степени определяются его местом в схеме
АЭС, и по этому признаку насосы можно разделить на несколько
групп.
К первой группе машин относятся главные циркуляционные
насосы (ГЦН), назначением которых является обеспечение цир-
куляции теплоносителя.
Ввиду сравнительно небольшого гидравлического сопротивле-
ния в контурах теплоносителей ГЦН не должны развивать высоких
напоров и поэтому выполняются одноступенчатыми. Подача насо-
сов зависит от мощности АЭС, а при данной мощности — от числа
петель. Так как мощности первых АЭС были невелики, а число
петель значительное (до шести — восьми), то подачи были неболь-
шими. При этих условиях возможно было применение насосов, у
которых как гидравлическая часть, так и подшипники и привод-
ной электродвигатель заключаются в общий герметизированный
корпус. Наряду с большой сложностью и дороговизной герметич-
ные насосы имеют низкий (около 50—60 %) КПД.
По мере роста мощности АЭС с водяным теплоносителем на
смену герметичным стали приходить насосы с уплотнением вала
и ограниченными контролируемыми утечками. Эти насосы дешевле
и экономичнее герметичных, главным образом за счет вынесения
приводного электродвигателя из общего корпуса.
Вторая группа — конденсатные насосы. На двухконтурных АЭС
н
конденсат не радиоактивен, на одноконтурных — радиоактивен, но
незначительно. Ввиду слабой радиоактивности конденсата на од-
ноконтурных АЭС применяются такие же конденсатные насосы,
как и на двухконтурных. По конструкции они сходны с конденсат-
ными насосами ТЭС.
Третью группу представляют питательные насосы. Условия ра-
боты, параметры и конструкции питательных насосов зависят от
того, по какой схеме они включаются.
Па АЭС применяются одноподъемные схемы с одним питатель-
ным насосом или с двумя насосами — предвключенным и главным.
При наличии в схеме одного питательного насоса он должен
создавать полное давление, необходимое для подачи воды в паро-
генератор. В схеме с двумя насосами функции их разделены. Бус-
терный предвключенный насос работает с относительно небольшой
скоростью вращения ротора и конструируется так, чтобы в нем
пс возникала кавитация при умеренных подпорах столба воды.
Питательные насосы на неполностью двухконтурных АЭС ра-
ботают при слабой радиоактивности среды, а на двухконтурных и
тем более трехкоптурных АЭС — при отсутствии радиоактивности.
В связи с этим они могли бы иметь конструкцию, одинаковую с
питательными насосами ТЭС. Однако на АЭС с водяным теплоно-
сителем вследствие более низких параметров пара перед турбина-
ми подача питательных насосов больше, чем на ТЭС той же мощ-
ности, а напор (при одинаковых схемах включения) ниже, что
вызывает различие в их конструкции.
Четвертая группа — циркуляционные насосы, обеспечивающие
циркуляцию технической воды через конденсаторы турбин и дру-
гие теплообменные аппараты. На действующих АЭС средних мощ-
ностей применяются в качестве циркуляционных насосы двусто-
роннего всасывания серии НДн, на АЭС больших мощностей —
осевые одноступенчатые поворотно-лопастные насосы типа Оп.
Пятая группа — сетевые насосы, обеспечивающие подачу го-
рячей воды по теплофикационным сетям для отопления поселка и
помещений АЭС, теплоснабжения калориферов вентиляционных
установок, горячего водоснабжения. Сетевые насосы — центробеж-
ные, горизонтальные, одно- или двухступенчатые.
На АЭС также имеется большое число вспомогательных или
обслуживающих систем со своими насосами: системы питания уп-
лотнения ГЦН, маслоснабжения, организованных протечек, под-
питки, аварийного расхолаживания и т. п. В этих системах исполь-
зуются как серийно выпускаемые, так и специально разработан-
ные насосы.
1 3. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ
Главные циркуляционные насосы (ГЦН). В водо-водяных реак-
торах первых АЭС в основном использовались центробежные цир-
куляционные электронасосы. Рабочие органы этих насосов и
электродвигателей размещались в общем герметичном корпусе.
15
По условиям компоновки и удобства проведения монтажно-демон-
тажных работ распространение получили герметичные электрона-
сосы вертикального исполнения. Герметичные электронасосы мож-
но разделить на два класса:
с герметичной статорной полостью (с «сухим» статором);
с «мокрым» статором.
В электронасосах с герметичной статорной полостью (рис. 1.4)
тонкостенная металлическая немагнитная цилиндрическая пере-
городка 7 разделяет статорную и роторную полости асинхронного
электродвигателя, поэтому статор двигателя защищен от попада-
ния в него перекачиваемого теплоносителя и находится в среде
атмосферного воздуха пли инертного газа. Ротор же вращается в
подшипниках 3 и 5, смазываемых и охлаждаемых тем же теплоно-
сителем. Достоинства таких насосов следующие:
обеспечивается герметичность по отношению к внешней среде
и полная взрыво- и пожаробезопасность;
возможно применение из-за наличия герметичной перегородки
обычных материалов для статора (трансформаторное железо,
изоляционные материалы и др.);
в случае автономного питания подшипников электронасосу не
опасны твердые частицы и другие инородные включения, которые
могут присутствовать в теплоносителе.
Надежность электронасосов с «сухим» статором определяется
надежностью перегородки, условия работы которой довольно
сложны. Кроме того, они имеют сравнительно низкий КПД (около
60%) из-за большого радиального зазора между статором и рото-
тором, электрических потерь в рубашке и потерь на трение ротора
о жидкость.
В электронасосах с «мокрым» статором герметичная цилиндри-
ческая перегородка отсутствует, а перекачиваемый теплоноситель
заполняет всю внутреннюю полость электродвигателя, в том числе
и статорную. Железо ротора и статора, а также обмотка статора
должны иметь водостойкую изоляцию, способную сохранять свои
свойства под воздействием изменяющихся условий работы, а так-
же в случае загрязнения обмотки радиоактивными продуктами
деления. Наружный корпус двшателя и электровводы — прочно-
плотные, рассчитанные на рабочее давление. КПД двигателя с
мокрым статором на 5—10% выше, чем двигатели с сухим стато-
ром.
Водяные насосные агрегаты с механическим уплотнением вала.
Отличительной особенностью насосных агрегатов такого типа яв-
ляется наличие механического уплотнения вращающегося вала, ко-
торое в насосах с большой подачей обеспечивает значительные
преимущества по сравнению с герметичными. Действительно, уп-
лотнение вала позволяет использовать для привода насосов серий-
ные электродвигатели, турбины, гидроприводы, а также заменять
их без разгерметизации первого контура. Все это заметно снижает
эксплуатационные расходы и стоимость ГЦН. Кроме того, сущест-
венно (на 5—10%) повышается КПД мощных насосов, появляется
16
Рис. 1 4. Схема герметичного элект-
ронасоса с герметичной статорной
полостью:
1 — всасывающий патрубок; 2 — рабочее
колесо; 3, 5 — радиальные подшипники;
4 — статор электродвигателя; 6 — осевой
подшипник; 7 — экранирующая перего-
родка статора; 8— экранирующая пере-
городка ротора; 9 — системы охлажде-
ния
Рис. 1 5 Типовая структурная схема ГЦН:
1 — проточная часть насоса; 2 — нижний радиальный подшипник; 3 — холодильник уплот-
нения вала; 4— блок уплотнения вала; 5 — радиально-осевой подшипник; 6 — соедини-
тельная муфта- 7 — электродвигатель; 8— система смазки; 9— система питания уплот-
нения вала; 10 — система охлаждения; 11 — система питания радиального подшипника
возможность установить на валу агрегата маховик для обеспече-
ния необходимого выбега при обесточивании приводного электро-
двигателя. Конструкционная схема таких ГЦН позволяет без осо-
бых затруднений применять как жесткое соединение валов насоса
и привода, так и связь их через эластичную (гибкую) муфту, тор-
сион, а при необходимости и через редуктор, электромагнитную или
гидравлическую муфту.
Все насосы этой группы — вертикального исполнения, имеют
герметичный силовой корпус сферической или эллипсоидной фор-
мы.
На рис. 1.5 приведена типовая структурная схема ГЦН в виде
комплекса, который включает следующие присутствующие во всех
конструкциях типовые узлы: приводной электродвигатель, подшип-
никовые опоры с системой смазки, уплотнение вращающегося ва-
ла с системой питания и охлаждения, проточную часть.
|А	Н _>	17
Мин;-’? э t-D'o С'
Рис. 1.7. Схема насосного агрегата
с гибкой соединительной муфтой:
1 — рабочее колесо; 2 — тепловой барьер;
3 — уплотнение вала; 4— станина; 5 —
подставка; 6 — электродвигатель; 7 —
муфта
Рис. 1.6. Схема насосного агрегата
с жестким соединением валов:
1 — корпус васоса; 2 —выемная часть:
3— уплотнение вала; 4— станина под
электродвигатель; 5 — проставка; 6 —
электродвигатель; 7 — подшипник
Рассмотрим основные схемы таких насосов.
Насосные агрегаты с жестким соединением валов. По этой схе-
ме валы насоса и электродвигателя представляют единое целое,
причем агрегат имеет три радиальных подшипника, два из которых
находятся в электродвигателе (рис. 1.6), а третий — гидростати-
ческий или гидродинамический — расположен в насосе и питается
водой с напора рабочего колеса или от посторонней системы. Ра-
диальный подшипник предусмотрен для уменьшения консоли вала
вращения. Как правило, электродвигатель 7 жестко крепится к
18
корпусу насоса 1 через станину 4. В этом случае исключается по-
явление несоосности валов в результате разности температур меж-
ду горячими нижними элементами насоса (корпус, гидравлическая
часть) и холодной верхней частью (электродвигатель). Преду-
сматривается специальный съемный участок вала 5 (проставка),
позволяющий проводить ремонт или замену уплотнения без демон-
тажа электродвигателя.
Двигатель должен быть оснашен соответствующим осевым под-
шипником, так как вследствие высокого давления в системе осевые
усилия достигают десятков тонн.
Насосные агрегаты с гибкой муфтой. Агрегат имеет два незави-
симых узла: насос и электродвигатель, каждый из которых содер-
жит по два радиальных подшипника и по одному осевому. Такая
конструкционная схема принята для всех отечественных и для
большинства зарубежных ГЦН Нежесткое соединение валов на-
соса привода позволяет широко использовать обычные стандарт-
ные двигатели, поскольку на их вал осевое усилие от насоса не пе-
редается. Насосные агрегаты этой группы могут иметь несколько
исполнений. По первой схеме (рис. 1.7) вал насоса вращается в
двух подшипниках, а рабочее колесо 1 располагается консольно
относительно нижнего радиального подшипника, работающего на
водяной смазке. Верхний радиально-осевой подшипник компону-
ется ниже соединительной гибкой муфты 7 и имеет автономную
систему смазки.
По второй схеме (рис. 1.8) в целях ликвидации консоли ради-
альный подшипник 1 размещается перед рабочим колесом 2, а
вместо муфты применен торсион 5. Использование торсиона или
зубчатой муфты с промежуточным валом 5 (рис. 1.9) дает возмож-
ность иметь значительно большую несоосность валов насоса и
электродвигателя (до нескольких десятых миллиметра), что позво-
ляет установить станину 8 электродвигателя на фундаментной
плите 9 и тем самым повысить жесткость крепления агрегата.
Нижний радиальный подшипник (см. рис. 1.8) может быть
гидростатическим, питаемым с напора рабочего колеса насоса или
от специальной внешней системы.
Упростить конструкционную схему насоса и повысить надеж-
ность агрегата можно путем применения достаточно проверенных
подшипниковых узлов па минеральной смазке (см. рис. 1.9). Вал
насоса по этой схеме вращается в двух гидродинамических под-
шипниках 4 и 7 на масляной смазке.
Механические насосы для жидкометаллического теплоносителя.
В созданных и проектируемых ЯЭУ с жидкометаллическим тепло-
носителем (натрий, сплав натрий—калий) в основных контурах
применяются насосы двух типов: механические (рис. 1.10) и элект-
ромагнитные (ЭМИ). У механических насосов вал выводится к
приводу через специальное уплотнение, которое должно обеспечи-
вать вакуумирование насоса в составе ЯЭУ перед заполнением
теплоносителем и надежно удерживать нейтральный газ (азот, ар-
гон) под избыточным давлением 0,01—0,3 МПа при работе. У та-
19
Рис 1.8 Схема насосного агрегата с торсионом:
1 — нижний радиальный подшипник: 2 — рабочее ко-
лесо; 5— уплотнение вала; 4— верхний радиально-осе-
вой подшипник 5 — торсион; 6 — маховик. 7 — электро-
двигатель; 8— станина под электродвигатель: 9— фун-
даментная плита
Рис. 1.9 Схема насосного агрегата на гидроди-
намических масляных подшипниках:
/ — корпус насоса; 2— рабочее колесо; 3 — уплотнение вала; 4 — верхний радиально-осевой
подшипник; 5 — зубчатая муфта с промежуточным валом 6 — электродвигатель; 7 — ниж-
ний радиальный подшипник: 8 — станина под электродвигатель; 9 — фундаментная пдита
Рис. 1.10. Схема погружного заглубленного насоса для жидкого металла:
/ — напорный коллектор; 2 — рабочее колесо; 3 — нижннй гидростатический подшип-
ник; 4 — холодильник вала; 5 — стояночное уплотнение; 6 — узел уплотнения вала; 7 —
верхний радиально-осевой подшипник; 8 — муфта; 9 — электродвигатель; 10 — максималь-
ный уровень (насос остановлен); // — уровень заполнения; 12 — рабочий уровень; 13—
минимально возможный уровень при работе: 14 — корпус насоса
ких насосов в качестве привода могут использоваться электродви-
гатели серийного исполнения или турборедукторы. Перед уплот-
нением вращающегося вала устанавливается стояночное уплотне-
ние, позволяющее герметизировать рабочую полость при останов-
ленном насосе, когда необходимо заменить уплотнение вращающе-
гося вала. С электроприводом вал насоса соединяется аналогично
водяным ГЦП.
Компоновка оборудования первого контура oi азывтет решаю-
щее влияние на выбор типа жпдкометаллического насоса. На
20
Рис. 1.11 Петлевой (а) и баковый (б) варианты компоновок ЯЭУ с жидкоме-
таллическим теплоносителем:
/ — бак: 2 — теплообменник; 8 — насос; 4 — реактор
рис. 1.11 условно показано размещение компонентов первого кон-
тура применительно к петлевому и баковому (интегральному) ва-
риантам компоновок. При петлевой компоновке насос 3 и тепло-
обменник 2 соединяются трубопроводами первого контура и рас-
полагаются в специальном боксе, который примыкает к шахте ре-
актора. Баковый принцип компоновки предусматривает размеще-
ние всех элементов контура (реактор, теплообменники, насосы
и др.) в одном общем баке 1, заполненном натрием.
Все насосы для жидкого металла вертикальные, что вызвано
необходимостью надежно уплотнить вал, проходящий через корпус
для соединения с приводом. Уплотнение в этом случае удерживает
инертный газ, находящийся над уровнем теплоносителя. Такие
уплотнения созданы и вполне эффективно обеспечивают полную
герметизацию контура.
Насосы с гидродинамическими подшипниками. Первые отечест-
венные насосы для жидкого металла — натрия и сплава натрия с
калием (БР-5 и БН-350), а также зарубежные (SRE— PFR) име-
л < гидродинамические подшипники, у которых нижняя радиальная
опора расположена вне рабочей среды (отсюда следует и часто
потребляемый применительно к этим насосам термин «консоль-
ный»). Выбор такой схемы объяснялся тем, что, во-первых, отсут-
ствовал опыт работы радиальных подшипников в жидком металле,
а во вторых, требуемые характеристики насоса позволяли иметь
приемлемые размеры консоли. В этом случае в качестве нижней
а нальной опоры консольных насосов использовались подшипни-
ки ка енпя или скольжения с масляной смазкой. Насосы получа-
ли > достаточно компактными, с хорошо зарекомендовавшими се-
ня в общем машиностроении подшипниковыми узлами. Существен-
° Tai /Ке’ чт0 такие насосы могли работать и в режиме газодувки
Р I а огреве реактора, что важно дчя эксплуатации. Для консоль-
21
Рис. 1.12 Схема консольного насоса
для жидкого металла на гидродина-
мических подшипниках скольжения:
1 — патрубок слива протечек: 2 — уровень
заполнения; 3 — рабочий уровень; 4 — уро-
вень при остановленном насосе (контур
разогрет); 6 — станина; 6 — выемная часть
насоса; 7 — нижний радиальный гидроди-
намический подшипник; 8 — вал; 9 — ра-
днально-осевой подшипник; 10 — уплот-
нение вала; // — стояночное уплотнение;
12 — отвод масла в подшипник
Рис. 1.13. Схема погружного малозаглубленного насоса для жидкого металла:
/—нижний гидростатический подшипник; 2 — патрубок слива протечек; 5 — уровень за-
полнения; 4— биологическая защита; 5— бак насоса; 6 — радиально-осевой подшипник;
7 — уплотнение вала; 8— муфта; 9— электродвигатель; 10—маховик; 11— уровень в ос-
тановленном насосе; 12 — вал насоса; /5 —рабочий уровень
пых насосов (рис. 1.12) допустимые колебания уровня натрия над
колесом в различных режимах ограничиваются длиной консоли.
Погружные насосы с гидростатическими подшипниками. В по-
гружных насосах нижний радиальный гидростатический подшип-
ник погружен в теплоноситель и металл подастся к нему с напора
рабочего колеса. Верхний радиальный подшипник совмещен с осе-
вым в одном блоке и вынесен из рабочей полости насоса, что
22
позволяет использовать минеральную смазку и применять как
подшипник качения, так и подшипник скольжения (гидродинами-
ческий или гидростатический). Уплотнение вала целесообразно
располагать ниже верхнего подшипника, поскольку это способст-
вует снижению количества паров минеральной смазки, попадаю-
щих в теплоноситель. Однако при этом ухудшаются условия заме-
ны уплотнения.
Среди погружных насосов следует различать заглубленные (см.
рис. 1.10) и малозаглубленные (рис. 1.13). Рабочее колесо заглуб-
ленного насоса всасывает металл из бака насоса при петлевой
компоновке или непосредственно из бака реактора при интеграль-
ной компоновке. Следовательно, в них при пуске всегда снижается
уровень теплоносителя на величину сопротивления всасывающей
трассы (насос и реактор соединены по газу), так как на эту ве-
личину меняется давление на всасывании рабочего колеса. Ос-
новные технические данные по ГЦН приведены в приложениях
1, 2, 3.
Требования к ГЦН. ГЦН, обеспечивающие нормальный тепло-
отвод от реактора, являются одним из наиболее ответственных
агрегатов АЭС, они работают в области высоких температур и
давлений, что обусловливает особые требования к конструкции и
надежности. Радиоактивность теплоносителя также влияет на тре-
бования к конструкции ГЦН. Данные по радиоактивности тепло-
носителей приведены в табл. 1.1.
Г а б л и и а 1.1. Радиоактивность некоторых видов теплоносителей
Теплоноситель	Реактор	Общая активность, Ки/л	Источники, определяющие активность теплоносителя	
			при работе реактора	после остановки реактора
Вода	ВВЭР	10~1	16О(п, p)icN	Радиоактивные	продукты деления, продукты коррозии
Натрий	БН-350	15	23Na 24Na	2sNa (л, 2п) 22Na
Из-за активности перекачиваемого теплоносителя проточная
часть ГЦН и корпусные конструкции, контактирующие с теплоно-
сителем, должны иметь соответствующую биологическую защиту.
Поэтому обычно ГЦН размещаются в специальных прочно-плот-
ных боксах с ограниченной доступностью.
Требования, которым должны удовлетворять ГЦН, можно ус-
ловно отнести к проектным, технологическим и эксплуатационным.
1роектные требования. В задании на проектирование ГЦН ого-
арнваются требования к гидравлической характеристике напор —
к потребляемой мощности, частоте вращения ро-
тора (постоянная, переменная).
23
К гидравлической характеристике насосов Н—Q предъявляется
требование отсутствия ниспадающей ветви (dH/dQ>0) и доста-
точно большой крутизны в рабочей области подач.
При пологой характеристике //—Q параллельная работа ГЦН
на коллектор, роль которого играет активная зона реактора, мо-
жет приводить к большому разбросу расходов по петлям из-за
неизбежного разброса в напоре насосов и различия гидравлическо-
го сопротивления петель. Очевидно, что чем круче характеристика
Н—Q в рабочей области, тем меньше разброс в расходах по пет-
лям. Материалы проточной части и других элементов, контактиру-
ющих с теплоносителем, должны отвечать всем требованиям,
предъявляемым к материалам первого контура ЯЭУ с данным теп-
лоносителем. В частности, они не должны взаимодействовать с
теплоносителем в рабочем интервале температур, должны допус-
кать проведение дезактивации кислотными и щелочными раство-
рами, а также контакты с органическими растворителями и при-
меняемыми поверхностно-активными и комплексообразующими
веществами. Материалы проточной части должны быть не только
коррозионно-стойкими, но и устойчивыми против эрозии при мак-
симально возможных скоростях теплоносителя.
Ресурсная надежность ГЦН в значительной степени определя-
ется работоспособностью подшипниковых опор. Для обеспечения
нормальной работы подшипник должен:
иметь минимальный износ рабочих поверхностей в течение
заданного ресурса (с учетом числа плановых пусков и остановок);
допускать работу при переменной частоте вращения вала;
допускать реверс, если он не исключен схемными или конст-
руктивными решениями;
расходовать минимальное количество смазывающе-охлаждаю-
щей или вывешивающей (для гидростатических подшипников)
жидкости;
допускать ремонт при минимальных затратах труда и времени.
Конструкция ГЦН из условий радиационной безопасности долж-
на гарантировать отсутствие протечек наружу радиоактивного
теплоносителя и газа и обеспечивать полный дренаж теплоноси-
теля (свободным стивом или выдавливанием газом). Важность
этого требования обусловливается тем, что даже следы радиоактив-
ного теплоносителя на оборудовании требуют достаточно громозд-
ких защитных устройств при проведении ремонтных работ, а на-
личие полостей с плохо удаляемым теплоносителем усложняет
процесс дезактивации.
Насос при наличии неуравновешенных вращающихся масс,
гидравлических сил в проточной части, при расцентровке валов
насоса и электродвигателя и т. д. может стать источником вибра-
ции. Поэтому должны предусматриваться меры, обеспечивающие
приемлемую амплитуду колебаний насосного агрегата. Для машин
подобного класса вибрация считается допустимой при двойной
амплитуде смешения в 100 мкм в районе верхнего подшипника
электродвигателя.
24
Насосы, предназначенные для работы с жидкометаллическими
теплоносителями, кроме перечисленных выше проектных требова-
ний должны отвечать ряду специфических требований. Одним из
них является защищенность конструкции от вредного влияния па-
ров металла, которые, проникая в мельчайшие зазоры, оседают
на холодных стенках и могут затруднять работу соответствующих
узлов.
Технологические требования. Без соблюдения технологических
требований не может быть гарантировано качество изготовления,
а следовательно, ресурсные и другие характеристики ГЦН
h технологическим требованиям относятся:
рациональный выбор материала;
выбор простейших геометрических форм деталей;
унификация элементов конструкции узлов, их материала;
простота сборочно-компоновочной схемы;
возможность наиболее полной дезактивации всех поверхностей
насоса;
возможность обеспечения и контроля чистоты внутренних по-
лостей насоса при его изготовлении и монтаже.
Эксплуатационные требования. Основным эксплуатационным
требованием, предъявляемым к ГЦН, является высокая ресурс-
ная надежность.
ГЦН должны надежно и устойчиво работать при параметрах
окружающей среды, характерных для мест их расположения, без
всякого вмешательства обслуживающего персонала в течение дли-
тельного времени, равного по меньшей мере периоду между пла-
новыми остановками реактора.
Радиоактивность теплоносителя, загрязнение внутренних по-
верхностей активными продуктами коррозии, размещение в за-
щитных боксах практически исключают возможность ремонта на-
сосных агрегатов с заходом персонала в помещение. В связи с
этим предъявляется требование обеспечения замены элементов
проточной части и отдельных узлов ходовой части без резки цир-
куляционных трубопроводов и с минимальным временем нахож-
дения ремонтного персонала вблизи ремонтируемого насоса. Ста-
бильная работа насосных агрегатов в большой степени зависит от
надежности обслуживающих (вспомогательных) систем. Поэтому
число их должно быть минимальным.
Привод ГЦН должен обеспечивать возможность либо ступен-
чатого, либо плавного изменения частоты вращения вала. Плавное
регулирование частоты вращения может быть обеспечено либо с
помощью частотного регулирования, либо другими более сложны-
ми способами (например, при использовании «фазного) ротора
в насосах БН-600). Ступенчатое регулирование может обеспечи-
ваться либо за счет изменения числа пар полюсов, либо за счет
второй обмотки статора (две ступени частоты).
Питательные насосы (ПН). ПН обеспечивают подвод питатель-
ной воды в парогенераторы в АЭС с ВВЭР и БН и в паросепара-
торы в АЭС с РБМК.
25
Рис. 1.14 Конструктивная схема многоступенчатого питательного насоса:
/ — подшипник; 2 — уплотнения вала; 3 — рабочее колесо
Особенности их конструктивной схемы определяются парамет-
рами пара и схемой включения в систему.
В настоящее время согласно ГОСТ 24464—80 «Насосы пита-
тельные энергетических блоков /АЭС. Общие технические условия»
изготовляются основные и аварийные центробежные питательные
насосы с приводом от электродвигателя (ПЭА) и с приводом от
паровой регулируемой конденсационной турбины (ПТА).
Основные параметры насосов приведены в приложениях 4 и 5.
Насосы, мощность которых превышает 4,5 тыс. кВт, комплек-
туются турбоприводом.
С увеличением единичной мощности насосов и повышением на-
дежности растет частота вращения ротора основных питательных
насосов.
На рис. 1 14 приведена конструктивная схема, типичная для
ПН, — имеется несколько последовательно включенных рабочих
колес центробежного типа. Такое исполнение упрощает конструк-
цию корпуса ПН, но требует применения специального устройства
для восприятия осевой силы.
Характерной особенностью является секционность, так как про-
точная часть монтируется из унифицированных секций. В состав
одной секции входят рабочее колесо, переводной и направляющий
аппараты.
Для блоков небольшой мощности (300—600 МВт) 15—20 лет
назад зарубежные фирмы также применяли многоступенчатые пи-
тательные насосы с приводом от электродвигателя. В настоящее
время все зарубежные фирмы изготовляют для АЭС только одно-
ступенчатые питательные насосы с колесом двустороннего входа и
частотой вращения ротора более 5000 об/мин. Конструкция этих
насосов существенно отличается от насосов, изготовляемых в.
СССР.
Параметры питательных насосов для АЭС, выпускаемых веду-
щими зарубежными фирмами, приведены в приложении 5.
Типовая конструкция современного питательного насоса по-
казана на рис. 1.15.
Требования к ПН:
1.	Конструкция насоса должна иметь внешнюю герметичность
26
рис 1 15. Конструктивная схе-
ма одноступенчатого питатель-
ного насоса:
/__двусторонний упорный под-
шипник 2 —уплотнение вала;
3 — рабочее колесо 4 — опорный
подшипник
и допускать температурное расширение при переменной темпера-
туре перекачиваемой жидкости.
2.	Насосы должны работать надежно и длительно (не менее
10 тыс. ч) без заметного снижения параметров и замены основных
детален и узлов.
3.	Для устойчивой работы в системе, особенно при параллель-
ном включении в систему, насосы должны иметь стабильную
форму напорной характеристики в интервале подач от 30 % до
поминальной.
4.	Для предотвращения обратного вращения и недопустимого
нагрева воды при малых подачах насосы должны снабжаться об-
ратными клапанами с линией рециркуляции.
Конденсатные насосы (КН). Конденсатные насосы забирают
конденсат из конденсатора и направляют его на всасывание пита-
тельного насоса. Конструктивные особенности и параметры КН в
основном определяются схемой их включений в систему.
Подача конденсатного насоса определяется мощностью обслу-
живаемой турбины, а при данной мощности — числом параллельно
включаемых насосов. Обычно устанавливают параллельно два-три
насоса.
Напор определяется сопротивлением трубопроводов и эле-
ментов тракта (охладителя эжектора, регенеративных подогрева-
телей низкого давления) и давлением в деаэраторе.
Схемы включения конденсатных насосов и условия их работы
зависят от типа станции (одноконтурная или двухконтурная), от
принятой общей технологической схемы станции (с деаэратором
или без деаэратора), от числа параллельно включенных насосов,
от расположения конденсатора (сбоку от турбины или под тур-
биной) .
Конденсатные насосы работают при разрежении на всасыва-
ющей линии, причем температура рабочей среды близка к темпе-
ратуре парообразования при соответствующем давлении.
Некоторые данные по конденсатным насосам приведены в
табл. 1.2.
На рис. 1.16 приведена конструктивная схема КН, которые,
как правило, представляют собой центробежные насосы с верти-
кальной компоновкой, имеющие несколько последовательно рас-
положенных рабочих колес с односторонним входом.
Верхний подшипник, как правило, шариковый, а нижний —
скольжения.
27
Таблица 1.2. Технические данные конденсатных насосов
Тип насоса	Подача, м*/ч	Напор, V	Частота вращения, об/мин	Мощность, кВт	Назначение
КсВ-1500-120	1500	120	750	620	Блок РБМК-Ю00
КсВ-1000-220	1000	220	1500	760	Блок ВВЭР-1000
КсВ-500-220	500	220	1500	400	Блок ВВЭР-440
КсВ-500-85	500	85	1000	154			
КсВ-200-220	200	220	1500	164	Блок ВВЭР-440
КсВ-50-110	50	110	1500	23,8	—
КсВ-630-125	630	125	1500	287	Блок ВВЭР-1000
КсВ-360-160	360	160	1500	210	—
	Конденсатный насос второго подъема				
ЦН-1500-240	1500	245	3000	1190	Блок РБМК-1000
Требования к КН. К конденсатным насосам предъявляются сле-
дующие основные требования:
1)	обеспечение надежной и длительной (не менее 10 тыс. ч)
работы при частичной кавитации в насосе;
2)	отсутствие подсоса воздуха через работающий и неработа-
ющий насосы;
3)	стабильная форма напорной характеристики.
Конденсатные насосы должны надежно работать при наличии
начальной или развитой кавитации в зоне рабочего колеса, а в
некоторых случаях — и при наличии супсркавптационного обтека-
ния элементов рабочего колеса. Такие условия работы требуют
применения для конденсатных насосов относительно низкой часто-
ты вращения, использования материалов, стойких к кавитацион-
ным разрушениям, установки для первой ступени насоса рабочих
колес специальной конструкции с высокой всасывающей способ-
ностью.
Для уменьшения вредного влияния кавитации и обеспечения
надежной работы насосов рекомендуется следующая длительность
работы в диапазонах подач:
до 0,2 Q — не более 3 мин;
от 0.2 до 0,5 Q —до 5% общего времени наработки насоса;
от 0,5 до 0,85 Q — не более 15 % общего времени наработки на-
соса;
от 0.85 до 1,05 Q — без ограничения;
Рис. 1.16. Конструктив-
ная схема конденсатно-
го насоса:
/ — опорный подшипник;
2 — уплотнение вала; 3 —
предвключение осевого ко-
леса; 4 — рабочее колесо;
5 —упорный подшипник;
6 — электродвигатель
28



свыше 1,05 Q — по условиям нагрузки электродвигателя и кави-
тационного запаса на входе.
Конструктивные схемы циркуляционных, сетевых и других на-
сосов АЭС практически совпадают с конструктивными схемами
серийно выпускаемых для энергетики насосов.
Глава вторая
ПРОТОЧНАЯ ЧАСТЬ НАСОСОВ
2 1. НАЗНАЧЕНИЕ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
Насос — это машина, в которой происходит преобразование
механической энергии привода в гидравлическую энергию перека-
чиваемой жидкости, благодаря чему осуществляется поток ее.
Устройство, состоящее из насоса, двигателя, соединительной
муфты (или вариатора частоты вращения) и измерительных при-
боров, называется насосным агрегатом или насосной установкой.
На практике, особенно в энергетике, встречается большое чис-
ло различных схем насосных установок с разными типами насосов.
Однако гидравлическая часть насосной установки, включающая
насосы, подводящий и напорный трубопроводы с арматурой и при-
борами, как правило, выполняется по одинаковой схеме Принци-
пиальная схема насосной установки приведена на рис. 2 1
Жидкая среда из приемного резервуара 1 по подводящему
трубопроводу 2 подводится в насос 3, который посредством муфты
соединен с приводным электродвигателем 4. Получив приращение
энергии в насосе, жидкость по напорному трубопроводу 6 пода-
ется в напорный резервуар 8. На напорном трубопроводе уста-
новлены запорно-регулирующая задвижка 5 и сужающее устрой-
ство 7. Для защиты насоса от обратного тока жидкости при слу-
чайном отключении двигателя на напорном трубопроводе может
быть установлен обратный клапан.
2.2.	ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ НАСОСОВ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Работа насоса характеризуется рядом параметров, наиболее
важные из которых приведены ниже.
Подача насоса. Различают объемную и массовую подачу насоса.
Объемная Q (массовая QM) подача — это объем (масса) жид-
кости, подаваемой насосом через напорный патрубок в единицу
времени. При этом не учитываются потоки жидкости, которые мо-
гут иметь место внутри насоса (например, протечки через уплотне-
ния и разгрузочные устройства). Сумма подачи и внутренних про-
течек называется идеальной подачей насоса.
Объемная подача обычно измеряется в м3/с, м3/ч, л/с, л/мин;
массовая — в кг/с, т/ч, т/сут.
29
Рис. 2.1. Схема насосном установки:
1 — приемный резервуар; 2 — подводящий трубопровод; 3 — насос; 4 — привод насоса; Б —
запорно-регулирующие задвижки; 6 — напорный трубопровод; 7 — расходомер; 8 — напор-
ный резервуар
Между объемной и массовой подачей имеет место следующее
соотношение:
QM = pQ,	(2.1)
где <) — плотность жидкости.
В отдельных случаях выделяют:
поминальную подачу QIIOm — подачу по техническому паспорту
насоса;
оптимальную подачу QonT — подачу в режиме максимального
КПД насоса;
минимальную подачу QMnH— минимально допустимую подачу
насоса по условиям эксплуатации;
максимальную подачу фмакс— максимально допустимую пода-
чу насоса по условиям эксплуатации.
Давление, удельная работа, напор насоса. Давление насоса —
величина, определяемая зависимостью
с2 —с2
Р = РК~ Рк + Р; +Pg(zK — Zb),	(2.2)
где рк и рн—абсолютное давление на выходе и входе в насос, Па;
ск и сн—скорости жидкости на выходе и входе в насос, м/с; zK и
г„ — высоты, м, точек замера давления, отсчитанные от произволь-
30
ной горизонтальной плоскости сравнения (плоскость 0-0 на
рис. 2.1).
Удельная работа насоса — работа, подводимая к насосу для
перемещения единицы массы жидкой среды. В соответствии с этим
определением удельная работа насоса — работа, совершаемая ва-
лом насоса, эквивалентная энергии, получаемой им от двигателя.
Она расходуется на увеличение энергии жидкости, ее перемеще-
ние, покрытие потерь внутри насоса.
ГОСТ выделяет понятие полезной удельной работы
Тп —
(2.3)
где р— давление насоса.
Полезная удельная работа отличается от удельной работы на
потери энергии внутри насоса.
В практике широко используется понятие напора насоса как
величины, определяемой выражением
Ясно, что напор насоса есть высота столба жидкости, подавае-
мой насосом, эквивалентная давлению насоса. С учетом выражения
(2.2) получаем
2g
(2.4)
В отдельных случаях выделяют:
номинальный напор /7НОм— напор насоса по техническому пас-
порту;
оптимальный напор /70ПТ — напор при максимальном КПД на-
соса;
напор при нулевой подаче Но—напор при Q = 0.
Обычно величины (гк—z„) и
пренебрежимо малы по сравнению с энергией давления. Поэтому
напор насоса ориентировочно можно оценить как
Рк — Рн
Кавитационный запас. Для обеспечения работы насоса без
кавитации па входе в насос должен иметь место избыток напора
сверх напора Ни = ри/ (pg) г определяемого давлением рп насы-
щенного пара при температуре жидкости, перемещаемой насосом.
Этот избыток напора носит название кавитационного запаса и
определяется зависимостью
Ml =
н
Рн Р — Рп
(2.5)
31
Кавитационный запас, обеспечивающий работу насоса без из-
менения основных его параметров, называется допускаемым кави-
тационным запасом Д/гЯОп.
Характерной величиной, определяющей работу насоса на сто-
роне всасывания, является вакуумметрическая высота всасывания
“+р 2 J
Pg
в
где ро — давление окружающей среды (абсолютное давление ат-
мосферы) .
Вакуумметрическая высота всасывания, при которой обеспечи-
вается работа насоса без изменения основных параметров, назы-
вается допускаемой вакуумметрической высотой всасывания.
Величина Ни связана с геометрической высотой всасывания
//Вс (см. рис. 2.1), которая представляет собой разность высот
уровня жидкости в приемном резервуаре и центра тяжести вход-
ного сечения в рабочее колесо насоса. Если уровень жидкости в
приемном резервуаре располагается выше центра тяжести ука-
занного входного сечения, то величина Нпод называется подпором
(отрицательная геометрическая высота всасывания).
В заключение отметим, что кавитационный запас в значитель-
ной мере зависит от частоты вращения п, подачи Q и формы про-
точной части насоса.
Мощность. Коэффициенты полезного действия. Полезная мощ-
ность насоса — мощность, сообщаемая насосом подаваемой жид-
кой среде:
/Vn = Qp	(2.7)
или
Л^П = V»	(2-8)
где Q — объемная подача насоса, м3/с; р — давление насоса, Па;
QM — массовая подача насоса, кг/с; Ln — полезная удельная рабо-
та насоса, Дж/кг; Л п — полезная мощность насоса, Вт.
С учетом известных связей между р, Ln и напором насоса
(2.7) и (2.8) приводятся к формуле общего вида
/V = p?g///1000.	(2.9)
Мощность насоса Лг — мощность, потребляемая насосом (под-
водимая на вал насоса от двигателя).
Очевидно, .V>.Vn на потери мощности в насосе.
Коэффициентом полезного действия насоса называют отноше-
ние полезной мощности к мощности насоса:
л = Л^п/Лг
или
д/ = J^n __
1] ЮООт]
32
(2.10)
(2.П)
в практике различают
характерные значения мощ-
ностей:
номинальная (паспорт-
ная) Whom — мощность насо-
са При Qhom» Нипм, Hvnyi,
оптимальная Л опт в
режиме насоса с макси-
мальным КПД;
при нулевой подаче ¥»—
в режиме с Q = 0.
Мощность насосного аг-
регата Лта — мощность. по-
требляемая насосным агре-
гатом (в случае электриче-
ского привода насоса — Лга
электрическая мощность на
зажимах электродвигателя).
Харакггзристыки лопасгпнь>.г насасоЗ
Рис. 2.2. Характеристика лопастного насо-
са
Мощность насосного агрегата болыле мощности насоса на ве-
личину потерь мощности в двигателе и передаче.
Коэффициент полезного действия насоса выражают как про-
изведение трех коэффициентов, характеризующих отдельные виды
потерь энергии в насосе:
Л — ’ПгЛобЛмех»
(2.12)
где т]г — гидравлический КПД насоса — отношение полезной мощ-
ности к сумме мощностей — полезной и затрачиваемой на преодо-
ление гидравлических сопротивлений в насосе (обычно т|г=
= 0,904-0,96); т|Об — объемный КПД насоса — отношение полез-
ной мощности к сумме мощностей — полезной и теряемой вслед-
ствие внутренних протечек через зазоры и концевые уплотнения
насоса (в нормальных конструкциях центробежных насосов т|Об =
= 0,964-0,98); 7]мсх — механический КПД, характеризующий поте-
ри энергии от механического трения в подшипниках и уплотнениях
насоса и потери энергии при трении нерабочих поверхностей колес
о жидкость (в зависимости от конструкции насоса ч]Мех =
= 0,804-0,94). Значения КПД современных динамических насосов
лежат в пределах 0,6—0,9.
Характеристики насосов. Зависимости между основными пара-
метрами насосов для различных режимов работы принято пред-
ставлять в графической форме — в виде характеристик.
Характеристикой насоса называют графические зависимости
основных его параметров от давления для объемных насосов и от
подачи для динамических насосов при постоянных значениях час-
тоты вращения ротора, вязкости и плотности жидкости на входе
в насос.
В динамических насосах при постоянных частоте вращения,
размерах рабочих органов, вязкости и плотности существует оп-
ределенная зависимость параметров от подачи Q (рис. 2.2). Кри-
2 Зак- 812	«О
Рис. 2.3 Безразмерные характеристики:
а — относительная; б — коэффициентная
вая	называемая напорной характеристикой, имеет осо-
бое значение при эксплуатации насосов. Кривые H(Q), N(Q) и
ц(ф) характеризуют энергетические качества насоса. Кри-
вая HB(Q) дает представление о всасывающей способности на-
соса.
По характеристике выделяют режимы:
оптимальный—режим работы пасоса при наибольшем значении
КПД;
поминальный — режим, обеспечивающий заданные технические
параметры насоса. Номинальный режим должен находиться в ра-
бочей части характеристики.
Рабочая часть характеристики — зона характеристики насоса,
в пределах которой рекомендуется длительная его эксплуатация
(на рис. 2.2 ограничена пунктиром). Рабочая часть характеристики
определяется допустимым значением снижения КПД на 2—3 %
максимального его значения.
Напорная характеристика Н(Q) в общем случае представляет
собой кривую, дающую снижение напора при увеличении подачи.
Степень снижения напора характеризуется крутизной на-
порной характеристики, которая определяется выражением
(//макс //опт)///опт- Для центробежных насосов крутизна напор-
ной характеристики лежит в пределах 0,1—0,25, для диагональ-
ных 0,25—0,8, для осевых — до 1.
Форма характеристики мощности N(Q) также зависит от ти-
па насоса. Для центробежных насосов с увеличением подачи мощ-
ность постоянно возрастает. В диагональных насосах максималь-
ная мощность достигается при режиме фонт, при дальнейшем уве-
личении подачи мощность уменьшается. В осевых насосах макси-
мум мощности имеет место при нулевой подаче Q = 0, а затем она
уменьшается с увеличением Q. В связи с этим во избежание пере-
грузки электродвигателя центробежные насосы следует пускать в
работу при закрытой задвижке па напорном трубопроводе, а диа-
гональные и осевые — при открытой.
В лопастных насосах используют безразмерные характеристи-
ки двух типов (рис. 2.3):
относительную (рис. 2.3, а), которая удобна при сравнении
34
насосов разной конструкции.
Получается при отнесении те-
кущих значений характеристи-
ки к параметрам оптимального
режима:
Q ~ С А ОПТ*	= ^/^ОПТ»
N = N/NoaT; п = п/пмакс >
коэффициентную (рис. 2.3.
б), которая удобна для срав-
нения геометрически подобных
насосов.
Обычно для серии подобных насосов дается одна безразмерная
характеристика. Безразмерные коэффициенты подачи ср. напора ф,
мощности ц определяются соотношениями
Q .
л£>2&2М2
Хаватаааонная харантерастам!
насоса
Рис. 2 4 Кавитационная характеристика
р = фф,
2g// .
ф =
где Z)2—наружный диаметр рабочего колеса, м; — ширина ра-
бочего колеса на выходе, м; и*— окружная скорость на выходе
рабочего колеса, м/с.
Всасывающая способность динамических насосов оценивается
кавитационными характеристиками, которые представляют собой
графические зависимости основных параметров Н и А7 от кавита-
ционного запаса при постоянных значениях частоты вращения,
подачи, вязкости и плотности (рис. 2.4). Характеристики получают
при испытании насосов не менее чем для трех режимов работы
насоса: Q = QonT; Q> 1,25, Q<0,75 Q0UT.
Состояние Д/Ik.pi называется кавитационным режимом насоса,
при котором начинается заметное изменение параметров насоса.
По значению ДЛк.рт определяютН% ₽. Допускаемые значения ва-
куумметрической высоты всасывания определяют по соотношению
/УвОП = АН* р, Где Л = 1,04-1,6 для центробежных насосов, и по
полученным значениям строят кривую //Jon(Q).
2.3.	КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ
Насосы могут быть классифицированы по различным призна-
кам, например:
по расположению вала — на вертикальные и горизонтальные;
по напору — на низко-, средне- и высокопапорпые;
но способу привода — на электро-, турбонасосы и т. д.
Наиболее характерным признаком для классификации насосов
является принцип действия.
2*	35
Классификация насосов по принципу действия
Лопастные
Центробежные
Осевые
Полуосевые
Вихревые
Ротационные
Объемные {
Поршневые
Кулачковые
Винтовые
3\бчатые
Пластинчатые
Поршневые
Плунжерные
Паровые пря-
модействующие
Приводные
Принцип действия и типы насосов. Принцип действия всех ти-
пов лопастных насосов основан на взаимодействии лопасти с по-
током воды; напор создается действием подъемной силы лопасти
на жидкость; различие типов насосов заключается в направлении
течения потока в колесе. Специфичным является рабочий процесс
вихревого насоса.
В центробежных насосах повышение давления жидкости в ко-
лесе создается в основном за счет действия центробежных сил.
Вход у таких насосов осевой, а выход — радиальный. Центробеж-
ные насосы выполняются с рабочими колесами одностороннего
или двустороннего всасывания; при большом напоре и относитель-
но малой производительности центробежные насосы выполняются
многоступенчатыми, а при малом напоре и большей производитель-
ности— многопоточными (рис. 2.5, а).
В осевых насосах повышение давления в колесе происходит ис-
ключительно за счет преобразования кинетической энергии жидко-
сти в относительном движении. Вход и выход из колеса —осевой.
Они применяются при большой производительности и малом на-
поре, выполняются преимущественно одноступенчатыми и конст-
руктивно представляют собой пропеллер, установленный в цилинд-
рической трубе (рис. 2.5, б).
Полуосевые, или диагональные, насосы являются промежуточ-
ной формой между центробежными насосами и осевыми. В полу-
осевых насосах вход воды осевой, а выход по диагонали — в осе-
вом и радиальном направлениях. Применяются они при относи-
тельно повышенном напоре, когда из-за допустимой высоты вса-
сывания оказываются неприменимыми осевые насосы.
В вихревых насосах напор создается колесом с расположен-
ными на его периферии лопатками за счет многократной рецирку-
36
Рис. 2 5 Схема центробежного (а) и осевого (6) насосов
/ —• всасы зающий	патрубок; 2 — рабочее колесо, 3 — отводящее
пение вала, 5 — подшипник
устройство, 4 — уплот-
ляции жидкости через межлопаточные каналы колеса. Рецирку-
ляция происходит непрерывно на пути движения жидкости из вса-
сывающего отверстия в напорное по кольцевому каналу, охваты-
вающему колесо. Вихревые насосы применяются в основном при
малой производительности и большом напоре.
У всех насосов объемного типа подача жидкости осуществля-
ется за счет вытеснения ее движущимся рабочим телом. У насосов
ротационных движущееся тело—поршень — совершает враща-
тельное движение, у поршневых — поступательное. Производитель-
ность насоса объемного типа, например поршневого, определяется
произведением объема, вытесненного за один ход, на число ходов
в единицу времени. Напор насоса объемною типа определяется
сопротивлением внешней сети.
Проточная часть лопастного насоса состоит из трех основных
элементов: подвода, рабочего колеса, отвода.
37
2.4.	ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЛОПАСТНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Центробежные насосы. Основной задачей теории .лопастных
насосов является исследование сил взаимодействия и процесса
обмена энергий между рабочим колесом и потоком жидкости.
Теория центробежных насосов базируется на обобщении опыт-
ных данных, в частности путем применения закона о динамическом
подобии потоков жидкости в рабочем колесе и корпусе насоса.
Гидродинамические свойства насоса определяются направле-
нием и величиной скоростей в потоке жидкости. Форма проточной
части корпуса и колеса вместе с числом оборотов насоса опре-
деляет характеристику Q—Н и КПД насоса, поэтому проектирова-
ние насоса заключается в расчете форм и размеров проточной
части. Скорости жидкости относительно неподвижных стенок
корпуса являются скоростями абсолютного движения. Рабочее ко-
лесо вращается, и, следовательно, поток в нем целесообразно рас-
сматривать в относительном движении.
План скоростей. Характеристика потока в любой точке колеса
определяется величиной и направлением скорости, для чего дол-
жен быть построен план или треугольник скоростей
Абсолютная скорость частицы жидкости в каждой точке коле-
са при его вращении складывается из переносной окружной ско-
рости колеса и относительной скорости по лопасти колеса.
План скоростей показан на рис. 2 6, где приняты обозначения:
и — окружная скорость; —относительная скорость; с — абсо-
лютная скорость; а — угол между окружной и абсолютной скоро-
стями; р — угол между относительной скоростью н обратным на-
правлением окружной скорости.
Основное уравнение насоса Чтобы найти величину энергии,
передаваемой рабочим колесом потоку жидкости, рассмотрим мо-
мент взаимодействия рабочего колеса с потоком (рис. 2.5, а). При
Рис 2.6 План скоростей на входе (а) и выходе (б) рабочего колеса
38
гютекании волы через рабочее колесо на основании закона мо-
Пентов количества движения можно определить момент внешних
м т действующих на колесо насоса; при этом будем исходить из
Представления о среднем значении скорости по сечению потока.
* Момент сопротивления вызывается в основном изменением мо-
мента количества движения жидкости, проходящей через рассмат-
риваемое сечение.
h Момент количества движения жидкости у входного сечения на
радиусе Pi выразится формулой
М = с 1 =	сЛ cos d1.	(2-13)
ё	ё
Момент количества движения жидкости у выходного сечения
радиусом
М.> =	сМ = —Со /?., cos а,.	<2.14)
g	ё
Выражения Ci cos щ и c2cos«2 представляют собой окружные
составляющие асболютпых скоростей соответственно на входе и
на выходе из колеса —г^п cUs (точнее —это средние значения
окружных составляющих скоростей).
Изменение момента количества движения, равное моменту
внешних сил, может быть выражено как
Af = Al, — iWj = — (/?оСо cos а2 — cos oq) =
ё
=	(2.15)
ё
Умножая момент внешних сил на угловую скорость колеса со,
получаем уравнение для работы насоса
.Иш =	<0 (/?„с;2 — R/ui) •	<2.16)
g
Разделив это выражение на вес протекающей жидкости, полу-
чим удельную работу. Эта величина представляет собой высоту на-
пора при отсутствии потерь, поэтому она называется теоретичес-
ким напором и выражается так:
Нт = — («оС-,2 — игси 1).	(2.17)
ё
Полученное уравнение справедливо для реальной жидкости в
условиях установившегося относительного движения в области ра-
бочего колеса.
В насосах, как правило, принимается c'ui =0 с целью повыше-
ния напора и увеличения допустимой высоты всасывания. Тогда
//т=±^.	(2.18)
ё
39
Рис. 2 7 Схема колеса
Движение жидкости в кнале между
лопатками центробежного колеса при
достаточно большом числе их и незначи-
тельной ширине колеса может рассмат-
риваться как струйное.
Схема бесконечного числа тонких
лопаток создает элементарное представ-
ление о кинематике потока в области ко-
леса и позволяет определить напор коле-
са, если известны его геометрические па-
раметры и форма каналов.
Напор, рассчитанный при бесконеч-
ном числе лопаток, не совпадает с
опытным значением теоретического напо-
ра //т. Различие между и Ят может
быть учтено специальным поправочным
коэффициентом р на конечное число лопаток:
/Ло = (1 +р)Н^	(2.19)
Благодаря простоте методов расчета по схеме бесконечного
числа лопаток получил широкое распространение.
Путем подстановки в уравнение (2 18) из треугольника скоро-
стей (рис. 2.6) значения cuZ-x. —^2>=cosp2 и последующей за-
мены скорости через
sin Р2 nO2&2sinP2
напор при бесконечном числе лопаток может быть выражен в за-
висимости от производительности:
//со =—(«2 — cos р2) = — (Uo--------------—------V (2.21)
g	g \ nD262tgP2 J
Это уравнение показывает, что при (32<90 (при лопатках,
загнутых назад) напор падает, следуя закону прямой линии, с
увеличением производительности, а при Рз>90 (при лопатках,
загнутых вперед) напор увеличивается.
Если р2 = 90 (при радиальных лопатках), напор будет пред-
ставлять собой постоянную величину — горизонтальную линию —
независимо от производительности.
В практике насосостроенпя широко применяется следующая
формула для учета влияния конечного числа лопаток на напор
(рис. 2.7):
(2.22)
где S — статический момент сродней линии лопатки
Sa
(2.23)
40
Дпя лопаток с радиальным или почти радиальным
нием средней линии
% Ri - Я?
S = I г dr =--------;
.1	2
направле-
(2.24)
и тогда поправочный
коэффициент
(2.25)
здесь z — число лопаток.
Для коэффициента ф можно рекомендовать выражение
ф — (0,55 4- 0,65)	0,6 sin р2.
(2.26)
Уравнения подобия. Определение формы движения реальной
жидкости теоретическим путем представляет большие трудности.
Поэтому необходимо возможно шире использовать опытный путь.
Наиболее строгим путем обобщения данных опыта является при-
менение закона о динамическом подобии потоков вязкой жидкости.
Для подобных потоков планы скоростей должны быть подоб-
ными:
W.I = гн __ ии
СМ
(2.27)
где индексы «н» и «м» относятся соответственно к натуре и мо-
дели.
Установим уравнения, связывающие основные параметры гео-
метрически подобных насосов — модели и натуры. Обозначим от-
ношение линейных размеров /н и модели через
1	.	(2.28)
Очевидно, отношение переносных скоростей в соответствую-
щих точках будет равно
2k =х '	(2.29)
WM	г м
так как отношение радиусов и есть отношение линейных размеров.
Производительность насоса пропорциональна площади попе-
речного сечения потока f и скорости с, а так как площадь пропор-
циональна квадрату линейных размеров Z2, то отношение произво-
дительности колеса модели для подобных режимов
п	I2
_ _» н. —	пн _	(2.30)
СМ I2	ПМ
м.
41
Полезная производительность иасоса должна быть определена
с учетом значений объемных КПД
<?„ =	.	(2.31)
(ям Чоб.м
Чем больше размеры натуры, тем больше Цпп.и, так как зазоры
в уплотнении растут медленнее, чем линейные размеры насоса.
Теоретические напоры /7Т, создаваемые колесами, пропорцио-
нальны квадрату скоростей! потока:
Д™. =	2.	(2.32)
^Т.М с2	\
ы
Для определения действительного напора насоса необходимо
учесть изменение гидравлического КПД
Потребляемая мощность насоса пропорциональна произведе-
нию производительности на напор и обратно пропорциональна
полному КПД:
__ Фн Тн Чм	m 34)
^М.	0.УЗ. Н м Тм Чи
где ун и уч — удельный вес жидкости для натуры и модели.
Подставляя в это уравнение значения из уравнений (2.31) и
(2.33), получаем
Ад = N^f/-^5.)’	?!<*•< 2bi_ = д’м^ Jh_ . (2.35)
\ пм / Vm Чг.м Чоб.м 1Чн	\	/ 7м Чц,м
здесь и Т)н.м—механические КПД модели и натуры.
Полученные уравнения широко применяются в насосостроепии.
Коэффициент быстроходности. Дтя сравнения различных насо-
сов введено понятие коэффициента быстроходности.
Коэффициентом быстроходности называется число оборотов
эта тонного насоса, геометрически подобного во всех элементах
рассматриваемому, с темп же гидравлическими и объемными КПД,
но с напором /7М=1 м и полезной мощностью iVr.M=l л. с.:
/т. = 3,65/г	,
//’/4
(2.36)
где п— число оборотов в минуту, мни-1; Q — производительность,
м3/с; для насоса с двусторонним всасыванием подставляется Q/2;
Н — напор колеса, м (столба жидкости).
Коэффициент быстроходности ns является критерием для оцен-
ки свойств насоса только в режиме с оптимальным КПД, несмот-
ря на то что для любого данного насоса /ге меняется от нуля до
42
Рис. 2 8 Зависимость формы рабочего
колеса и характеристик от п3
бесконечности в зависимости от
рабочей точки, принятой на кри-
вой напор — производительность.
Геометрические размеры колес, работающих на постоянных
оборотах, в зависимости от коэффициента быстроходности, и вид
их характеристик приведены на рис. 2.8.
Таким образом, коэффициент быстроходности определяет ос-
новные соотношения размеров рабочих колес насосов.
Зная коэффициент быстроходности, можно оценить и значение
КПД насоса. Для лучших образцов насосов КПД представляет
собой практически непрерывную зависимость от щ, откуда видна
наиболее предпочтительная область применения центробежных на-
сосов (рис. 2.9).
Потери в насосах. Действительная мощность, требуемая насо-
сом. больше полезной на потери в проточной части.
Различают три основных вида потерь — гидравлические, объ-
емные и механические. Следует подчеркнуть, что это деление ус-
ловно, так как в действительности все эти потери взаимосвязаны
и оказывают влияние друг на
друга, однако оно позволяет
сравнивать экономически различ-
ные типы лопастных насосов и
объяснить теоретически причины
изменения КПД насосов с изме-
нением п*.
Гидравлические потери возни-
кают из-за наличия трения в ка-
налах проточной части и для
идеально спроектированной ло-
пастной системы насоса зависят
для номинальной подачи от чис-
Рис 2 9. Зависимость КПД от п»
43
ла Re и относительной шероховатости. По аналогии с движением в
трубах при автомодельном течении они фактически зависят лишь
от относительной шероховатости, как показано в [6], могут доста-
точно хорошо оцениваться в широком диапазоне п, по формуле
nr =
0,42______
(lg^inp-0,172)2 ’
(2.37)
а фактический напор насоса определяется следующим образом:
Пг
Объемные потери возникают из-за того, что вращение рабоче-
го колеса (на входе и выходе которого имеются зоны с разным
давлением) осуществляется в неподвижном корпусе, а следова-
тельно, с зазорами по лабиринтным уплотнениям, из-за чего с на-
гнетания на всасывание происходит перетечка части жидкости,
проходящей через рабочее колесо. Вследствие зтого подача колеса
больше подачи насоса и может определяться так:
Поб
Для выбора можно пользоваться соотношением
— = 1 + о,68/17’.
Лоб
(2.38)
Наконец, механические потери возникают из-за трения дисков
колеса о воду, па что также расходуется дополнительно .мощность.
Механический КПД определяется как отношение гидравличе-
ской мощности
Nr = -^ —
Лоб Дг
Р£
ко всей затраченной
ДГ = /у 4 AZ
Т ‘v Д.тр •
_ 'Vr
Чмех —	.
Л;г Д- Д^д.тр
а суммарный КПД насоса определяется произведением
Л ЛгЧобЛмех-
Анализ составляющих КПД показывает, что их увеличение мо-
жет быть получено за счет повышения чистоты обработки поверх-
ностей, обтекаемых потоком, и уменьшения протечек.
Для оценки потерь можно использовать следующие формулы.
Объемные потери. Протечки через зазор в переднем уплотнении
(рис. 2 5) можно определить по уравнению
<3о51 = мЛ |/2g	V2g/74 ,
44
Рис 2.10. Типы уплотнений рабочего колеса
гяе f._поперечное сечение щели; Di — диаметр уплотнения; bi
радиальный зазор; pt — давление перед зазором; рн —давление
за уплотнением, равное давлению па входе в колесо; ц —коэффи-
циент расхода.
Чтобы определить утечки через зазор, необходимо предвари-
тельно найти напор Hpit теряемый в уплотнении, и коэффициент
расхода ц.
Когда утечки малы, можно считать, что жидкость вращается
как твердое тело со скоростью, равной половине угловой скорости
колеса. Распределение давлений тогда будет подчиняться закону
Pi — Pi = 1
Y 4 2g
Таким образом, напор у входа в зазор будет равен
21
2-U2'
Pt —Ра   fj
у Pi "" 8g L Va/J
В случае значительного износа или аварийного разрушения уп-
лотнения, когда движение жидкости в полости между корпусом и
колесом можно считать подчиняющимся закону cur--const, имеем
21
___
Р

2
Pi Р'1 — Н  — Н
— -—“Pl—"? Q I	/ I	\ Г / I
у	8g \ Ч / L	\ г2 / J
Коэффициент расхода при уплотнении, показанном на
рис. 2.10, а. находят по формуле
1
н =
Коэффициент сопротивления л зависит от числа Рейнольдса и
определяется качеством поверхности стенок уплотнения. Для пред-
варительных расчетов могут быть приняты значения Х=
= 0,0044-0,06.
45
Уплотнение, приведенное на рис. 2.10, в, может дать уменьше-
ние утечек примерно на 30 % по сравнению с уплотнениями, изо-
браженными на рис. 2 10, а, б. Некоторые типы уплотнения
(рис. 2.10, г) позволяют значительно уменьшить расход. Другие
типы уплотнения (рис. 2 10, д, е) обеспечивают некоторое сниже-
ние утечек по сравнению с уплотнением, показанным на
рис. 2 10. а, и способствуют лучшему смешению утечек с основным
потоком жидкости. Уменьшение утечек примерно на 30 % может
дать винтовая канавка на движущейся поверхности колеса
(рис. 2.10, ж), вызывающая движение жидкости, противоположное
направлению утечек. Недостаток этого уплотнения — более ин-
тенсивный износ. В некоторых уплотнениях (рис. 2 10, а) при не-
больших эксцентриситетах могут возникнуть большие радиальные
усилия.
Механические потери. Дисковые потери. Из всех видов механи-
ческих потерь потери на трение дисков колеса о воду являются
самы м и зи ач ительн ым и.
При вращении рабочего колеса в корпусе, заполненном водой
на внешней поверхности колеса возникают силы трения, поглощаю-
щие значительную часть потребляемой насосом мощности. Частич-
ки жидкости в пространстве между колесом и корпусом приобре-
тают вращательное движение; под действием центробежных сил
они начинают перемещаться к периферии и замещаются другими
частицами, которые, в свою очередь получая вращательное движе-
ние, отбрасываются, и т. д. Циркуляция совершается непрерывно
и является установившейся.
Трение колеса о жидкость зависит от состояния поверхности
колеса и в равной мере.— стенки корпуса. Установлено, что ок-
раска чугунной отливки уменьшает потери дискового трения на
20%; на такой же процент уменьшаются потери и при полировке
поверхности дисков.
Дисковое трение заметно возрастает, если на стенке корпуса
расположены ребра жесткости.
Мощность, расходуемая на преодоление дискового трения, кВт,
1УД = ₽p(/|d|.	(2.39)
А. А. Ломакин рекомендует для определения коэффициента р
использовать число Рейнольдса Re = r2oj/v, где со — угловая ско-
рость. Для различных режимов течения р находится.
для ламинарного (Rec2-104)
₽ =	— +.Ref— Y[0,0146 + f-i- Yo,12561,	(2.40)
Кб ®	\ ^2 -	\ Г.2 /
где Г2=^2/2; s — расстояние от диска до стенки корпуса;
для переходного от ламинарного к турбулентному (Re =
= 2-104-=-105)
Р =	(2-41)
46
50 70 00 170 160200250 350550 п.
О
Рис. 2 II. Зависимость коэффициен-
тов от п$
для турбулентного (Relip=105)
р =	.	(2.42)
Определение основных разме-
ров рабочих колес по методу по-
добия. При начальных стадиях
проектирования часто необходи-
мо быстро оценить габариты на-
соса, с тем чтобы правильно выб-
рать его конструктивную схему
Приняв в качестве определяюще-
го параметра коэффициент быст-
роходности, после систематиза-
ции размеров лучших насосов
оказалось возможным предста-
вить основные геометрические
размеры колеса как функцию от
п . Это позволяет достаточно точно определить гаоариты раоочею
колеса. В [10] приведены зависимости /\д0, Кда, К Кьав функции
от ns, зная которые, можно определить соответствующие размеры
колеса <например, D., =	указанные зависимости праве-
дены на рис. 2 11. Скачок коэффициентов при ns~80 объясняется
тем, что большинство насосов с zzs<80 делают с лопастями одина-
ковой кривизны, а с zzs5=80— с двойной кривизной, что существен-
но меняет характер течения в колесе.
Несмотря на то что приведенная выше методика дает довольно
точное представление о геометрии насоса, она имеет много недо-
статков и прежде всего не позволяет определить форму характе-
ристики Q—H\ Q—N; Q—Ыг, что необходимо для анализа воз-
можных режимов работы насоса в контуре. Кроме того, необходи-
мо выполнение большого комплекса расчетно-конструкторских ра-
бот по профилированию лопастной системы рабочего колеса и про-
точной части корпуса насоса. Изготовленный насос, как правило,
требует экспериментальной доводки.
Расчет лопастных насосов методом моделирования. Чрезвы-
чайно широкое распространение в иасосостроении получил метод
моделирования, основанный на теории подобия и размерностей
и дающий наилучшую сходимость с экспериментом. Метод исполь-
зуется при создании насосов, работающих на отличных от извест-
ных оборотах или имеющих другие размеры, а также при отра-
ботке на моделях совершенно новых типов насосов. Метод спра-
ведлив для любых типов лопастных насосов — центробежных,
осевых, вихревых.
При выполнении геометрического, кинематического и динами-
ческого подобия для режимов с одинаковыми параметрами, пара-
метры одного лопастного насоса могут быть выражены через па-
47
раметры другого по формулам подобия (2.31)-—(2.35). Расчет
проводят в следующей последовательности:
1)	по заданным Q1T, Н, п на ступень определяют коэффициент
быстроходности
3,65л 1/Q"
^0,75
2)	подбирают подходящую модель, имеющую в точке макси-
мального КПД близкое ns. В качестве моделей следует принимать
рабочие органы насосов с высокими энергетическими и кавитаци-
онными показателями, источником моделей являются, например,
каталоги по насосам.
Абсолютно точно подобрать модель с в точке максимума
КПД равным /zSH в большинстве случаев невозможно, ио, учиты-
вая, что, как правило, изменение КПД в диапазоне ±10% номи-
нального значения весьма мало, подбирают модель, удовлетворяю-
щую этому условию. Определяют параметры модели в точке с
= и затем коэффициент моделирования по формуле
либо по формуле
X = I —- ±1. w
I Qm
(2-43)
(2.44)
Равенство коэффициентов X по формулам (2.43) и (2.44) озна-
чает правильность определения коэффициента моделирования;
3)	определяют по формулам (2.31) — (2.35) коэффициенты пе-
ресчета параметров насоса с модели на натуру и по известным
характеристикам модели строят характеристики натуры.
Отклонения от точного моделирования. Приведенная выше ме-
тодика надежна, относительно проста, но ее точность уменьша-
ется вследствие трех основных факторов.
Во-первых, не удается точное геометрическое подобие из-за
невозможности выполнения равенства относительной шероховато-
сти Д/£>г омываемых поверхностей.
Во-вторых, в большинстве случаев не достигается равенства
чисел Re натуры и модели. Равенство чисел Re требует либо из-
менения скорости обратно пропорционально размерам, либо соот-
ветствующего изменения кинематической вязкости.
В-третьих, не удается обеспечить сохранение относительных
зазоров в уплотнениях рабочего колеса на больших размерах
меньше, а на малых s/D больше, чем в модельном колесе.
Первые два фактора приводят к тому, что величины гидравли-
ческого КПД натуры и модели различны из-за различных коэффи-
циентов трения, зависящих, так же как и при движении в трубах,
от Д/Рг и Re. Однако при числе Re больше некоторых значений
43
Reiy и при толщине ламинарного подслоя больше шероховатости
это изменение весьма небольшое и чаще всего не учитывается.
В общем случае первые два фактора приводят к тому, что вы-
ражение напора натурного насоса имеет вид
\ ПМ / Чгм
Неравенство относительных зазоров в уплотнениях рабочих
колес натуры и модели приводит к различным объемным потерям,
и подачу натурного насоса приходится вычислять по формуле
<?и = *3— -^Ом-
Лом
Так как величина потерь па дисковое трение зависит от D2 и
Uz. то, вообще говоря, меняется и доля механических потерь дис-
кового трения, а требуемая для насоса мощность может быть оп-
ределена следующим образом:
Л'„ = X5 ( У-is- дгм.
X / Ум т1мн
Полученные соотношения, несмотря на упрощенность предпо-
сылок, дают хорошие результаты и широко применяются в инже-
нерных расчетах. В заключение приведем алгоритм выбора основ-
ных параметров рабочего колеса насоса.
Расчет и профилирование рабочих колес центробежных насосов.
Исходными данными для расчета являются подача Q, напор /7,
частота вращения п, род перекачиваемой жидкости. Если частота
вращения не оговорена, то ее выбирают исходя из конструктивных
признаков и условий работы насоса. При этом решающую роль иг-
рает обеспечение бескавитационной работы насоса.
По заданным параметрам, предварительно определив конст-
руктивную схему насоса (число ступеней, потоков), определяем
«s, по которому приближенно можно оценить полный КПД, его
составляющие и некоторые важные коэффициенты и соотношения.
Гидравлический КПД можно определить по формуле
= j________0.42
’1Г“	(lgDu.p-0,172)* ’
где £)[пр— приведенный диаметр входа в рабочее колесо.
Значение иг современных насосов мало зависит от ns и равно
0,9—0,95.	к ।
^Предварительно значение объемного КПД принимают по выра-
— = 1 + О.бЙпГ’7’.
Поб
Средние значения т|Об составляют 0,9—0,98.
начения т]мех лежат в пределах 0,8—0,98.
49
Действительную подачу находят с учетом объемных потерь
через переднее уплотнение
<2, = -^-.
*1об
Мощность ступени насоса Д' рассчитывают по выражению
(2.9). Диаметр вала dB обычно определяют при конструктивной
проработке схемы насоса с учетом расчета на критическую час-
тоту вращения (см. гл. 8). Ориентировочно dB определяют упро-
щенным расчетом на кручение с заведомо заниженными допускае-
мыми напряжениями [тСр]= 1204-200 кгс/см1 2 *. При этом для кон-
сольных насосов dB= (1304-150))/N/n , для пасосов с проходным
валом dB= (2004-250) ) N/n (здесь Лг — в кВт, и —в об/мин,
dB — в мм).
Дальнейший расчет насоса с целью определения основных раз-
меров колеса производится следующим образом.
Диаметр входа в колесо (рис. 2.5) зависит в основном от про-
изводительности и числа оборотов. Его находят из уравнения для
определения входного сечения
Zo=a=4(d2o-^),
,0 Со 4
где Qp — подача одного потока колеса с учетом объемных потерь;
с0 — скорость входа в колесо, для предварительного выбора кото-
рой можно рекомендовать формулу С. С. Руднева
с0 = (0,06 + 0,08);	.	(2.45)
Входной угол лопатки, обеспечивающий высокие значения гид-
равлического КПД, рекомендуется принять pi =204-25.
Диаметр втулки колеса dBT определяется конструктивно по
диаметру вала dB и в первом приближении равен
dBT = (1,2 ч- 1,25) dB.
Ширина канала на входе определяется из уравнения
1
где c'mi — скорость до стеснения сечения лопатками, которая
обычно принимается равной скорости с0«
Приняв коэффициент стеснения на входе равным k\ = 1,14-1,15,
определяют скорость на входе в лопатку cm\=kic'mi и окружную
скорость U}, а затем угол безударного поступления потока на ло-
патку по формуле tg рЮ = Ст1/£Л.
Приняв угол атаки 6 = 34-8°, определяют входной угол лопатки
f>i = f>io + 6.
Внешний диаметр колеса рассчитывается с использованием
плана скоростей на выходе из колеса (см. рис. 2 6). Однако для
50
определения влияния конеч-
ного числа лопаток на рас-
четный напор необходимо
знать размеры колеса, влия-
ющие на коэффициент р.
Поэтому Dz определяется
методом последовательного
приближения.
Представим основное
уравнение насоса в виде
н ^2 _ k U?
g	g
Рис. 2 12 Зависимость wjw2 от na
где kU2 — коэффициент, который для типовых конструкций центро-
бежных колес может быть принят равным 0,5
Тогда в первом приближении
= I 4^=V2g/7T.
Зиая U?, можно определить диаметр Do в первом приближении.
Полученным значением D2 воспользуемся для определения угла
02, числа лопаток г, коэффициента влияния конечного числа лопа-
ток на напор р и для расчета Do во втором приближении.
корость потока на выходе из колеса c,h2 без учета стеснения
принимают обычно равной cmi-
Угол 02 определяют таким образом, чтобы получить желаемое
отношение	Из плана скоростей (см. рис. 2 6) имеем
ст2
^200 = -	,
sin р2 “ sin 02
где k2 — коэффициент стеснения сечения па выходе.
Относительная скорость при входе в колесо
sin 0! sin 0!
Для выбора оптимального отношения w\jw2 можно пользо-
ваться графиком рис. 2.12. Ориентировочно оно может быть
принято равным w\/w2<x>.
Задавшись отношением ~d"i/w2x, получим
sin 02=-^-
л ml
1^„.^СХ0дя нз обеспечения минимума потерь, рекомендуют следу-
ющие значения:
пз - .
0* rD *................... 40	100	200	300
Р '.................. 30—36	25—30	20—22	15—20
51
Для получения стаоп 1ьной характеристики рекомендуется при-
нимать малые углы $2= 18-=-20
Коэффициент стеснения лопатками сечения на выходе /?2 вы-
бирается предварительно в пределах 1,05—1.1. Напвыгоднейшее
число лопаток можно определить по формуле
z = 6,5 —sin	-
D,~-Dt	2
По полученным значениям числа лопаток z, углу выхода р2 из
уравнений (2 22) и (2.26) определяют коэффициенты ф и р и по
уравнению (2 19) —значение расчетного напора //«>.
Из основного уравнения и плана скоростей (см. рис. 2.6) сле-
дует
g
_ U2
OQ - ---------
Решаем уравнение относительно U2:
С m2
tg
после чего получаем второе приближение для D2
Ширина канала копсса на выходе определяется по значению
скорости с'из уравнения
2лР2^2
Если предварительно принятые значения k\ и k2 и первое при-
ближение D2 незначительно отличаются от значений, полученных
во втором приближении, то расчет на этом заканчивается. В про-
тивном случае необходимо найти третье приближение.
Профилирование канала колеса в меридианном сечении. Про-
филирование канала в меридианном сечении ведется так, чтобы
получить плавный переход меридианной составляющей скорости
при входе с'т\ к ее величине с'1г2 при выходе. Для этого обычно
задаются графиком изменения в функции радиуса г пли дли-
ны средней линии канала s, которая намечается на основании
предварительного проектирования. Имея для каждого значения $
величину с'Тп из графика, по уравнению неразрывности получают
значение ширины канала
Ь = —&—,
2jtrem
Найдя ширину канала b в функции длины средней линии s,
из ряда точек, расположенных на линии $, как из центров описы-
вают окружности диаметром, равным Ь. Контуры канала в мери-
дианном сечении получаются как огибающие этих окружностей.
В случае необходимости контуры канала корректируют по кон-
52
структнвно-техно логическим соображениям и по этим исправлен-
ным положениям контура определяют окончательное положение
средней линии s и соответствующие значения b и с'т. Рекоменду-
ется контур канала в меридианном сечении в основном выполнять
подобным по форме контурам канала у колес, показавших высокие
гидравлические свойства.
Профилирование лопасти. Профилирование лопасти должно
быть осуществлено так, чтобы создать возможно более благопри-
ятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти по-
током, что соответствует минимуму гидравлических потерь. С этой
целью принимают плавный, без .минимумов и максимумов закон
изменения относительной скорости от начального значения до
конечного w2 в функции длины средней линии канала. Имея функ-
циональную зависимость w и с'т от s, можно, задавшись значе-
ниями толщины лопасти б.-т в функции х, определить угол наклона
лопасти р. Используя формулы
1______
Ат
2лг sin р
где t — расстояние между лопатками, получаем:
sinp =-^- 4-4--
w t
Толщина лопасти 6Л выбирается или равномерной, или тонь-
ше по концам При переменной толщине ее значение в средней час-
ти рекомендуется согласовать с толщиной диска колеса, выби-
раемой по соображениям технологии производства и прочности.
В крупных насосах с широкими каналами толщина лопасти долж-
на проверяться на прочность при изгибе центробежными силами.
В колесах с почти радиальным (в пределах расположения ло-
пасти от гх до г2) направлением средней линии меридианного се-
чения канала пренебрегают отличием длины элемента средней ли-
нии cis от приращения радиуса dr. В этом случае лопасть может
быть запроектирована с цилиндрической поверхностью, образую-
щая которой параллельна оси колеса Дифференциальное уравне-
н io средней липин контура лопасти в плане (рис 2.13) имеет вид
tg₽ = -^г.
г dQ
откуда следует
dQ
53
Рис. 2 13 Схема лопатки рабо-
чего колеса
Угол р задан уравнением как
функция г. следовательно, и урав-
нение представляет собой диффе-
ренциальное уравнение с разделен-
ными переменными Полагая Q = 0
при г=Г1, после интегрирования от
ri до г2 имеем
В связи с тем, что значения f> и
б т в функции г задаются обычно не
аналитически, а в виде графика
или таблицы, интегрирование при-
ходится проводить в численной форме. Обозначим подынтеграль-
ную функцию l/2tgp = B(r). Тогда
AQ =
Bj 4- Bi+1
Ar
2
где AQ— приращение центрального угла; Аг—приращение ра-
диуса; +	—значения подынтегральной функции в начале и
конце рассматриваемого участка.
Суммируя, имеем
i=l
Получив Q как функцию г, наносят соответствующие точки в
плане и строят среднюю линию лопасти по точкам. Откладывая в
каждой точке средней линии толщину лопасти бл, строят контур
лопасти как огибающую.
Анализ формы скелета лопасти и условии ее обтекания до-
вольно трудно выполнить, используя сечения лопасти поверхностью
тока, которая представляет собой поверхность вращения сложной
формы. Академик I. Ф. Проскура разработал и обосновал способ
конформных отображений. При помощи конформных отображении
любая фигура (линия) на произвольной отображаемой поверхности
может быть перенесена па другую выбранную отображающую по-
верхность. Из свойств конформного отображения вытекает, что
угол между определенными элементами и геометрические соотно-
шения элементов сходственных фигур сохраняются.
В качестве отображающих поверхностей для конформного ото-
бражения обычно выбирают боковую поверхность цилиндра или
конуса, которую легко можно развернуть на плоскость. Для кон-
формного отображения строят ортогональную сетку, состоящую
из соосных окружностей и меридианных сечений поверхностей.
Рассмотрим последовательность профилирования цилиндриче-
54
Рис. 214. Профилирование лопасти методом конформного отображения
ской лопасти (рис. 2.14). Для профилирования определяют мери-
дианное сечение и треугольники скоростей на входе и выходе.
Профилирование проводят по средней струйке. В качестве отоб-
ражающей поверхности обычно принимается цилиндр. Более точ-
ный профиль получается при отображении лопасти па конус, од-
нако расчеты при этом значительно усложняются. Дтя удобства
расчетов принимают радиус цилиндра /?к.п= 100-У150 мм. Извест-
ны рекомендации по выбору /?К;Ц=Р2 2. однако это принципиаль-
ного значения не имеет.
Среднюю линию тока на меридианной проекции разбивают на
ряд участков, выполняя условие AZ?/rKp = const = c, и получают
точки 1. 2.. п. Постоянную с удобно принять равной 1/10. На
развертке конформного цилиндра проводим горизонтальные линии,
удаленные одна от другой, на ДЛ = R^/c. Па плане рабочего ко-
леса проводят радиальные сечения I II, ..., k через равные утлы
ДО =10—15 На развертке цилиндра они соответствуют верти-
кальным линиям, удаленным одна от другой на л₽к.пД0/180,
Выбирают положение входной кромки и задаются углом охвата
лопасти 0.4 = 804-120°.
Из точек на развертке цилиндра, соответствующих выходной
(точка 0) и входной (точка между параллельными 6 и 7 угла 0л)
55
кромкам, проводят лучи под углами рг и pi соответственно. Затем
эти лучи соединяют плавной кривой (радиусом /?<). Полученная
таким образом линия представляет собой конформное отображе-
ние средней линии профиля. Если прямые (лучи) нс пересекаются
или пересекаются с резким изменением направления, надо изме-
нить форму конформного отображения, изменив углы 0л, р или по-
ложение входной кромки (диаметр D\).
Смещаясь на развертке цилиндра на угол, соответствующий
угловому шагу лопастей, можно построить отображение скелета
соседней лопасти и т. д. Конформная диаграмма позволяет судить
о форме скелета и межлопастпого каната. По ней можно прибли-
женно определить диффузорность канала (следовательно, и
wJwq) :
^ВЫХ --^вх
L
Для переноса средней линии па план удобно использовать
точки пересечения ее с меридианными сечениями (прямыми /,
II.....k).
На рис. 2.14 в качестве примера показан способ переноса точ-
ки р. По конформной диаграмме определяют отношение Af =
=x/AL. В таком же отношении делят участок Д/4-5 па меридиан-
ной проекции и определяют х. Радиусом гр делают засечку на ра-
диальной прямой V плана рабочего колеса.
Получив скелет лопасти, его «одевают» телом толщиной $-
Строят соседнюю лопасть, сместив все точки па угловой шаг.
Форму межлопастпого канала можно откорректировать постро-
ением лопасти переменной толщины.
Рабочие колеса с высоким ns. С увеличением /г5 изменяется фор-
ма меридианного сечения рабочего колеса, в первую очередь за
счет увеличения ширины. При D2/Z)o<n,6 входную кромку лопасти
приходится располагать в зоне поворота потока для уменьшения
нагрузки на лопасть, улучшения всасывающей способности и по-
лучения стабильной формы характеристики. В этом случае нельзя
рассчитывать и профилировать лопасти по средней струйке, так
как углы потока и установки лопасти па входе очень изменяются,
что затрудняет сопряжение лопастей с дисками рабочего колеса
под углами, близкими к 90°. Поверхность лопасти принимает про-
странственную форму (лопасть двоякой кривизны), которая рас-
пространяется либо на часть лопасти, прилежащую к входному
участку, либо на всю лопасть.
Для профилирования лопасти поток в колесе делят на ряд эле-
ментарных потоков поверхностями токов, имеющих форму поверх-
ности вращения (рис. 2.15). В меридианном сечении поверхности
токов представлены линиями, делящими колесо на элементарные
составляющие. Линии деления можно нанести произвольно, так
как они играют вспомогательную роль при построении лопасти.
В насосостроении принято в меридианное сечение рабочего колеса
56
Рис. 2 15. Меридианное сечение колеса
вписывать равноскоростной или потенциальный поток, линии тока
которого будут и линиями деления.
При равноскоростном потоке (рис. 2.15, а) предполагается,
что подачи каждого элементарного колеса одинаковы. Теоретичес-
кого обоснования существования равноскоростного потока в коле-
сах центробежного типа пока не имеется. Однако лопасти, постро-
енные с использованием такого потока, имеют плавные очертания
и обеспечивают довольно высокий КПД. что служит основанием
широкому распространению этого типа потока для центробежных
рабочих колес.
Для построения равпоскоростного потока выбирают два гранич-
ных сечения и разбивают их на равновеликие участки. Для участ-
ков на входе в колесо должно выполняться условие
(Di - Di) = (Di - О') = (Di - Di),
где Dn=D0-, Da = dBT
Сечение на выходе из колеса делится па участки шириной 62/п.
Поток строят методом последовательных приближений. Через
полученные токи деления (a, b, с, d) проводят ориентировочно
линии тока Одну из ограничивающих линий делят на отрезки,
через которые проводят ортогональные липин о к другим линиям
тока Для каждой линии о, должно выполняться условие cwi =
= const.
Количество жидкости, проходящей через любое сечение орто-
гональной поверхности.
п	п
Qi= 'cmr2nrldi=2ncmi rtdi.
1	о
п
Интеграл J ndt для всех ортогональных линий удобно опреде-
1
57
лять численным интегрированием, порядок определения которого
для одной из линий k приведен в габл. 2.1.
Таблица 2.1
Примечание (/".rfj р =
По значениям 6J, вносят коррективы путем изменения линии
тока и ортогональных линий. Отклонение bd до 5 % считается до-
пустимым. Если поток строят не в масштабе 1 : 1, то при опреде-
лении cmk необходимо ввести масштабный множитель.
После построения потока строят графики изменения мериди-
анной скорости без учета стеснения вдоль каждой линии тока.
Для построения потенциального потока в меридианном
сечении удобно пользоваться графоаналитическим методом
(рис. 2 15, б). Граничным условием является заданный закон
распределения скоростей па входе и выходе из колеса, которые
обычно принимаются постоянными.
Выбирают и разбивают граничные сечения так же. как и для
равноскоростного потока. Ориентируясь на контуры стенок, про-
водят линии тока Si таким образом, чтобы между смежными по-
верхностями тока проходили равные расходы. Проводят эквипо-
тенциальные линии Gi ортогонально к линиям тока.
Для второго приближения определяют расход между смежны-
ми поверхностями токов:
AQi = 2лггс/И1Лог-.
Из свойств потенциального потока
____________________________ d(p
где ср — потенциальная функция.
Вдоль эквипотенциальных линий ф = const, следовательно,
dtp Лер - k - const.
58
Тогда
AQ- = 2лЛ'г
Расход через поверхность, определяемую эквипотенциальной
линией, равен
п
Из этого выражения можно определить постоянную k, а по
ней и распределение скоростей вдоль рассматриваемой эквипотен-
циальной липни. Такой расчет проводят для каждой эквипотен-
циальной линии.
Равенство расходов между каждой смежной парой поверхно-
стей тока является критерием правильного нанесения линий тока.
п
Расход пропорционален -г-- Аоь т. е. распределение расхода
о
вдоль эквипотенциальной линии соответствует изменению выра-
жения /'JAs,-. Строят график изменения ri/&s> вдоль развертки
эквипотенциальной линии (рис. 2.15, в). Равенство расходов бу-
дет обеспечено при равных площадях AF,.
Отклонение каждой площади от среднего значения AFcr =
= ——— определяют по выражению d(\Fi)=AFi—AFrp.
n + 1
Поправка для корректировки эквипотенциальных липин
Я/А . б (Д/д) .
о (Аог) = ---—
/ 'i \
\ Asi / ср
Проводя последовательные приближения описанным способом
для каждой эквипотенциальной линии и корректируя линии о, и
„	6 (Да)
sit дооиваются треоуемои точности построения: ———
сО,034-0 04.
Необходимые вычисления для построения потенциального по-
тока удобно производить в табличной форме (табл. 2.2).
После окончательного построения потока вычисляют скорость
c»i в характерных точках эквипотенциальных линий по выраже-
нию cin = k/As. Постоянная k для каждой линии сгг- определяется
выражением (2.45) Затем строят кривые распределения ст вдоль
эквипотенциальных линий и линий тока. Иногда наносят также
линии равных меридианных скоростей с„„- = const для данной по-
дачи.
Расчет диагональных рабочих колес. Остановимся на некоторых
отличиях в выборе геометрических параметров колес диагонально-
го типа (рис 9.16).
59
Таблица 2.2
Ориентировочно средний диаметр выхода диагонального ко-
леса
^2 СР = (0,9 4-1,25)1 -Яг.
1 Ун
Большее значение коэффициента относится к более низким ns.
Углы лопастей (Зо и [31 в колесах диагонального типа изменя-
Рис. 2.16 Диагональное колесо
ются по ширине входной и вы-
ходной кромок, увеличиваясь по
направлению к основному диску.
Часто лопасти профилируют из
условия	Число лопастей
рекомендуется выбирать равным
г=4ч-6 Оптимальное число ло-
пастей зависит от формы мери-
дианной проекции рабочего ко-
леса
Конечное число лопастей учи-
тыкают по методике К. Пфлейде-
рера, а коэффициент ф определя-
ют по выражению, предложенному Зибрехтом:
При построении меридианной проекции для обеспечения более
равномерного распределения скоростей в зоне поворота потока
следует добиваться следующего соотношения между радиусами
закруглений покрывающего и основного дисков: Dir :>£)„. Густоту
решетки обычно выбирают в пределах ЬЦ^ —14-1,05. В диаго-
нальных колесах обычно принимают следующие соотношения:
^вт/^2о = 0,64-0.8 и ^вт/Л2п = 0,34-0,4. Входной диаметр рабочего
60
колеса
о0 = i igfA-Y ’ + & .
>	\ n /
где QP — в м3/с; dRT — в м; п — в об/мин.
В диагональных колесах линии тока у покрывающего диска
имеют значительно меньшую протяженность по сравнению с ли-
ниями тока у основного диска. Скорости у покрывающего дис-
ка обычно больше сС’2, а у основного диска может иметь место
Для выравнивания нагрузки на отдельные элементы ло-
пасти выходную кромку рабочего колеса располагают наклонно
относительно осп
К- Пфлейдерер рекомендует следующее соотношение для диа-
гональных колес:
— D >	гр
т = —----------г- = — (1 - р)
о
где <£ = 0,54-0,7 — коэффициент удара (большие значения <р соот-
ветствуют более высоким ns).
Гидравлический КПД для средней линии тока
T]r-
2^Н	+
где gi = 0,084-0,2; >2 = 0Д4-0,35 — эмпирические	коэффициенты
сопротивления.
Статистическое исследование выполненных насосов показало,
что форма меридианной проекции рабочего колеса и выправляю-
щего аппарата оказывает влияние на гидравлические качества и
форму кривой Q—И диагональных насосов. Отношение С\П11сът
уменьшается с увеличением ns, а Сзт/с^т возрастает:
-ЙЕ- = 1,889 — 0,00158/ц;
с2т
-^2- = 0,473 + 0,00115па,
где с3л1 и с4т—меридианные скорости на входе в выправляющий
аппарат и на выходе из него.
Лопасти диагональных колес профилируют так же, как и ло-
пасти быстроходных радиальных колес.
Для ориентировочной оценки геометрических размеров колес
можно использовать зависимости, полученные по данным выпол-
ненных высокоэкономичных скважинных насосов (рис. 2.17).
2 5. ПОДВОДЫ
Каналы, подводящие поток к лопастному колесу, оказывают
значительное влияние на работу центробежного насоса. Основная
61
Рис. 2.17 Коэффициенты для расче-
та диагонального колеса:
4 = -^: иг ° Лм“-Л°*
V2gH	L
Рис. 2 18. Прямолинейный конфузор:
1 — рабочее колесо: 2 — конфузор
задача при проектировании подводов сводится к обеспечению ми-
нимальных потерь в проточной части патрубка и к снижению не-
благоприятного влияния патрубка на работу ступени, т. е. полу-
чению равномерного поля скоростей на входе в ступень.
Невыполнение последнего условия значительно ухудшает ра-
боту насоса, что выражается в снижении производительности, па-
пора, КПД и ухудшении всасывающей способности колеса. Если
скорость у входа в рабочее колесо распределена неравномерно,
то треугольники скоростей и, следовательно, углы наклона относи-
тельной скорости различны для различных струек. В этом случае
при любой установке входного элемента лопатки получается от-
рыв потока от лопатки, приводящий к дополнительным потерям и
к местному снижению давления, в результате которого уменьша-
ется допустимая высота всасывания насоса.
Известно много случаев, когда из-за неудовлетворительной
конструкции входного патрубка центробежные насосы не дали тре-
буемо!! характеристики, которую можно было ожидать на основа-
нии опытов с моделью или испытаний аналогичных насосов других
установок.
Простейшей конструктивной формой подвода является прямо-
линейный конфузор (рис. 2.18).
Такая форма возможна только при консольном расположении
рабочего колеса. Конфузор обеспечивает получение более устой-
чивого потока при изменении режимов и предотвращает возмож-
ность образования вихрей и обратных токов. Повышение скорости
в конфузоре на 15—20 % обеспечивает получение устойчивого по-
тока на входе в колесо.
В преобладающем числе конструкций насосов (двустороннего
всасывания, многоступенчатых) вал опирается на подшипники с
62
Рис 2 19. Спиральный подвод
двух сторон рабочего колеса. Для таких конструкций получил наи-
большее распространение спиральный подвод, разработанный
Д, Л. Ломакиным [6]. Оптимальное соотношение размеров такого
подвода приведено на рис. 2.19. Перед входом потока в колесо
располагается конфузор. В пулевом сечении спирали устанавли-
вается ребро, препятствующее созданию на входе в колесо осе-
вого вихря, направленного против вращения колеса.
Но выполнение вышеописанных подводов в некоторых кон-
струкциях по условиям компоновки не всегда возможно. Поэтому
в этом случае проектированию подводов насосов должно быть уде-
лено особое внимание. Спроектированный подвод должен быть
испытан, чтобы найти такую форму, при которой может быть по-
лучено максимальное значение КПД насоса.
Испытание подводов. За последнее время получили широкое
распространение методы аэродинамических исследований гидрав-
лических машин. Моделирование на воздухе имеет ряд преиму-
ществ по сравнению с моделированием на жидких рабочих средах:
1) возможность более глубокого изучения характеристик пото-
ка. На воздухе легко изучать распределение скоростей и давлений
во всех точках потока и проводить визуальные наблюдения;
2) значительное уменьшение трудностей, связанных с изготов-
лением экспериментальной установки (для исследований на воз-
духе большая часть моделей может быть изготовлена из дерева,
фанеры, пластилина, что приводит к существенному снижению
стоимости проведения опытов).
Испытания воздухом моделей подводов производится на спе-
циальных стендах. Схема одного из таких стендов приведена на
рис. 2.20.
Вентилятор 5 засасывает воздух из помещения и через диф-
фузор 3 нагревает его в напорный бак 2. Из напорного бака воз-
дух поступает в модель подвода, пройдя которую, возвращается
в помещение. Измерение нолей скоростей производится специаль-
63
Рис. 2.20 Стенд для испы-
таний подводов:
1 — подвод; 2 — напорный бак;
3 — диффузор. 4 — решетка, б —
вентилях р
ними насадками (шаровыми зондами) в плоскости торца выход-
ного сечения подвода.
Продувка осуществляется при скоростях воздуха, обеспечива-
ющих условие автомодельности, т. е. Re>104 5.
При испытаниях определяются следующие характеристики под-
водов:
1)	коэффициент сопротивления
t = 2ё
У ’
где Ар— потеря полного давления; Von—среднее значение нор-
мальной составляющей скорости в выходном сечении подвода, у—
плотность воздуха в выходном сечении,
2)	коэффициент неравномерности потока
V гмакс
где Уомакс — максимальное значение скорости в выходном сечении
подвода; I 2 — среднее значение скорости в выходном сечении под-
вода;
3)	коэффициент закрутки потока
1/
1 211
4) диапазон углов отклонения потока.
Испытываемая конструкция должна обеспечить:
1) минимальное гидравлическое сопротивление подвода;
2) осесимметричный (с возможно более равномерным распре-
делением скоростей) поток в выходном сечении подвода;
3) минимальную закрутку потока;
4) стабильность параметров на выходе из подвода.
Рациональным проектированием подвода можно значительно
уменьшить его гидравлическое сопротивление, а также улучшить
поля скоростей в выходном сечении подвода.
За последние годы были спроектированы и испытаны центро-
бежные насосы с формами подводов, отличающимися от классиче-
ских.
Ниже приведено описание конструкций подводов некоторых
насосов.
Конструкции подводов рассмотрены в порядке увеличения ко-
эффициента быстроходности насосов.
61
Рис. 2 21 Подвод насоса с и, = 65:
/ — всасывающий патрубок. 2 — лопат-
ка; 3— колено; 4—прямолинейный уча-
сток
Рис 2.22 Подвод насоса с пя = 80:
1 — всасывающий патрубок; 2 — напор-
ные трубы; 3 — бак
Как известно, с увеличением коэффициента быстроходности
увеличивается влияние неравномерности потока на работу насоса
(вследствие увеличения скоростей, уменьшения длины каналов и
числа лопаток рабочего колеса). Поэтому у быстроходных насосов
следует особое значение придать форме подвода.
1. Подвод центробежного насоса с коэффициентом быстроход-
ности лд = 65.
Здесь перед входом в насос необходимо было ос\тцествить по-
ворот потока с расширением (рис. 2 21).
Всасывающий патрубок состоит из диффузора, колена посто-
янного сечения с направляющими лопатками и небольшого прямо-
линейного участка перед насосом.
В этом варианте патрубка последоватетьно производится вна-
чале уменьшение скорости, а затем — изменение направления по-
тока на 90°.
Этот вариант более эффективен (имеет меньшие гидравличе-
ские потери и более симметричное и равномерное поле скоростей
в выходном сечении), чем вариант, представляющий собой диффу-
зор, ось которого плавно поворачивается на 90°.
2 Подвод центробежного насоса с коэффициентом быстроход-
ности /2$=80.
Подвод выполнен в виде бака, внутри которого установлены
четыре напорных трубопровода (рис. 2.22).
Модель подвода (в масштабе 1 : 5) была испытана на воде
при двух положениях напорных трубопроводов (рис. 2.23). Наи-
лучшее распределение скоростей потока получено при установке
напорных трубопроводов по схеме 2.
3 Зак 812	(35
Рис. 2.23. Варианты испытанных подводов для
насоса с л,=80
Рис 2 24. Подвод насоса с лв = 326
Распределение скоростей потока на выходе из подвода равно-
мерное макс = 1,04\ закрутка потока незначительна (за-
\ V мин	/
крутка оценивалась визуально при помощи шелковых нитей).
3 Всасывающий трубопровод быстроходного центробежного-
насоса (zzs = 326) имеет несколько гибов, после которых располо-
жен небольшой прямолинейный участок, и конфузор, ускоряющий
поток на —40 % (рис. 2.24). Аэродинамические испытания этого
трубопровода показали, что на выходе из конфузора маьс„ __ j j
•'мин
4. Подвод центробежного насоса (я., = 350) представляет собой
бак, внутри которого эксцентрично размещена напорная камера
насоса (рис. 2.25). Для обеспечения более плавного поворота по-
тока в подводе был спроектирован вытеснитель, выполняющий од-
новременно роль разделяющего ребра. В процессе аэродинамиче-
ских исследований были замерены поле скоростей на выходе из
подвода и его гидравлическое сопротивление.
Рис. 2.25. Гидрокамера насоса с л8=350:
1 — бак; 2 — напорная камера; 3 —• ребро вытеснителя
66
Замеры углов отклонения потока и его закрутки не производи-
лись.	у
Испытания показали, что неравномерность потока в выходном
сечении подвода имеет одинаковую величину для модели с вытес-
нителем и без него ( — 5%). Поле скоростей без вытеснителя бо-
лее симметрично.
Коэффициент сопротивления модели с вытеснителем и без него
имеет одно и то же значение ($ = 0.27 при Re= 1 • 1054-3-105).
При стендовых испытаниях насоса наблюдалась пульсация па-
раметров насоса — производительности, напора, мощности (испы-
тания проводились без вытеснителя). Пульсация была устранена
установкой на входе во всасывающий конфузор решетки с коэф-
фициентом просвета х=0,64.
Результаты испытаний насосов с приведенными выше подвода-
ми позволяют сделать некоторые рекомендации по проектированию
подводов:
а)	в тихоходных насосах можно применять подводы в виде
колена с расширением. При этом подвод должен быть выполнен из
двух участков — диффузора и колена постоянного сечения с на-
правляющими лопатками (рис. 2.21);
б)	в тихоходных насосах с подводом в виде бака с размещенны-
ми внутри напорными трубопроводами (рис. 2 22) необходимо
перед входом в колесц устанавливать конфузор.
Положение напорных патрубков должно соответствовать схе-
ме 2 (рис. 2.23).
в)	в быстроходных насосах со всасывающим трубопроводом,
имеющим несколько гибов (рис. 2.24), перед насосом необходим
прямолинейный участок трубопровода длиной —3D и конфузор,
ускоряющий поток на 40 % (здесь D — диаметр трубопровода).
2.6. отводы
Каналы для отвода потока должны, во-первых, обеспечить
осесимметричный поток жидкости при выходе из рабочего колеса
и, во-вторых, преобразовать кинетическую энергию потока, выхо-
дящего из колес, в энергию давления.
Отвод является важным элементом проточной части, в значи-
тельной степени определяющим техническое совершенство насоса.
Отводящие каналы выполняются в виде спиральных или лопа-
точных отводов Между ними нет принципиальных различий, они
различаются лишь конструкцией.
Спиральный отвод (рис. 2.5, а) состоит из спирального канала
с постепенно нарастающими сечениями и диффузора. Для того
чтооы обеспечить установившееся относительное движение в рабо-
ньш олесе’ поток в спиральном отводе должен быть осесимметрич-
купян РаспРед^ление скоростей в спиральном отводе влияют цир-
ваемого утечки чеРез уплотнение и нарастание давления, созда-
трением жидкости о внешние стенки дисков рабочего ко-
3*
67
^1

леса. Но при расчете спирального отвода этими факторами пре-
небрегают.
Лучшие современные насосы рассчитаны исходя из постоянства
средней скорости во всех сечениях отвода. Обычно при проекти-
ровании необходимо знать максимальный габаритный размер спи-
рали. Поэтому расчет начинают с определения местоположения и
размеров концевого сечения спирали. В насосах с ns<100 конце-
вое сечение удалено от начального на определенный угол <рс
(рис. 2.26).
При росте пс угол охвата <ps уменьшается, обеспечивая условия
плавного сопряжения спиральной части отвода с диффузором-
Сечение площади 8-го сечения спирали
д ____ Q Фз
с3 2л
о
Диаметр начальной окружности
= ^г&нач
определяется в зависимости от ns (рис. 2.27). Можно начальный
диаметр определять по формуле
j93 = (l,03~l,05)D2.
Начальную ширину спирали можно выбирать из соотношения
63 = Z?2 4- (0,02 — 0,05) D2.
Угол, образованный языком спирали (см. рис. 2.5, а), должен
быть равным углу потока на выходе из колеса:
а2 = аз = arc tg .
Сиз
Закон изменения боковых стенок спирали задается на основа-
нии образцов насосов с высоким КПД.
Обычно угол стенки спирали <рСп/2 плавно изменяется в зави-
симости от угла охвата спирали, достигая в конечном сечении
10—13°.
68
Сечемие в
Среднюю скорость в спиральном отводе
ражения, установленного опытным путем:
с3 определяют из вы-
от ns (см. рис. 2.27).
с3 = «с Г ,
где kr — опытный коэффициент, зависящий
Расчетный контур сечения (рис. 2.28), ограниченный с внешней
стороны цилиндрической поверхностью, неконструктивен с гидро-
динамической точки зрения — в углах такого сечения создаются
зоны отрыва. В связи с этим теоретический контур преобразуют в
более плавный так, чтобы нс изменять пропускной способности се-
чения. Для этого площадь прирезаемых и отрезаемых частей долж-
на быть одинакова. Диффузор обычно выполняется с углом ко-
нусности 8 . Не рекомендуется допускать рост площади диффузора
более чем в 2 раза, так как при этом происходит сильный рост
пограничного поля и отрыв потока от стенок, приводящий к росту
гидравлических потерь.
В целях сокращения д чины диффузора дальнейшее увеличение
сечения может быть внезапным без заметного падения КПД.
Методы расчета спирального отвода сведены в табл. 2.3.
Лопаточные отводы. Отличительной чертой . опаточных отводов
является наличие нескольких каналов (рис. 2.29).
Каждый канал состоит из спиральной части и диффузора. Спи-’
ральная часть канала обычно выполняется постоянной ширины.
Для обеспечения оптимальных условий течения в каналах направ-
ляющего аппарата должны быть соблюдены следующие условия:
) при данной площади канала его гидравлический радиус
олжеп быть максимальным. Этому условию лучше всего удовлет-
ряст квадратное сечение на входе в направляющий аппарат;
канал Диффузора целесообразно выполнять с прямолинейны-
ми стенками;	г
69
—
Таблица 2.3. Методы расчета спиральных отводов
Характеристика	Способ определения по различимы рекомендациям				
	М Д Лйзенштейн	А И. Степанов	К- Пфлей- дерер	Л Л Ломакин	ВИГМ
Диаметр начальной окружности Ds	(1 ,005+1,4) £>2 в зависимости от О	(1 ,06+1,4) Di в зависимости OT«S	1 ,033 Dt	(1,03+1.05) Dt	(1,05+1,15) D,
Ширина отвода	Низкие ns~2&2 п <130 W ~1 .7 л$> 1 30 -1.56,	Низкие Средние ~ 1.756, - n,>21 0 -I , 662	62-f- (I+2) мм		bt + -H0,04+0,6)D4
Площадь расчетного сечения отвода fp. с	Определяется подачей и средней скоростью в спирали		Определяется подачей и законом cnr = const		
Средняя скорость в спиральной Части отвода ся	5 СЧ С । п		—	—	5—
Угол расчетного сечения по отношению к языку отвода	360	360	360	360	4%)
Уменьшение длины языка отвода по сравнению с теоретическим	12—15	—			—
3)	число лопаток следует принимать минимальным;
4)	угол раскрытия канала диффузора следует принимать рав-
ным углу для прямолинейных диффузоров или меньшим.
Для прямолинейных с круглым сечением конических диффузо-
ров рациональный угол раскрытия — 8, для квадратного сече-
ния— 6°, для диффузора с прямоугольным сечением и двумя па-
раллельными стенками — 11°;
5)	угол лопатки имеет второстепенное значение по сравнению
с оптимальным соотношением размеров колеса.
Контур лопатки должен следовать линиям тока потока.
Теоретический анализ показал, что контур отвода в спираль-
ной части следует очертить по логарифмической спирали.
Число лопаток 2=8.
Методы выбора элементов отвода приведены в табл. 2.4 и 2.5.
Влияние отвода на рабочую характеристику насоса. Насос мо-
жет работать на различных подачах, и в зависимости от этого бу-
дет меняться величина гидравлических потерь в отводе
70
Таблица 2.4. Методы расчета лопаточных отводов
Характеристика	Способ определения по различным рекомендациям					
	м д Айзенштейн	А. И. Степанов	К Пфлей- Дерер	Л. А. Ломакин		вигм
Диаметр начальной окружности D3	(1,054-1,10) Dg	(1,064-1 ,4) Da в зависимости от п а	Минимально возможный	(1,03-4-1 ,05) Di		Минимально возможный из условий изготовления и эксплуатации
Ширина отвода	—	1 ,1Ь# &а+1 ,5 мм	6а~г (1-4-2) мм	0,05 D2		I . 16Н-1 »5 мм
Число лопаток отвода z	гк + 1	Из условия а3 = Ьэ		—		6—8
Толщина лопатки на входе б3	—	—	1—4 мм	Из условия а3 <1,14-1 ,5		—
Угол установки входной кромки лопаток ая	—	В соответствии с направле- нием потока на выходе из рабочего колеса	По углу потока на выходе из рабочего колеса (Zg с поправкой на стеснение потока лопатками k3 и с учетом поправочного коэффициента р			
Поправочный коэффициент ц	—	—	1 ,2—1,8	b9/ba		1 — 1 ,05
Высота входного сечения Диффузора а3	Q Ь3гс9		/	л.	. _	) 1 	 sin 2а Гз	(е	г	-11 COS (Хэ	'		'-А	X	с| ЗД • S 11 р £ рок <ь> '-е	11
Скорость на входе в Диффузор с С	лс»2gv; kc = f (ns)		—			—
Профиль начального участка лопатки			По логариф- мической спирали или дугой окружности	По логариф- мической спирали		По логариф- мической спирали или из условия, что площадь сечений спирального участка прямо пропорцио- нальна углу разворота сечения
71
Продолжение табл. 2.4
Хара кте р и с ти ка	Способ определения по различным рекомендациям				
	М. Д Айэенштейн	А. И Степанов	К- Пфлей- дерер	А. А. Ломакин	ВИГМ
Эквивалентный угол расширения диффузора е0' экв	8—1 1	6—8	8-Ю	6—8	7—9
Угол расширения диффузора е при &=const (расширение в одной плоскости)		1 I	—	10-12	10-12
Степень расширения диффузора пдиф		1 .6		2	Определяется ВС1ИЧИНОЙ отношения _2i_ Dt (Dt — наду jk- ный диа*етр отвода)
Гидравлические потери в отводе имеют четко выраженную
зону (по расходу) минимальных величин, в то время как в колесе
такой зависимости не наблюдается, т. е. оптимальный режим ра-
боты насоса определяется отводом.
Максимальный КПД насосов с направляющим аппаратом до
2 % выше, чем со спиральным.
Методика расчета направляющего аппарата (н. а.) с кольцевым
сборником *. У ряда специальных консольных насосов отвод вы-
полняется в виде канального направляющего аппарата, за которым
располагается кольцевой сборник с напорным патрубком. Приме-
нение таких отводов значительно упрощает конструкцию насоса,
приводя лишь к некоторому ухудшению гидравлического КПД.
В литературе по насосам известна одна экспериментальная ра-
бота дающая следующие рекомендации по выбору основных раз-
меров таких отводов.
1.	Площади мерпдианального сечения кольцевого коллектора
должны быть больше площади входа в каналы н. а. не менее чем
в 1,7 раза.
2.	Расчет направляющего аппарата следует проводить по про-
пускной способности, увеличив расчетное сечение на 5—10%.
3	Высота мерпдианального сечения кольцевого отвода должна
быть больше 1/3 диаметра напорного патрубка
* Разработана В. А Бабиным
72
Таблица 2.5 Определение угла установки лопаток
Характеристика	Способ определения по различным рекомендациям		
	А А Ломакин	К Пфлей- дерер	вигм
Меридианная скорость потока на выхо- де из рабочего колеса с'п2	Q'		Q
	л£>262		7iD3b2
Окружная скорость потока на выходе из рабочего колеса си2	60g нт		60g НТ nD3n
	3iD2n		
Направление потока на выходе из колеса tga3	ст2		
Шаг лопаток отвода на выходе t3	—	nD3 	о Z	
Толщина лопатки по окружности выхо- да 6'	—	63/sin а3	
Коэффициент стеснения на выходе k3	1 + 63/а3	^3	
		G ^3	
Поправочный коэффициент р		1,2-1,8	1—1,05
Углы установки лопаток отвода: “з	и/г3 tg а2 arctg а3		
4.	Площадь радиального патрубка должна быть больше пло-
щади коллектора —в 1,5 раза.
На основании анализа уравнений Бернулли и теоремы моментов
количества движения разработана методика получения расчетных
зависимостей, позволяющих более обоснованно подходить к про-
ектированию таких отводов.
1 ассмотрпм картину течения жидкости в кольцевом отводе,
оток, выходящий из любого /-го канала направляющего аппа-
в кольцевом отводе сливается с потоком через i—1 сече-
ние коллектора (рПс. 2.30).
73
Рис. 2.30. Картина течения в
отводе
При слиянии происходит изменение момента количества дви-
жения жидкости из-за изменения величин и направлений скорос-
тей, а также из-за трения, что сопровождается гидравлическими
потерями.
Потери напора Дй, (от входного сечения канала аппарата / до
сечения i в кольцевом отводе) и Д/g-i (от сечения t—1 коллектора
до сечения i согласно уравнению Бернулли) будут
- 2	2
Д/г, = Н. — //, + а, —-----------а,------- ;
’	’ 2g	2g
XT- ,	o'?
Д/ix—i =Ht—\ — Ht 4- a;—i —J----------------а,- —— ,
2g	2g
(2.46)
где H, а и и с соответствующими индексами — средние значения
статическою давления, коэффициенты неравномерности скорости
и средние скорости в соответствующих сечениях.
Для нахождения величин (Н{_}—Hi) и (Н}—Hi) воспользуем-
ся теоремой об изменении момента количества движения для
сечений /, i—1 и i, с учетом которой уравнение в проекции на на-
правление окружной скорости имеет вид
Ру*/ р	Pz-i^-i р , М р
	LyFjCOS^rj	4	—
g--------------------------------------g-g
- Н i-iyF X-1G-1
4- лу^-созф/у — HtyF^i 4- TSR'\ (2.47)
где p, F и r — коэффициент неравномерности момента количества
движения, площадь и радиус центра тяжести рассматриваемых со-
ответственно сечений; ср— угол между направлением окружной
скорости и средней линией канала аппарата на выходе; у — удель-
ный вес среды; TSR"— момент на боковых поверхностях; Ts и
R" — равнодействующая гидродинамических сил давления по бо-
ковой поверхности контрольных сечений и радиус ес приложения:
/	— xF- \
7\ = | н> + Pj V <0-1 + F> cos f — F^:
74
здесь ру—коэффициент избыточного давления на боковых поверх-
ностях; — коэффициент избыточного давления в данном се-
чении.
Подставляя значения 7\.н /7г_] в правую часть выражения
(2.47), после некоторых преобразований получим
Лпт	л=2__
L	2g Fj п
2 1
V; I R"
— Р> -57 -7— (F.-1 + Ft cos <p — Ft),	(2.48)
2Л J Fifi
где
Сделаем предельный переход, положив v =Vi = Vi-\ = 0, тогда
из выражения (2.48) получим, что = а так как в этом слу-
чае = то, следовательно, а=1.
После подстановки а=1 в выражение (2.47) из последнего
находим, что
H} — Ht — cost?	£ А (2.49)
g g	g	2g* v 7
где
k = Pi-\ 1 — pj-------------------(Fi-i 4- Fj cos <p — FJ.
Firi	rfi
Подставляя (2.49) в (2.46), заменяя неизвестный член fa — Vf
2-g
известным поправочным множителем /гСб, пренебрегая действи-
тельным законом распределения скоростей п положив а=р=1,
получаем
А, , Г V2. 2v2_x	v2-	2v2 р.
=	—-^cos<₽*],	(2.50)
где cos <p* = costp —- .
Разделим выражение (2.50) на квадрат скоростного напора
в выходном сечении /-го канала направляющего аппарата, при-
няв значение /гсб5=1, по аналогии с его значением при слиянии
потоков получаем после преобразований значение коэффициента
сопротивления бокового ответвления при слиянии потоков отне-
сенного к скорости в i-м канале направляющего аппарата:
где Qi и д; расходы через сечения i—i и /—j (рис. 2 30)
(2.51)
75
Проведя аналогичные преобразования, получим, что коэффи-
циент сопротивления sh-i от сечения i—1 до сечения I, отнесенный
к скорости в канале аппарата, будет равен
— 2
Ft
В рассматриваемом нами случае площади сечений коллектора
одинаковы, т. е. Fi = Fi-\ и —-— = 1.
F i—i
Примем также, что расходы по всем каналам аппарата оди-
0
каковы и равны q^ = — = qt тогда расход через люоое г-е сечение
п
коллектора будет равен Qi = iq + &Q, где величина AQ— расход
через сечение коллектора 0—0, расположенное между выходным
патрубком и каналом направляющего аппарата.
В зависимости от геометрических соотношений коллектора и
каналов аппарата возможны три различных режима течения через
сечение 0—0. Когда сечения коллектора малы, возможно, что часть
жидкости, выходящей из первых каналов аппарата, поворачивает
в коллекторе на угол, больший 90°, и затем сливается у напорного
патрубка с основным потоком. В этом случае величина XQ отри-
цательна.
Возможен вариант, когда AQ-=0, т. е. в этом случае в сечении
0—0 расход отсутствует, что эквивалентно постановке там непро-
ницаемой перегородки, и расход через любое сечение коллектора
равен Qi = iq.
Наконец, возможен случай, когда через сечение 0—0 идет рас-
ход AQ>0, который как бы эжектируется струями, выходящими
из каналов аппарата.
Практически, чтобы иметь меньшие потери в отводе, их проек-
тируют так, чтобы AQ было больше или равно нулю, тогда опре-
делить величину AQ можно из условия, что сумма потерь на про-
ход от сечения 0—0 до сечения i, на проход при разделении от се-
чения п—п до 0—0 и на трение равна 0, т е.
“	О2
у -г ?Тр ,•)	—ч— =0;
Я	2sFi
(2.53)
где ?,— коэффициент трения; Dr—гидравлический диаметр кол-
лектора; — коэффициент сопротивления трения на участке
(i—отнесенный к скорости в канале аппарата; с-—коэффи-
76
цпент сопротивления на проход при разделении потоков от скоро-
сти в канале аппарата, который может быть представлен в виде
Е, = 0,4 (--g 2	= 0,4п2 А-.	(2.54)
•'*	\ Q-f-AQ / \	<7 г2	F2
п	i
При принятых выше предположениях выражения коэффициен-
тов сопротивлений в зависимостях (2.51), (2.52) и (2.53) могут
быть значительно упрощены:
= 1 + 4cb2 + 4ib2 — № — 2b2 — 2cib2 — c2b2 — kb2 =
- 1 + 4b2 (c + i) — (Z -h c)2 b2 — 2b2 — kb;	(2.55)
= 2cb2 — 2ib2 — b2 — kb = 2b2 (c 1) — b2 — kb;
STPf = 0,4n2b2; £Tp/ = A (c + Z)2 b2.
Подставляя значения коэффициентов сопротивления из выра-
жения (2.54) в зависимость (2.55) и производя некоторые преоб-
разования, получаем следующее квадратное уравнение относитель-
но величины с:
^ + (t+« + 1)c-^+,-4t+t(" + I)(2" + 1)=°-
решая которое, получаем
Поскольку выражение (2.о4) справедливо для случая, когда
через сечение 0—0 идет расход AQ^O, т. е. с^О, то, так
= 0, значение корня квадратного в (2.56) надо
•брать со знаком « + », а член
n_ _ k (п4-1) (2n+ 1)
А АВ + b
должен быть меньше или равен нулю. При значениях В>0 полу-
ченный результат недействителен, так как в этом случае картина
движения потока не соответствует принятой гипотезе, на основа-
нии которой составлено уравнение (2.54).
Значения с, определенные по выражению (2.56)
параметра b —
^—1,4 н
в функции
приведены ниже для отвода, у которого п = 8,
А -0,06;
ь =		 0,11
Fi	
с . • • «	....	0
0,08	0,06	0,125
1,75	4,0
—0,65
77
Коэффициент сопротивления собственно коллектора от выхода
из каналов аппарата может быть представлен как средневзвешен-
ный из выражения
t _ <.i-i___________________________
ъотв	»
п
которое после подстановки значений коэффициентов сопротивления и
суммирования принимает вид
5отв = 1 +	+ ’> <2" + ‘>+ ЬЧ'\+1)- - kb +2^С ~С^+
О	2	а
+ — (n + I)2nA + — Ас(п + 1) (2ге + 1) + й2Лс2 (2.57}
4	3
Значения Нотп для рассмотренного выше случая (п = 8, k =1,4
и Л =0,06) приведены в табл. 2.6, там же указаны при условии
Таблица 2.6»
ь	0,11	0,08	0,06	ёотв	0,773	0,785	0,797
с	0	1,756	4	^отв	0,665	0,682	0,726
наличия непроницаемой перегородки в сечении 0—0. т. е. с = 0,.
и при пренебрежении трением, т. е. А =0.
Из табл. 2.7 видно, что минимум потерь находится при с = 0,
Таблица 2.7
Ъ		Номер канала j							
		1	2	3	4	5	6	7	8
0,11	—п	0,690	0,820	0,892	0,917	0,880	0,790	0,640	0,433
	t		t —п feOTB	0,074	—0,045	—0,124	—0,144	—0,111	—0,018	0,127	0,343
0,08	Ч—n	0,806	0,850	0.860	0,90	0,826	0,760	0,652	0,520
	?		t —n	ьотв	—0,021	—0,065	—0,075	— 0,115	—0,041	0,025	0,133	0,265
поэтому при проектировании отводов целесообразно принимать
такие значения bit при которых с = 0.
78
Коэффициент сопротивления от выхода каналов аппарата до
напорного патрубка
где сп — коэффициент сопротивления на вход в патрубок, отнесен-
ный к скорости в каналах аппарата; в соответствии с (7] может
быть представлен как коэффициент сопротивления на боковое
отверстие при разделении потоков:
= Ь2 (п + с)2 4- n2b2D2 — 2 cos а (п 4- с) nDb2, (2.58)
где Р =
— отношение площади радиального сечения коллек-
тора к площади напорного патрубка; а — угол между осями па-
трубка и средней линией коллектора.
Таким образом, коэффициент сопротивления рассматриваемого
отвода будет
5	1 + — (п 4- 1)(2лг 4-1) +	—-----------9- ° ^2Ь2с — с2Ь2-Ь
— п(п+ 1)4+ — Ас(п + 1)(2п + 1} + Ьг(п + с) + Ь2пЮ2 —
4	3
— 2 cos а (п 4- с) nDb2.	(2.59)
В принятой гипотезе предполагалось равенство расходов по
каналам аппарата. На самом деле из-за различных сопротивлений
они должны быть различны. Оценим возможные ошибки, вызван-
ные этим предположением.
Коэффициент сопротивления расхода, выходящего из /-го ка-
нала аппарата, равен
£/— п —	4“ У] (£i—i £тр /)•
После подстановки соответствующих значений коэффициентов
сопротивления получаем
+ (2cb2 ~ kb — b*) (п — 1) +	[п (п +1) (2п 4-1) — i (i + 1) (2< + 1)] +
4- [п (п 4- 1) — i (14~1)]4-с2 (/г — О ^Ь2.	(2.60)
Для рассматриваемого выше примера (л = 8, 6=1,4, Д = 0,06)
13 табл. 2.7 приведены значения cf_n, вычисленные по формуле
(2.60) для каждого канала, и отклонения величины от сред-
него значения ^отв для Ь = 0,11 (с = 0) и 6 = 0,08 (с=1,75).
Рассмотрим отклонения расходов, вызванные различием коэф-
фнциен ов сопротивления £г--п.
79
Теоретический напор насоса при отсутствии закрутки на входе
определяется
«2^2
th ---------
g
В оптимальном режиме для насосов средней быстроходности
60 < ns < 150; си2 их 0,5«2.
Полагая, что диффузорность аппарата не менее 1,7 и входная
скорость в канале аппарата — ск2, получаем, что скоростной на-
0,086 2
пор в выходном сечении направляющего аппарата-----—-------- U2
2g 2g
не менее 8,6 % теоретического напора.
Максимальные отклонения коэффициента ^_п от среднего £отв
(см. табл. 2.7) получаются для 8-го канала и составляют —0,35
(для b = 0.11), что соответствует менее 3,0 % теоретического на-
пора
Так как
__ ft!	СТП2
g \
tg Рг
a
CW2
= «2-0,5,
\	02
то, положив коэффициент уменьшения мощности р = 0,3, получим,
что через 8-и канал должен пойти расход, больший среднего мак-
симума на 3 %.
Однако такие отклонения в силу их малости не скажутся силь-
но на итоговом результате, поэтому принятое предположение о
равенстве расходов по каналам аппарата допустимо. Следует за-
метить, что с увеличением FJFj разница сопротивлений по кана-
лам аппарата уменьшается (табл. 2.8), что свидетельствует о бо-
лее равномерной их работе.
Для проверки правильности приведенной выше методики рас-
чета коэффициента сопротивления кольцевого отвода была про-
ведена серия экспериментов на воздушной модели насоса пч=Ю0.
Насос имел направляющий аппарат с числом каналов п = 8 и k =
= 1,4. Испытывалось несколько вариантов коллекторов разной пло-
щади с различными диаметрами напорного патрубка.
При испытаниях замерялись сопротивления от выхода из каж-
дого канала аппарата до напорного патрубка и расходы по ка-
налам аппарата. Среднее значение коэффициента сопротивления
отвода и патрубка определялось как среднее взвешенное
п
- __ *=1
ЪЭ
п
s*
1=1

»0
Таблица 2.8-
С1 ь~* и е>	иГ кГ II	«Р	О м	g	3	Е 1ЛГ с н о н	|	Примечание
0,056 0,056 0,056 0,056 0,075 0,1	2,28 2,0 1,16 0,74 1.5 1,125	2,00 1,85 1,25 1,05 1,95 2,25	4,6 4,6 0 0 2,3 0,3	0,780 0,780 0,714 0,717 0,73 0,700	1,54 1,280 0,471 0,31 1,41 1,5	2,28 2,0 1,19 1,07 2,14 2,278	—0,14 —0,083 +0,048 +0,031 —0,0112 —0,01	Между 1-м и 8-м каналами перегородка
В табл. 2.8 приведены геометрические параметры испытанных
конструкций, экспериментальные значения коэффициента сопро-
тивления отвода вместе с патрубком и расчетные значения £ОТв
и по формулам (2.52) и (2.58).
Сравнение расчетных значений | с экспериментальными
показывает хорошее их совпадение, что дает возможность реко-
мендовать приведенные выше зависимости для расчета потерь от
выхода из каналов направляющего аппарата центробежного насо-
са с кольцевым сборным коллектором до напорного патрубка.
Анализ расчетных значений £6тв, приведенных в табл. 2.8, по-
казывает, что они меняются сравнительно мало в широком диапа-
зоне изменения параметра Ь. а величина |п изменяется весьма зна-
чительно, поэтому при проектировании подобных отводов следует
особое внимание уделить рациональному выбору диаметра патруб-
ка и площади коллектора. Fla основе данного подхода была раз-
работана упрощенная методика анализа влияния геометрических
размеров на характеристики отвода Рассмотрим несколько вари-
антов кольцевого отвода.
Кольцевой отвод постоянного сечения. Предполагается, что
расходы жидкости через все каналы направляющего аппарата оди-
наковы и направление потоков из каналов н. а совпадает с на-
правлением общего потока в кольцевом отводе, т. е нет обратных
токов жидкости. При этом каждый канал н. а. в сочетании с ка-
мерой отвода можно рассматривать как тройник вытяжного типа
Согласно [7] коэффициенты сопротивления бокового ответвле-
ния и прохода определяются по следующим формулам:
при а = 30° 6=1,74; при а —45 6=1,41; при а = 60 6=1,0.
81
Очевидно, что
н.а
^б^н.а»
Qc — *Фб»
1	___ р ________ р
н.п * отв	г о
где Тна—плошадь выходного сечения канала н.а.; Гнп— площадь
•сечения напорного патрубка; Тотв— площадь радиального сечения
кольцевого отвода; zH.a— число каналов н.а.; i— номер канала
н.а.; Qg — расход из канала н.а.; Qc — расход слияния в отводе.
Приведем все коэффициенты сопротивлений к скорости в вы-
годном сечении канала:
Средний коэффициент сопротивления отвода можно записать в виде
где
Тогда
82
Взяв производную от |ср по Гн.а/^отв и приравняв ее нулю, оп-
ределим экстремальное значение gCp и соответствующее ему зна-
чение
^н.а
отв
Зависимость среднего коэффициента сопротивления отвода от
площади отвода при <н.а = 8 и а —45° приведена на рис 2.31, от-
куда ВИДНО, ЧТО (Аотв/Лка) =1,14.
Число каналов н. а. практически пе влияет на величину
(fcrp) MI1U ПрИ Zh_q^3“7~ 11.
Кольцевой отвод переменного сечения. В этом случае каждый
канал н. а, в сочетании с кольцевым отводом рассматривается
как отдельный вытяжной тройник.
Применяя изложенную выше методику, получим, что минималь-
ный средний коэффициент гидравлического сопротивления коль-
цевого отвода переменного оптимального сечения равен
83
Рис. 2.31. Зависимость коэффи-
циента сопротивления от площа-
ди отвода
ИЛИ
Mi-2 |. i  J ।
т-мнн
Sep —
Сравнивая кольцевой отвод пе-
ременного сечения с кольцевым от-
водом постоянного сечения, для кон-
кретного случая, приведенного в
табл. 2.9, можно сделать вывод, что
минимальный коэффициент гидрав-
лического сопротивления для отво-
да с переменным сечением на 14 %
меньше, чем для отвода с постоянным сечением.
Определение оптимальных размеров отвода с радиальным па-
трубком. Развертку напорного патрубка (радиального) в сочета-
нии с кольцевым отводом можно рассматривать как приточный
тройник с углом а = 90°, у которого
Qc = Q& Qn = °; Fc ='
где Qc и Fc— расход жидкости и площадь радиального сечения
кольцевою отвода; Q«— расход жидкости в напорном патрубке;
Qn — расход в проходе (принимаем равным нулю при отсутствии
обратных токов жидкости).
Коэффициент гидравлического сопротивления бокового ответ-
вления, отнесенный к скорости в сборном коллекторе, определяется
Таблица 2.9
Характеристика	Отвод с постоянным сечением	Отвод с переменным сечением
F ОТВ Fн. а	1.14	/(<•)
а	8	8
аград	45	45
tMJIH Ьср	0,65	0,65
84
по следующей формуле:
Вг „ = 0,34 + (ДДн-V = 0,34 + (.
'r-e	\QcF6J	\ F6 J
Обозначим Fc == FOTB и F6= F„ п, т. е.
I™ = ?ср + 5н.п = 1 + 0,452	- 0,793	+ sc,6 (А±_¥ =
\ ‘ ОТв /	Г 0>ГВ	\ 'отв '
= 1 + 0,452 f-M - 0,793 (_!_) +(1 +0,34].
\ 2,4 /	\ 2,4 /
Для сравнения примем  ^отв- — 1 и —-в- = 2,5,
'н.а	Fн.п
готв = 1 -ь 0,452(1)* —0,793-1 4-
0,34 +
(2,5)2
1,159.
Отсюда видно, что с точки зрения уменьшения габаритов кон-
струкции более выгодным является вариант с	—_отв  = 1, где
‘ н.а
р
Forn в 2,4 раза меньше, чем вариант с 'тв-= 2,4, а с точки
'н.а
зрения уменьшения гидравлических потерь выгодным является ва-
риант с F°TB = 2,4, где Н на 28 % меньше, чем в варианте с
F н.а
^отв __ |
Fн.а
Таким образом, в каждом конкретном случае расчета отводя-
щего устройства с радиальным патрубком необходимо находить
компромиссное решение в зависимости от степени важности выше-
указанных факторов (габаритов, гидравлических потерь и т. д.).
Влияние геометрии отводящего устройства на КПД отвода.
Скорость потока на выходе из канала н. а.
_ 1
9га — ь ^2и>
где k — коэффициент диффузорности канала н.а.; сги— скорость
на входе в канал н. а.
Потери в отводящем устройстве после и. а. определяются по
формуле
с2
ЛЛ7 - - н а
^''отв ^ОТВ п »
2g
где ъотв = ^ер — средний коэффициент сопротивления отвода, отне-
сенный к скорости.
85
Обозначим КПД отводящего устройства после н. a. qoTB:
<. Сн.а	/ 1	\
_ //-ЛНОТ„ _	S°™ 2g _ «Ч 4 СгЧ S
Лотв —	— 1	-	— 1 —
2g-24
1 \2
k )
4
Обычно для центробежных насосов коэффициент диффузорно-
сти принимается равным k~2, тогда
2
Sep
= 1--------
1____
н.п \2
^отв /
Принимая различные значения F0TR/Fnu, получаем изменение
коэффициента Анализ показал, что зона оптимальных значе-
ний площади напорного патрубка лежит в пределах
отв
н.п
п.п \
отв / опт
Зависимость Т]«™с от угла а при
лена ниже:
представ-
/ 1 отв \
\ a J опт
tMHH
bep • • • •
макс
Чотв ' • ’
отв \
н.а /опт
30	45	60
0,924	1,14	1,61
0,47	0,65	0,82
0,9707	0,9594	0,9487
Максимальный КПД отвода переменного
с касательным патрубком при zu.a = 8 и а = 45° равен
= 0,9652.
16	’
оптпмального сечения
макс __ ] _ Sep ___ 1 __________
1°ТВ	16
Зависимость ЛотвС
от геометрии
радиальным патрубком при zHa=8
Fотв/а.............*................
F /Р
£н.п<г отв..........................
£обЩ ...............................
макс
"отв ...............................
отвода постоянного сечения с
и
а = 45	представлена	ниже:
2,4	1	1
2,5	2,5	1
0,832	1,156	1,996
0,948	0,928	0,875
z = 8 и
Л
Видно, что при оптимальных размерах отвода и равных гна и
Pvi макс	.
Чотв у отвода с радиальным патрубком меньше, чем у отвода
с касательными патрубками, на 1 %,
86
При равных габаритах отводов г)0™ У отвода с радиальным
патрубком меньше, чем у отвода с касательным патрубком, на
8,4%.
При-^=1; -^S-= 1; г=8; а = 45
^отв	^н.а
Потв = 0,875 для радиального патрубка
Лотв = 0,959 для касательного патрубка
Связь КПД отвода с гидравлическим КПД проточной части
можно проследить следующим образом:
Нt—&	Hf—AWp.K— А/7н_а— Д//отв   । Д^р.к Д^н.а
112	н.	~~ Н,
Н,
отв
— Лр.к  Лн.а
(2.61)
где ДЯр.к, Д/7Н а, Д#отв — соответственно гидравлические потери
в рабочем колесе, направляющем аппарате и отводящем устройст-
ве; Лр.к, Лна, Лоти — соответственно гидравлические КПД рабочего
колеса, направляющего аппарата и отводящего устройства.
Таким образом, имеем
Лз — Лр.к 4“ Лн.а Лотв
Из формулы (2 61) видно, что при увеличении КПД отвода на
определенный уровень гидравлический КПД проточной части воз-
растает на это же значение.
Анализ оптимальных размеров отводящих устройств после
н. а. позволил сформулировать следующие выводы.
1.	Кольцевой отвод с касательным патрубком является более
экономичным и компактным по сравнению с кольцевым отводом с
радиальным напорным патрубком, что видно из табл. 2.10.
2.	Применение кольцевого отвода переменного оптимального
сечения с касательным патрубком дает наибольшую эффектив-
ность с точки зрения экономичности по сравнению с кольцевым
отводом постоянного оптимального сечения.
С другой стороны, возникают соответствующие технологичес-
кие трудности по его изготовлению. Поэтому вопрос о применении
отвода указанного типа должен решаться в каждом конкретном
случае.
3.	При проектировании кольцевого отвода постоянного опти-
мального сечения следует принимать размеры отвода, указанные
ниже:
^Г.Гт/ЛггВ • •
' отв//"н.а) опт
Касательный
патрубок
1
0,9—1,22
Радиальный
патрубок
2,5—1,7
1,95—2,75
87
Таблица 2.10’
Характеристика	Касательный патрубок			Радиальный патрубок
F ЦП	1	1	2,5	1
^отв				
F отв	1,14	1	2,4	1
Дта				
Лота	0,9594	0,959	0,948	0,875
гна	—-	—	8	—
а	—	—*	45	—
Данные рекомендации действительны при z]la = 8 и а = 304-50°.
Меньшим значениям а соответствуют меныпие значения
ит- С уменьшением числа каналов оптимальные пло-
щади отвода увеличиваются. Так, при z1Id = 5 увеличение происхо-
дит на ~ 11 % по сравнению с гп.а = 8.
4.	В кольцевом отводе с касательным напорным патрубком
средний минимальный коэффициент сопротивления отвода £“рН
почти не зависит от числа каналов zH.a и зависит от утла выхода а.
Это значит, что при одном и том же значении угла всегда можно
подобрать оптимальное отношение (/'Отв/Л].а)опт независимо от
числа каналов zna. При этом величина сохраняется практически
постоянной, но значение (/’отв/Л1.а)опт увеличивается с уменьше-
нием числа каналов.
5.	При одном и том же значении угла и и zn.a КПД отвода
г]ОТв плавно изменяется с увеличением отношения Fr,Tl^FlliA и рез-
ко снижается при уменьшении этого отношения относительно оп-
тимального значения, что можно использовать для получения кру-
то падающей характеристики насоса.
6	При значении угла выхода каната а максимальное значение
КПД отвода слабо зависит от числа каналов, но при этом с умень-
шением числа каналов габариты отвода увеличиваются.
7	При постоянном числе каналов zH.a максимальное значение
КПД отвода Лотв0 уменьшается с увеличением угла выхода ка-
нала н. а.
Указанные выше рекомендации близки к величинам, получен-
ным экспериментальным путем.
88
Значения оптимальных габаритов отвода для насосов с 2ц.а =
= 64-8 и радиальным напорным патрубком следующие:
1,67 И -^22-= I.
^отв	^н.а
Влияние изменения геометрии выхода рабочего колеса на гид-
равлические характеристики насоса. При доводке энергетических
характеристик центробежных насосов широкое применение нахо-
дят способы изменения их за счет изменения ширины или диамет-
ра выхода колеса, а также угла лопастей
При изменении наружного диаметра колеса расчетное опреде-
ление характеристик насоса после подрезки обычно проводят ме-
тодами Степанова или Бержерона, которые во многих случаях да-
ют различные результаты и не всегда удовлетворительно сходятся
с экспериментом.
Степанов [8] рекомендует определять характеристики насосов
после обточки по зависимостям
Q’ =k(D'2/D„)Q,
Н' = k2
N' = &(D'2/Dj3M,
(2.62)
где k — эмпирический коэффициент, зависящий от отношения и
«быстроходности насоса.
По методу Бержерона [10] характеристики после обточки опре-
деляются по зависимостям
Q' = (.Di/D-i) Q, 1	(2.63)
Н' = (D2/D2y Н J
Певзнер [10] рекомендует расчет характеристик проводить по за-
висимостям
Q = (D2ID.2) Q, 1	(2.64)
н' = (d'2id2)- н.
При этом обточку рекомендуется проводить нс до D'2, а на
AD = k(D2—D'2) меньше, где к— некоторый коэффициент, завися-
щий от ns.
При изменении ширины выхода рабочего колеса для определе-
ния характеристик насоса рекомендуются следующие зависимости:
Q' = <21 Ь2Ь,,	(2.65)
Н' = Н I b'2/b2. ,
В настоящем параграфе предлагается метод теоретического
определения энергетических характеристик центробежного насоса
89
при изменении геометрии выхода колеса по известным энергети-
ческим характеристикам исходного колеса
Напор рабочего колеса при отсутствии закрутки на входе с
учетом поправки на конечное число лопастей определяется из
уравнения Эйлера следующим образом:
Н = и2 (и2 — k2ctn, ctg р2) —	,
g(i +р)
(2.66).
где «2 и с,н2 — окружная скорость колеса и меридианная скорость
жидкости на выходе колеса; k2 и р2—коэффициент загроможде-
ния и угол выхода лопастей; qr и р — гидравлический КПД и ко-
эффициент уменьшения мощности.
При изменении геометрии выхода колеса могут изменяться ве-
личины и2, k2, cm2t ctg р2. Р и г)г- Величины и'2, k'2, с'т2у ctg р'2
после изменения геометрии выхода рабочего колеса определяются
по измененной геометрии выхода. Коэффициент уменьшения мощ-
ности из-за конечного числа лопастей определяют обычно по полу-
эмпирическим соотношениям Пфлейдерсра, Проскуры или другим,,
которые можно привести к виду
Р = —
Z
о
(2.67>
S,
| rds
S1
где ф=Л (1 + sin р2), 71— некоторый коэффициент, зависящий or
геометрии лопастей, который можно считать постоянным при из-
s2
менении геометрии выхода; rds —статический момент средней
«1
линии тока меридианного сечения колеса от входной кромки ло-
пасти колеса до выходной; z— число лопастей рабочего колеса.
При изменении геометрии выхода вследствие изменения р2, г2
и f rds меняется и р'.
Si
Если величина р до изменения геометрии выхода рабочего ко-
леса известна, то в соответствии с формулой (2 67) на топ же по-
даче р' можно получить по формуле
Ss
I. •«' / -\ Гrds
,	1 - sin р.? [ Г9 \ J
р' = р--------Л — -4---------•	(2.68)
1 4- Sin Р2 \ г2 / S
rds
St
Для насосов средней и низкой быстроходностей (п8 < 200)
г2 _
se ~ г2 —г2 ‘
rds 21
S1
90
Формула приобретает вид
1 4-sin $2	г'2	>2— г7
l-|-sinp2 г2 г'2—г“ ’
(2.69)
Величина р насоса в исходном состоянии может быть опреде-
лена из гидравлической мощности насоса Лтг:
= (Q + ?пр) V«2 (u2—k2cm2 ctg₽j)_ _ j	(2.70)
'	102gA'r	’
Пренебрегая изменением т]г, получаем, используя зависимости
(2.66). (2.68) и (2 70), следующее выражение для определения на-
пора после изменения геометрии выхода рабочего колеса через
напор исходного колеса и геометрические и кинематические пара-
метры исходного и измененного колеса
и2 (и2 — k'2c'm2 ctg Р') (Q + gnp) Y_________
' (Q+gnp) T«2(«2—fe2Cm3 Ctg fla) _ ]] 1 + sin P2 z2 —rl
102gtfr	Jl-hsinP2 r2_r2
Если p=p', to
W2 (W2	^2Cm2 Ctg Pj)
Z/2 (w2 — ^m2 ctg Pi)
(2.71)
Анализ выражения (2.71) показывает, что если колесо спроек-
тировано так, что P2 = const и D'zb'2 = D2b2, то
при Q' = Q
d; \
D, /’
т. е. соотношения те же, что и по зависимости (2.65).
Если же р2 = const, 62 = const,
D,
a;\2
x)
n' \2
_ I
d2 J ’
то этот случай соответствует зависимости (2.66), т. е. они явля-
ются частными случаями общей зависимости (2.71).
Зависимость (2.71) является универсальной для определения
напора насоса при обточке и наращивании колеса, запиловки ло-
пастей и изменений ширины выхода колеса.
Определение характеристик пасоса после изменения геомет-
рии выхода колеса по предлагаемой зависимости (2.71), а также
по формулам Степанова, Бержерона проводилось для ряда насо-
сов, серийно выпускаемых промышленностью; результаты расчета
сравнивались с экспериментами.
91
Рис. 2.32. Характеристи-
ки насоса 4К-6:
Экспериментальные при:
/ — £)г=272 мм; 2 —
=>250 мм; расчетные при
D;=250 мм; 3 — по пред-
лагаемой зависимости; 4 —
по методу Степанова; 5 —
по методу Бержерона
Рис. 2.33. Характеристи-
ки насоса 6К-8:
Экспериментальные при*.
7—£>2=328 мм; 2 —
=275 мм; расчетные при
£>’275 мм; 3 — по пред-
лагаемой зависимости;
4 — по методу Степано-
ва: 5 — по методу Бер
жерона
На рис. 2.32, 2.33 приведены для сравнения экспериментальные
характеристики насосов 4К-6, 6К-8 для исходного и подрезанного
наружного диаметров колеса, а также расчетные характеристики
по предлагаемой зависимости (2.71), методу Бержерона и Степа-
нова.
Анализ рис. 2.32, 2.33 показывает, что расчет характеристик по
предлагаемой зависимости даст лучшую сходимость с эксперимен-
том, а это позволяет рекомендовать ее при экспериментальной до-
водке центробежных насосов.
2.7.	ОСЕВЫЕ СИЛЫ
При работе насосов на рабочие колеса действуют осевые силы,
которые возникают вследствие нссиммстрии распределения давле-
ний и скоростей в полостях, непосредственно окружающих колеса.
Определение осевых усилий в насосах необходимо для пра-
вильного выбора подшипниковых опор насоса.
Современное насосостроепие характеризуется постоянной тен-
денцией к повышению единичных мощностей агрегатов и повыше-
нию скоростей, при этом величины осевых усилий, действующих
на рабочие колеса, достигают значительных величин, поэтому не-
смотря на значительные успехи в гидродинамической теории смаз-
ки и успешный опыт экспериментальной обработки подшипников
задача определения фактических осевых усилий является весьма
актуальной.
Рассматривая причины возникновения осевых усилий, ограни-
чим полости, в которых работает колесо, контрольными поверхно-
стями 1—I, II—II, III—III (рис. 2.5) и, как это принято в гидро-
92
динамике, рассмотрим силы, действующие на каждую поверхность.
В этом случае осевая сила, действующая на колесо, может
быть представлена в виде суммы сил, действующих на каждую-
контрольную поверхность, т. е.
п -*
F=S,F-
Силы, действующие на каждую контрольную поверхность^
согласно принципу Даламбера выражаются следующим образом:
- 2Л г/2 -*	-*
= f f [Р;Т ИДуо(ф. r)p]rtZ<pdr.
b ru
Задача расчета сил, действующих на боковые поверхности ра-
бочих колес, может быть представлена в виде двух отдельных за-
дач гидродинамики, каждая из которых до настоящего времени
не имеет аналитического решения.
Первая задача — определение параметров потока (т. с. опре-
деления полей скоростей и давлений) на входе в зазоры между
колесом и корпусом.
Вторая задача — определение закона изменения давления в
зазорах между вращающимся колесом и кожухом при известных
входных граничных условиях и геометрии зазора.
Обе задачи взаимосвязаны и могут быть решены при ряде уп-
рощающих предположений численным способом.
Определение статического давления на выходе колеса. Рас-
смотрим способы определения параметров потока па выходе из
колеса.
В известной монографии А. А. Ломакина приводится следую-
щая зависимость для определения статического давления на вы-
ходе из рабочего колеса:
яр = — (1 —*0— \
Пг \	2/ф]г ]
которая получается при предположении постоянства меридианных
скоростей на входе и выходе колеса, отсутствия потерь в рабочем
колесе и полной круговой симметрии потока на выходе и входе.
К. Пфлейдерер, исходя практически из тех же посыпок, что и
Ломакин, приводит следующую зависимость для определения
осредненной величины статического давления па выходе из колеса:
уу_____Н ( j__________gH \ ' СГП2 — СТП1
₽	2//^1г J	2g
АЛр.к,
где ст2 и cmi — меридианные скорости на выходе и входе рабоче-
го колеса; A/ip.K— гидравлические потери в рабочем колесе, опре-
деление которых само по себе представляет очень сложную за-
дачу.
93:
Рис 2.34 Распределение статического
давления по окружности рабочего колеса
В действительности опыт экспериментальных исследований
показывает, что у насосов окружная неравномерность на выходе
отсутствует лишь па оптимальном режиме и при отклонении ре-
жима работы от оптимального неравномерность давлений по ок-
ружности выхода колеса может достигать значительной величи-
ны. Наглядной иллюстрацией этого служат привеченные на
рис. 2.34 зависимости статических давлений по окружности выхода
колеса, поэтому нельзя считать расчет осевых усилий по любому
из известных методов точным, в связи с чем проектанты должны
отчетливо представлять это, знать точность того или иного метода
расчета и при проектировании насоса предусматривать определен-
ные способы воздействия на осевые усилия.
Сложность действительной картины течения жидкости в боко-
вых пазухах при практически произвольных граничных условиях
обусловливает необходимость использования упрощенных методик
расчета распределения давления.
Расчет распределения давлений в боковой пазухе центробеж-
ного насоса. Наибольшее распространение в расчетной практике
нашел способ расчета давлений в пазухах насоса, основанный на
предположении о том, что жидкость в пазухах вращается как
твердое тело с некоторой скоростью = const, которая, как по-
казали теоретические и экспериментальные исследования, являет-
ся функцией параметров
Г2	г2	Г7>и2	иИ
В тех случаях, когда о)ж = const, т е. не зависит от радиуса,
распределение давлений может быть получено аналитически из
решения дифференциального уравнения равновесия элементарного
слоя жидкости без учета сил трения по поверхностям колеса и
корпуса
dH
dr g
94
Рис. 2.35. Зависимость относительной крут-
ки потока от г/г2 и W\/W2
о о,в 1,2 1,8 н/кй
Рис. 2.36. Зависимость относи-
тельной крутки потока от шеро-
ховатости
Интегрируя по радиусу, получаем
„2
2g
Чаще всего принимают шж- = 0,5ш^, и тогда получаем
Hr = Hr2^(rl-r^,
8g
причем осевая сила с одной стороны колеса от наружного радиуса
до радиуса лабиринтного уплотнения после интегрирования по по-
верхности колеса будет равна
I 16g	|
В. А. Марцинковский в [12] приводит зависимость <о/(од для раз-
личных значений s = s/rz, которые приведены па рис. 2.35; исполь-
зуя эти значения, можно определить Н (г), проводя численное ин-
тегрирование уравнения (2 44), а затем численным интегрирова-
нием определить и F.
На величину оказывают влияние шероховатость диска и
корпуса, наличие радиального течения, число Рейнольдса и ряд
других факторов. Влияние этих факторов видно на рис. 2 36.
Можно определить распределение скоростей в зазоре, исполь-
зуя следующий подход. Для течения в зазоре записываются урав-
нения Рейнольдса;
2лг]'с/2г = Q.
о
95>
Решение уравнений осуществляется численным способом, при
•этом зависимости с, (б) и си(6) по ширине зазора приняты:
у неподвижной
стенки
где y=cuJ(&r\ сг, сГо и	—составляющие скоростей при
4- = 44 =1 и б' = б = 0.5s.
О о
Связь между окружной скоростью си и тгч? имеет вид
У вращающегося диска
т2ф — напряжение трения.
У неподвижной стенки
Т2ф |z=0 — (—0,25 TZ(f ]г=0-
\ <пги
Около диска
тг<₽ |z==s — — f---“-F 0,25	|z=s.
V wr(l— у)	J
Константы .4 и т приняты соответственно 8,74 и 1/7.
Способы «уменьшения» осевых сил. В практике насосостроения
нашли применение несколько основных способов «уменьшения»
или изменения осевых усилий, действующих на рабочие колеса
насосов, которые мы рассмотрим ниже. Все способы разгрузки
требуют определенной затраты мощности.
Применение рабочих колес двойного всасывания. Схема такого
насоса показана на рис. 2 37. При идеально спроектированных
и изготовленных колесах и корпусе в таком насосе практически
полностью отсутствуют осевые силы, вызванные работой колеса,
поскольку имеется симметрия сил, действующих па ведущий и ве-
домый диски рабочего колеса.
96
Рис. 2 37. Колесо двойного всасыва-
ния
Рис. 2.38. Гидравлическая пята
Однако если колесо расположено так, что зазоры а и б
(рис. 2.37) не симметричны, а зазоры в уплотнениях различны, то
вследствие нарушения симметрии могут возникнуть значительные
осевые усилия.
А А Ломакин 6], рассматривая случай износа одного из уп-
лотнений, приводит следующие соображения, которые следует
учесть при проектировании опор. Там, где случился аварийный
износ уплотнения, в боковую пазуху входит большее количество
жидкости, в связи с чем предполагается, что в пазухе движение
осуществляется так, что момент количества движения остается
постоянным, т. е. cUs = const.
Тогда изменение давления по радиусу в зазоре будет
а осевая сила
4 Зак 812
97
На другой диск колеса в предположении малых протечек че-
рез уплотнение действует осевая сила
И—гЭ Y-
Применение насосов многопоточной схемы. В идеальном случае,
так же как и для насосов с колесами двустороннего всасывания,
осевые силы отсутствуют, однако при нарушении симметрии сле-
дует проводить расчет сил па каждой ступени.
Уравновешивание осевых сил с помощью гидростатической
опоры. В конструкциях питательных и конденсатных насосов широ-
кое применение получили гидростатические упорные пяты, прин-
цип действия которых состоит в следующем
За последней ступенью (рис. 2 38) устанавливается диск пяты,
образующих с корпусом камеру А, которая через дросселирую-
щую щель во втулке вала сообщается с заколсснон полостью
последней ступени, а посредством торцевой щели s — со всасыва-
нием первой ступени.
В том случае, когда сила направлена в сторону всасывания,
зазор <? уменьшается, благодаря чему в камере Д увеличивается
давление, так как уменьшается расход через зазор В(, по валу.
Уменьшение зазора при правильно спроектированной пяте проис-
ходит до тех пор, пока осевая сила не уравновесится силой на дис-
ке пяты При изменении осевой силы в насосе автоматически про-
исходит изменение зазора s.
Задача проектирования гидравлических уравновешивающих
устройств заключается в выборе конструктивных параметров,
обеспечивающих надежную и экономичную работу устройства.
Перепад давлений Др определяется из условий равенства осе-
вого усилия 1р!:, действующего на рабочие колеса, и усилия, дей-
ствующего па диск:
-Рк =	№ — $ Др,
где ф— коэффициент, учитывающий характер распределения дав-
ления жидкости по поверхности диска;

В то же время Др — это перепад, срабатываемый при расходе
жидкости по торцевому зазору $. Для надежного действия систе-
мы разгрузки необходимо, чтобы зазор s не был меньше некото-
рою максимального значения. Обычно полагают, что
(5)макс = (0,001 -0,0012)/?о.
Коэффициент ф определяется исходя из допущения, что давле-
ние в камере Л постоянно, а вдоль осевого зазора меняется по ли-
98
нейному закону. Его можно определить из следующей зависимо-
сти:
<*-<п+ 4М+(1 + (4гУ~3(₽ )
.	х	' _____ \ К a J _X '
г1е ф = 0,18-4-0.25— коэффициент, учитывающий падение давле-
ния при входе в осевой зазор.
Приемлемость полученного значения Др при выбранных раз-
мерах разгрузочного диска и осевого зазора $ определяется вели-
чиной расхода Qs в системе разгрузки.
Расход Qs определяется по стандартной зависимости
Q = * (^а + г&)	\/	>
I т
где ц—коэффициент расхода, определяемый по формуле
1
И - ---
1 Л —fb)_ J 5
V 2s +*’°
В то же время, поскольку расход Qa проходит по зазору Ьа вдоль
вала, то
Давление р3 можно определить из зависимости
Ч/ / 2	2 \
Рз = Р-2 — Y (Г2 — Гвт) •
Последовательность расчета следующая. По известному давле-
нию на выходе из рабочего колеса последней ступени, заданному
давлению ри и известной геометрии гидравлической пяты (Rn, гъ
11 т. д ) определяют Др и Q.s в функции осевого зазора s. По из-
вестной осевой силе находят \р и, следовательно, Qs и $.
Если величины Qs и s имеют приемлемые значения, то расчет
закончен. Если одна из величин нс устраивает проектанта, то, ме-
няя геометрию системы разгрузки, делают второе приближение
Разгрузка осевых усилий с помощью лабиринта, отверстий и
разгрузочной камеры. В консольных насосах разгрузка от осевых
4*
99
Рис. 2.39 Схема раз-
грузки от осевых сил с
использованием лабирин-
та, разгрузочных отвер-
стий и ребер
сил гидравлического происхождения очень часто осуществляется
по схеме рис. 2 39 с помощью лабиринта на ведущем диске колеса,
разгрузочных отверстий и камеры. Суть идеи состоит в том, что
полость от ступицы колеса до лабиринтного уплотнения соединя-
ется разгрузочными отверстиями в колесе или в корпусе насоса
со всасыванием Обычно разгрузочные отверстия выполняются та-
кими, чтобы их сопротивление было мало, тогда если условно при-
нять положение лабиринта на ведущем и ведомом дисках колеса
на одном радиусе и боковые пазухи симметричными, то силы, дей-
ствующие на покрывной и ведущий диски колеса, будут практи-
чески рг!вны Для этого необходимо, чтобы площадь разгрузочных
отверстий была больше площади лабиринта в 4—5 раз.
При этом рекомендуется определять коэффициент сопротивле-
ния вращающихся щелей однощелевого лабиринта по зависимости
^ = (1+0,125^^,
\	О) 7
где Но— коэффициент сопротивления неподвижного лабиринта.
Импеллерная разгрузка. Во многих случаях уменьшение или
изменение осевой силы в насосах осуществляется за счет измене-
ния скорости вращения жидкости в пазухах рабочего колеса при-
менением вращающихся вместе с колесом или неподвижных ребер.
Для вращающихся ребер в [2, 4, 8] рекомендуется следующая
зависимость для определения средней скорости вращения жидкости
в зазоре между вращающимися ребрами (при числе ребер боль-
ше 6) и корпусом при отсутствии радиального течения:
где h — высота ребер; s — суммарная высота пазухи.
Осевая сила, действующая на оребренную поверхность колеса
определится в этом случае следующим образом:
100
В ряде насосов изменение осевой силы, действующей на рабо-
чие колеса, осуществляется применением неподвижных ребер в
пазухах со стороны ведомого диска или за разгрузочным лабирин-
том со стороны ведущего диска. В том случае, если надо увели-
чить силу в сторону всасывания, неподвижные ребра устанавлива-
ются со стороны ведущего диска.
Действие неподвижных ребер может быть объяснено следую-
щим образом. Реора оказывают тормозящее действие на поток в
пазухе, вследствие чего происходит выравнивание давлений в па-
зухе.
Будем условно считать пазуху разделенной ребрами на две
полости: полость Л (рис. 2.39), где жидкость в ребрах имеет
(оЛ = 0, и полость Б, где жидкость вращается с соб = О,5шд. Среднюю
скорость вращения жидкости в пазухе с неподвижными ребрами
определим как средневзвешенную по зазору:
° V1 -р юБ6	и / Л \
сож = —;-------= —— ( 1---------).
а —6	2 \	л-г 6 7
Полученная зависимость может применяться при оценке осе-
вой силы, которая может быть определена по формуле
= л (rlf)—r2[p) у
где г1р и гор — больший и меньший радиус ребра.
Механизм действия неподвижных ребер в зоне разгрузочных
отверстий за разгрузочным лабиринтом объясняется следующим
образом.
Когда в зоне разгрузочных отверстий камера корпуса гладкая,
то вследствие вращения диска колеса и течения жидкости давле-
ние в полости А (рис. 2.39) повышается с ростом радиуса; когда
же в полости А есть неподвижные ребра, то давление в ней почти
постоянно и среднее давление меньше, чем без ребер, что, с од-
ной стороны, уменьшает осевую силу, а с другой, — увеличивает
протечки через лабиринт и давление в зоне разгрузочных отвер-
стии. Качественная эпюра распределения давлений в этих случаях
приведена на рис. 2.39.
Опыт отработки некоторых насосов по осевым силам показал,
что на осевую силу оказывает влияние не только количество ре-
оер, но и их форма, и размеры. В ходе отработки получены очень
интересные результаты, на которых следует остановиться.
101
Проводились измерения осевой силы на насосе, у которого ме-
нялась конфигурация корпуса в зоне разгрузочных отверстий.
Наименьшая осевая сила получилась тогда, когда в зоне разгру-
зочных отверстий находится 6 болтов 0 18 мм, в то время как
ожидали получить наименьшую силу в случае, когда стоят ради-
альные ребра Причиной этого является, по-видимому, изменение
коэффициента сопротивления разгрузочных отверстии Если счи-
тать, что в пазухе находятся ребра, то жидкость вращается со
средней скоростью со-гК~0 и коэффициент сопротивления входа в
отверстия б\дет большой, если же в пазухе стоят болты, то у раз-
грузочных отверстий жидкость вращается с оги>0 и коэффициент
сопротивления входа в отверстия будет меньше, что уменьшает
давление в зоне разгрузочных отверстий и соответственно осевую
силу.
2.8. РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ
Одной из основных проблем, возникающих при создании цент-
робежного насоса, является необходимость точного определения
радиальной силы. Без достоверного знания этой силы невозможно
правильно выбрать осевые подшипники и обеспечить их нормаль-
ную работу. Как показывает практика эксплуатации центробеж-
ных насосов, в ряде случаев несущая способность осевых подшип-
ников является недостаточной для восприятия радиальных сил,
возникающих в насосе. Это приводит к усиленному износу опор-
ных элементов, сокращению срока службы насоса, а иногда и к
авариям. В других случаях опорные подшипники имеют необосно-
ванно большие запасы несущей способности, что связано со значи-
тельным утяжелением, усложнением и удорожанием конструкции
в целом.
Радиальная сила па рабочем колесе является одной из ком-
понент результирующей радиальной силы в насосе. Прочие нагруз
ки, например от радиального небаланса сборки ротора или возни
кающие в цилиндрических щелях уплотнений, также могут при-
сутствовать в каждом конкретном насосе. В данном параграфе
рассматриваются силы, возникающие на рабочем колесе.
В насосах, имеющих улитку, расположенную непосредственно
за колесом, неизбежность нарушения Крутовой симметрии потока,
по крайней мере при режимах работы, отличающихся от расчет-
ного. следует из простого качественного анализа течения в улитке.
Для простоты представим себе улитку с постоянной шириной
Ь, равной пли близкой ширине колеса Ь2. В этом случае линии
тока в безлопаточном диффузоре характеризуются постоянством
угла а, т. е являются логарифмическими спиралями.
При расчетном режиме работы наружная стенка улитки, чтобы
вносить минимум возмущения потоку, должна совпадать с одной из
линий тока, иначе говоря, начиная от языка и до сечения 0 = 360°
улитка должна быть очерчена по логарифмической спирали. Дви-
жение потока в улитке при этом будет осесимметричным (или
102
Рис. 2.40. Зависимость величины и направления радиальной силы от относи-
тельной подачи:
/ — направление действия радиальной силы; 2 — величина радиальной силы
близким к нему), т. е. вдоль каждой окружности r = const скорости
и давления будут неизменными. Эта картина резко меняется при
отклонении режима работы or расчетного.
Рассмотрим режим Q<QH- В этом случае угол выхода потока
из колеса уменьшается, в соответствии с чем, например, в без-
лопаточном диффузоре уменьшается и угол а, т. е. линии тока бы-
ли бы более пологими логарифмическими спиралями. Если бы
удалось ранее выбранную наружную стенку улитки направить по
новой линии тока, т. е. уменьшить сечения улитки, то по-прежнему
был бы получен осесимметричный поток за колесом. В действитель-
ности сечения улитки нарастают по ходу потока более интенсивно,
чем это требуется для осесимметричного движения, в связи с чем
имеет место падение скорости и соответственно нарастание давле-
ния вдоль улитки. Эта особенность и является причиной наруше-
ния осесимметричности потока при выходе из колеса. Рассмотре-
ние режима Q>Qn также приводит к неравномерности давления
вдоль хлитки.
На рис. 2.34 приведены экспериментальные замеры статических
давлений по окружности рабочего колеса.
На рис. 2.40 показана типичная зависимость радиальной силы
от расхода для насоса со спиральным отводом. Минимальная ра-
диальная сила соответствует расходу, близкому к поминальному.
Вблизи этого же значения расхода происходит изменение утла
направления действия силы: при Q<Qh вектор радиальной силы
направлен в сторону меньших, а при Q>Qu — в сторону больших
сечений спирального отвода согласно изменению характера распре-
деления давления по окружности колеса.
В насосах с направляющим аппаратом указанная выше нерав-
номерность имеет место вдоль каждой лопатки, а полная осевая
симметрия потока за колесом также отсутствует. Следствием на-
рушения круговой симметрии в распределении давлений и скорос-
тей за колесом и является появление неуравновешенной попереч-
ной силы, действующей на ротор насоса. Чем больше неравномер-
ность, а она возрастает с удалением от расчетного расхода, тем
оольше и радиальная сила.
103
При исследованиях радиальных сил применяются два мето-
да— интегральный и дифференциальный. Интегральный метод
заключается в прямом измерении радиальной силы при помощи
специальных устройств.
Дифференциальный метод применяется как в эксперименталь-
ных, так и в теоретических исследованиях радиальных сил. Он ос-
нован на получении полей скоростей и давлении на выходе из ра-
бочего колеса Остановимся па нем подробнее
Для определения силы воспользуемся уравнением проекции
импульсов сил и количеств движения для объема, ограниченного
контрольной поверхностью вокруг колеса (рис. 2.18). Примем, что
на входе (участок 1—I) распределение скоростей равномерное.
На участке II—II контрольная поверхность пересекает вал В этом
сечении нужно учесть поперечные силы реакции отброшенной час-
ти вала. Они будут равны искомым силам Rx и R с обратным
знаком. Давление на боковые поверхности не дает поперечной со-
ставляющей силы, а переносом количества движения можно пре-
небречь. Тогда подсчет суммы импульсов сил и количества движе-
ния следует провести лишь для внешней поверхности III—111.
Согласно принципу Даламбера сумма активных сил и сил реак-
ций связи уравновешивается силами инерции, т. е.
(2.72)
di
где Ra — силы активные (статические давления); Rn реакция со
стороны опоры.
de
Для установившегося режима----- =0 и выражение (2.72) име-
dt
ет вид
dm
с----
di
где
- - = — Br.dyc.
dt g '
Спроектируем уравнение (2 72) па оси х и у и найдем силу, с
которой поток действует па колесо:
2л
1
— br2	Р cos (f dtp------4- br2 (cr cos q—cu sin q) crd<[;
b	g 6
— br., p sin <fd<(-----------— br=, I
s " J
о
cr (cr sin ср — си cos <р) dep,
о
где p — статическое давление в сечении III—III; b — ширина от-
вода в сечении III—III; с и си— радиальная и окружная состав-
104
ляюшие абсолютной скорости на выходе колеса; гь— радиус
контрольного сечения III—III; <р — угол, под которым находится
элементарная площадка отсчета угла, принимается против часо-
вой стрелки, по направлению движения жидкости; /?х, Ry—проек-
ции радиальной силы на оси х и у.
Равнодействующая сил Rx и определяется выражениями
R=V~ Rx — Ry ; а = arc tg .
Зная распределение скорое гей и давлений па поверхности
III—III, можно интегрированием по формулам (2.73) рассчитать
слагаемые радиальной силы Rx и Ry.
В настоящее время при оценке радиальных сил в насосах ши-
рокое применение находит формула, предложенная А. И. Степа-
новым на основании исследования насосов средней быстроходности
(для холодной воды):
R = 0,lkHDzb2-,	(2.74)
b'2 = Ь2 4- 6,
где б — толщина дисков колеса.
В насосах со спиральным отводом для безразмерного коэффи-
циента k рекомендована форму ла
k = 0,36
Он /
(2.75)
для кольцевых отводов
* = о,зб -Д-\
\ Qh )
Из выражений (2.74) и (2 75) следует, что максимальное зна-
чение радиальной силы соответствует нулевому, а минимальное —
номинальному расходу, когда k = 0,36.
Однако зависимость (2.75) не отражает действительного харак-
тера течения во многих конструкциях центробежных насосов: при
расчетном режиме R теоретически становится равно нулю, но
практически и па расчетной производительности полная симмет-
рия потока около колеса отсутствует, вследствие чего
Кроме того, расчет по формулам (2.74) и (2.75) дает некото-
рое отличие от экспериментальных данных. Проведено сравнение
значений k, рассчитанных по формуле (2 75) и па основании
экспериментальных исследований радиальных сил в четырех насо-
сах с ля==:120. 125, 130 и 200 (рпс. 2.41). Из рисунка видно, что
значения k в исследованных насосах меньше значений, рассчитан-
ных по формуле (2.75).
Причиной такого расхождения является то, что коэффициент
радиальной силы k зависит от быстроходности насоса, режима ра-
боты насоса и его конструктивных особенностей.
105
Рис. 2 41 Зависимость коэффициента k от
Проведенные экспериментальные исследования радиальных
сил в насосах с быстроходностью от 200 до 300 показали, что в
данном диапазоне бытроходности закономерность изменения ра-
диальной силы хорошо описывается формулой
/? =
— ( у-)2 I yHDJ}..
\ ч/н / 1
Величину kn в этой формуле следует определять в зависимости
от быстроходности насоса (рис. 2.42). Этот же график служит для
определения угла направления действия радиальной силы.
Для приближенного определения радиальной силы коэффи-
циент kR может быть принят равным 0,36, а у юл действия силы_
равным 100 при Q<Qh и 300° при Q>Q„.
Для ряда испытанных насосов (//s —204-140) на основании
формулы (2.75) был вычислен коэффициент радиальной силы Л.
График, показывающий изменение kH от /1, для расходов, состав-
ляющих 0; 50 и 100% номинального, приведен на рис. 2.43. Хотя
наблюдается значительный разброс экспериментальных точек,
Рис. 2.42 Зависимость коэффициента kR от п,
106
Рис. 2.43 Зависимость ко-
эффициента kn от подачи
общие тенденции каждой кривой очевидны. Из рисунка также вид-
но, что минимальное значение k при Q —Qn близко к нулю для
насосов низких быстроходиостей и возрастает для больших ns. Это
отражает тот факт, что для насосов различной быстроходности
минимум радиальной силы не всегда соответствует Qn, т. е. точке
максимального КПД.
Результаты исследования радиальных сил в насосах с кольце-
вым и слабо выраженными спиральным отводами показал сле-
дующее.
Исследования проводились на насосе, характеризующемся сле-
дующими размерами: диаметр рабочего колеса — 330 мм; диаметр
и" ширина кольцевой камеры — 500 и 76 мм соответственно. В ра-
боте были экспериментально получены поля скоростей и давлений,
которые показали наличие значительной асимметрии потока в от-
водах.
Оказалось, что радиальная сила для отводов данного типа
возрастает с увеличением подачи и направлена иод углом от 270°
до 360°. С увеличением подачи поперечная сила приближается по
направлению к оси л*.
На основании проведенных исследований предлагается следую-
щая формула для подсчета радиальной силы:
R = kHD2b.
Здесь b — ширина отвода, а коэффициент радиальной силы:
/ О \2
А? = 20 4- 18 ( —J для кольцевого отвода,
\ Qh Z
k — 38 — 25 -^-1 для спирального отвода.
\ QH /
Достаточно точная методика расчета радиальных сил приве-
дена ниже.
Окружность колеса на выходе разбивается равномерно на i
участков, каждый из которых обладает расходом <?;. Тогда карти-
на течения в спиральной части отвода представляется следующим
образом Па каждом /-м участке происходит слияние расхода
с расходом в спирали Q, создаваемым предшествующими участка-
ми. При этом учитываются потери Д/?г на вход, на смешение, на
трение. Определив гидравлические потерн в спиральной части Д/гСр
и теоретический напор колеса Нт ср как среднее взвешенное по
107
Рис. 2 44. Величина радиальной силы
в насосе 6К-8‘
/ — экспериментальные данные; 2 — рас-
чет по предлагаемой методике; .?— рас-
чет по Степанову; 4 — при измененной
ширине улитки
Одон оборот вала
Рис 2.45 Изменение радиаль-
ной силы по времени
всем расходам q^ для напора в пагревате1ьном патрубке получим
выражение
Н Н th ср Д^ср •
Меридианные скорости определяются итерационным способом
из выражения
Н + Aft,	fe,cm2ctgp,)/g(l +р),
которое представляет собой видоизмененное уравнение Эйлера для
напора насоса. Разница потерь для каждого участка A/z, опреде-
ляет и отличие меридианных скоростей, и тем самым расход через
каждый элемент окружности колеса.
Статическое давление для каждого элемента окружности колеса
определяется из выражения
2	, о
НСТ t = Н 4- Щ - С^' с'и21 .
2g
Получив таким образом распределения скоростей и давлений
по окружности колеса, с помощью дифференциального метода оп-
ределяем радиальную силу.
На рис. 2.44 приведены результаты расчета насоса GK-8 по ме-
тодике и сравнению с экспериментальными данными для этого на-
соса, а также с расчетом по [8]. Как видно, расчет находится в
хорошем согласии с экспериментом. На этом же рисунке приведе-
на расчетная кривая радиальной силы по методике для спирали,
имеющей в 2 раза меньшие сечения. Видно, что уменьшение сече-
ния приводит к почти параллельному сдвигу кривой в сторону
меньших расходов.
Радиальная сила как сумма статической и динамической ком-
понент. Говоря о радиальной силе, мы до сих пор подразумевали
108
ее среднее значение за какой-то промежуток времени на устано-
вившемся режиме работы насоса.
Однако было обнаружено, что радиальную силу в насосе сле-
дует рассматривать как сумму статической и динамической состав-
ляющих.
Типичная запись изменения радиальной силы во времени
представлена на рпс. 2.45. Из записи отчетливо видно, что ради-
альная сила состоит из статической и динамической компонент,
причем последняя имеет волновой характер н соизмерима с пер-
вой.
В динамической компоненте можно выделить три составляю-
щие. Первая составляющая — на частоте, равной частоте вала,—
со. Частота второй составляющей равна произведению частоты
вращения вала и числа лопастей колеса — <nzi. Третья составляю-
щая— на всех прочих частотах. Амплитуда радиальной силы на
этих частотах, значительная па малых расходах, уменьшается с
возрастанием расхода и имеет минимальное значение вблизи Qn,
когда поток по периферии колеса стабилен.
Волновой характер радиальной силы во многом предопределя-
ет впброакустические характеристики насоса. Так, значительный
уровень вибрации наблюдается на лопаточных частотах cnZi и
<oZi<2. Было показано, что при рациональном выборе чисел zt и z2
лопаток рабочего колеса и направляющего аппарата обеспечивает-
ся минимальный уровень вибрации.
Если статическая компонента радиальной силы вызывается
асимметрией отвода и подвода, то динамическая обусловлена не-
симметрией как рабочего колеса (первая составляющая), так и
потока на входе в ней и выходе из него (вторая составляющая).
Имеются сведения о влиянии эксцентриситета в уплотнении рабо-
чего колеса па радиальную силу для насоса с п.*~ 110, в котором
в качестве отвода был применен направляющий аппарат со сбор-
ной камерой. Причинами изменения радиальных нагрузок при из-
менении эксцентриситета в щели лабиринта являются перераспре-
деление поля скоростей на всасывании насоса, вызванное пере-
распределением протечек по окружности лабиринтного уплотне-
ния, и изменения подъемной поперечной силы в щели лаби-
ринта.
Экспериментально показано (табл. 2.11), что появление отно-
сительного эксцентриситета у = 0,3 приводит к возрастанию как
статической, так и динамической составляющей в 3 раза и более
по сравнению с у = 0.
Очевидно, что при у = 0 рабочее колесо работает в равномерном
потоке и при этом все гидравлические нагрузки малы. При /=0,3
появляется окружная неравномерность потока на выходе из рабо-
чего колеса, следствием чего является увеличение радиальных на-
грузок.
Способы уменьшения радиальных сил в насосах. Способы
уменьшения нагрузок на ротор всюду сводятся к созданию осе-
симметричного потока вокруг колеса. С этой целью применяют
109
Таблица 2.11. Результаты измерения радиальных нагрузок
при различных эксцентриситетах
Режим работы насоса	Радиальная сипа, кг					
	^СТ					
	Х=0	Х=0,3	х==о	х=о,з	х=о	х=о, з
Qh	3,1	8,6	0,2	5,5	0,5	1,8
1.4	5,1	13,7	1,1	2,1	1.5	8,9
двухзаходные спиральные отводы, лопаточные диффузоры, на-
правляющие аппараты и т. п.
В двухзаходпом спиральном отводе поток разделяется на две
равные части с помощью расположенной по спирали перегородки,
начало которой отстоит от начала спирального отвода на 180°.
Несмотря на то что неравномерность распределиня давлений в
каждой из спиральных частей сохраняется, вследствие симметрии
возникают две противоположно направленные радиальные силы.
Измерения распределения давлений вдоль двухзаходных спи-
ральных отводов, а также непосредственные измерения радиаль-
ных сил показали, что двойной спиральный отвод не обеспечивает
полной симметрии потока на выходе рабочего колеса и поэтому
полностью не устраняет радиальную силу в насосе
Наличие радиальной силы в насосе с дв\ хзаходным спираль-
ным отводом объясняется тем. что каналы этого отвода пе одина-
ковы. Путь жидкости по наружному каналу примерно вдвое длин-
нее пути по внутреннему каналу отвода, поэтому потерн давления
вдоль первого канала отвода больше, чем вдоль второго. Приводи-
мый на рис. 2.34 экспериментальный график распределения дав-
ления в двухзаходпом спиральном отводе для трех уровней подачи
служит хорошей иллюстрацией вышеизложенного.
В многоступенчатых насосах уравновешивание радиальных сил,
действующих на ротор, возможно путем поворота спиральных от-
водов двух смежных колес на 180° относительно друг друга.
В этом случае радиальные силы, действующие на каждые два ко-
леса, дают равнодействующую, равную нулю.
Для полной симметрии распределения давлений вокруг коле-
са подвод воды на всасывание также должен быть симметричным.
Отклонение от симметрии может привести к тому, что различные
каналы рабочего колеса создадут различные напоры, в результате
чего возникает радиальная сила
Отметим также, что уравновешивание поперечных сил, дейст-
вующих на рабочие колеса насосов, на основании принципа сим-
метрии требует высокой точности выполнения отводящих каналов.
ПО
Рис. 2.46 Способы воздействия на радиальную силу
Эта точность легко осуществляется в лопаточных стволах, получае-
мых механической обработкой, и предопределяет жесткие требо-
вания к отливке в случае спиральных отводов.
Укажем еще несколько способов снижения радиальных сил,
которые в основном могут найти применение в тех случаях, когда
необходимо уменьшить радиальные усилия в насосах в процессе
их опытной отработки. Эти способы объединяет то, что они осно-
ваны на знании характеристик радиальной силы.^ Благодаря при-
менению специального устройства в противовес ей создается с 1ла,
противоположная по направлению. Таким образом, происходит
полное или частичное уравновешивание радиальной на!ручки.
Примерами могут служить устройства, приведенные иа рис. 2.46.
В устройстве, изображенном на рис. 2.46, и, о противодействую-
щая радиальная сила создается благодаря созданию повышег не-
го давления на участке поверхности лаоирпнтного уплотнения ра-
бочего колеса. Это достигается применением либо паза в цилинд-
рической стенке корпуса (рис. 2 46, о), либо выступа, выполнен-
ного в виде сектора, закрепленного на корпусе рис. 2.46, б. Рас-
положение этих устройств соответствует направлению вектора ра-
диальной силы.
11!
В варианте, иллюстрируемом на рис. 2.46, в создание уравно-
вешивающей силы достигается применением одного или двух ра-
диальных ребер, расположенных в пазухе насоса, при этом ось
симметрии ребер отстоит от направления, обратного действию ра-
диальной силы, па угол 60—-90° против вращения колеса. Уравно-
вешивающая сила создается за счет несимметричного обтекания
ребер — перед ними из-за торможения потока происходит повы-
шение давления, а за ними — понижение.
2.9. КАВИТАЦИЯ
Явление кавитации в текущей жидост и возникает в тех случа-
ях, когда статическое давление в какой-либо области потока па-
дает ниже давления насыщенного пара жидкости. Реальная жид-
кость, как правило, не может воспринимать растягивающих
усилий, которые возникают при палении давления в ней ниже дав-
ления насыщенных паров, поэтому в указанных областях происхо-
дит ее вскипание и нарушается сплошность потока с образовани-
ем многочисленных паровых пузырьков и устойчивых каверн, при-
мыкающих к стенкам (caverna (лат.)—-полость; отсюда происхо-
дит и название «кавитация»).
Как только паровые пузырьки, движущиеся вместе с потоком
жидкости, попадают в область, где статическое давление выше
упругости насыщенных паров, пар конденсируется и пузырьки ис-
чезают.
Образование пара в потоке сопровождается затратой тепла,
отбираемого от жидкости, расположенной вблизи паровых пузырь-
ков и каверн. В результате этого температура жидкости в этих
областях несколько понижается, давление становится ниже перво-
начального давления насыщенных паров и вскипание жидкости
происходит с запаздыванием при достижении определенной степе-
ни ее перегрева. Процесс конденсации пара в области потока с по-
вышенным давлением порисходнт также с некоторым запаздыва-
нием при достижении определенной степени его переохлаждения.
Это обстоятельство способствует тому, что конденсация пара в пу-
зырьках совершается с большой скоростью, а частицы жидкости,
двужушиеся к центру пузырька, также достигают большой скоро-
сти. В районе исчезновения пузырька происходит сильный гидрав-
лический удар, в результате которого мгновенное местное давле-
ние может достигать нескольких десятков мегапаскалей. Если
жидкость содержит растворенный газ, то в пузырьках и кавернах
вместе с паром присутствует и выделившийся газ. Быстрое сжатие
газа в области исчезновения пузырька не дает ему полностью
раствориться в жидкости вновь и приводит к повышению его тем-
пературы в конце сжатия.
Наличие многочисленных гидравлических ударов приводит к
периодическому колебанию размеров вновь возникающих пузырь-
ков при их движении в потоке жидкости. Весь процес кавитации
обычно сопровождается шумом и вибрациями.
112
Если исчезновение пузырьков происходит вблизи стенки, то
следующие с большой частотой местные гидравлические удары
через некоторое время начинают разрушать поверхностный слой
стенки, образуя гидравлические клинья в результате проникнове-
ния частиц жидкости в мельчайшие поры материала стенки. При
этом в поверхности стенки могут происходить как химические, так
тепловые и электрические процессы, усугубляющие разрушитель-
ное действие кавитации. Поверхность стенки приобретает харак-
терный «изъязвленный вид». Такой тип разрушения материала по-
лучил название «кавитационная эрозия».
Опыты показали, что чем больше химически стоек материал и
чем чище обработана его поверхность, тем в меньшей степени
он подвергается разрушению в результате воздействия кавита-
ции.
Исходя из описанных физических явлений, можно полагать,
что характер процесса кавитации в текущей жидкости зависит от
скорости потока, давления насыщенных паров и абсолютных уров-
ней статических давлений в потоке до п после зоны кавитации.
Однако более глубокие исследования показали, что во многих
конкретных случаях возникновение и развитие кавитации, а также
последствия могут в сильной степени зависеть н от ряда других
факторов: времени пребывания частиц жидкости в зоне с пони-
женным давлением, температуры жидкости, ее плотности, поверх-
ностного натяжения, вязкости, количества растворенного в ней
газа, ее термодинамических свойств, режима течения потока (ла-
минарного или турбулентного) и т. д.
Кавитация возникает в той области проточной части насоса,
где местное статическое давление снижается до некоторого крити-
ческого давления р|;р, при котором наступает нарушение сплош-
ности потока и изменение его структуры. При этом могут иметь
место различные формы кавитации как порознь, так и одновремен-
но в зависимости от установленного давления перед насосом рВз>
Возникновение кавитации в насосе при подаче Q = const и час-
тоте вращения zz=const происходит в результате понижения дав-
ления рвх. Первичная кавитация в виде локальных очагов не меня-
ет общей структуры потока. Появление очагов кавитации в про-
точной части насоса еще не означает нарушения нормальной его
работы. Более того, даже при длительной работе насоса могут
отсутствовать существенные кавитационные повреждения стенок
рабочих органов насоса, пе говоря уже о каких-либо изменениях
внешних его характеристик. Такую кавитацию в пасосе называют
начальной. Опа обычно обнаруживается либо визуальным (при
прозрачных стенках насоса), либо акустическим способом. Иногда
ее можно обнаружить по весьма незначительному изменению
амплитудно-частотных характеристик насоса.
Следующий этап развивающейся кавитации в насосе при пони-
жении рвх — возникновение первого критического режима, при
котором начинают изменяться внешние характеристики насоса:
снижаются его напор, мощность. Однако насос способен еще пода-
на
©ать жидкость потреоителю. хотя скорость кавитационной эрозии
в насосе может значительно возрасти.
При дальнейшем понижении рнх растут размеры кавитацион-
ных зон, меняется их вид, а при некотором значении возника-
ет так называемый второй критический режим, характеризующий-
ся началом резкого падения напора, мощности и КПД насоса.
В последнее время получил признание и третий критический
режим, характерный тем, что насос работает при еще более низ-
ких давлениях рпх, а напор его при этом по сравнению с нормаль-
ным снижается в несколько раз. Возникновение этого режима свя-
зано с отрывом кавитационной! каверны от рабочей лопасти насоса
и распространением ее за пределы решетки профилей. Часто такой
режим насоса называют суперкавитационным. Давления на входе
в насос, при которых возникают перечисленные критические ре-
жимы, соответственно обозначаются- 1ШЧ, pnxi, рв.\п и Рвхпь
Условия возникновения кавитации в насосах. Как \ называлось
выше, кавитация начинается тогда, когда в некоторой области
проточной части насоса статическое давление надает до давления
насыщенных паров. Условия возникновения кавитации рассмот-
рим на примере центробежного насоса (см. рис. 2.18).
Выберем сечение 0—0 на входе в патрубок и сечение I—I на
входе в рабочее колесо, где обеспечен (при нормальной организа-
ции входа) осесимметричный поток, который (в силу симметрии)
будет установившимся и в абсолютном, и в относительном дви-
женин. Поэтому можно записать уравнение Бернулли в абсолют-
ном и относительном движении в области колеса.
Во всасывающем патрубке
где /lo-i — гидравлические потери от сечения 0—0 до сечения I—I.
В области колеса
где — гидравлические потери от сечения I—I до сечения
х—х.
Заменим значение относительных скоростей w через их про-
екции из плана скоростей:
и*2 = с~ и1 — '2иси,
получим уравнение в виде
2	/	2___ 1
(2.78)
Y	g V	2g
414
Из уравнений (2.76) и (2.77) получаем
Ро
У
г2
С0 = Рх
2g У
4-zx +
<> о
wx-llx
2g
(2.79)
+ z6 +
+ ho—х.
Вычитая из левой и правой части выражения (2.79) напор
ра/у, соответствующий давлению насыщения, получаем:
Ра — Рп
У
2g
Рх Рп
У
+ (?*— го)+
"* + — + Vr (2.80>
2g	£
Очевидно, что кавитация начнется тогда, когда рх=рП, по это-
означает, что избыточный напор на всасывании
#Вс = Р°~Рп +—	(2.81>
Y	ё
должен быть равен
2	2
Ь? -- и	иг
Нм = К- - z.) +	+ Л0_х.	(2.82)
2g g
Минимальное давление, равное рх = рц, прежде всего будет в
9	9
той точке, где _-___— будет максимально. Как правило, раз-
2g
ность отметок zx—г0 мала, потери /т0_х хорошо спроектированного
колеса также малы, см| = 0, следовательно.
/ -,2 _ 2 \
• (2-83>
\ -g / макс
Таким образом, при принятых предположениях (а именно ка-
витация начинается при палении давления до давления насыщения,,
пренебрежением высотными отметками и сопротивлением подвода)
величина //вс согласно выражению (2.82) определяется динами-
кой потока при входе в колесо. В практике зарубежного насосо-
строепия для обобщения результатов испытаний принят коэффи-
циент кавитации Тома o = Z/RC///, который, как это следует из
теории подобия, есть величина постоянная.
В СССР большее применение находит так называемый кавита-
ционный коэффициент быстроходности, определяемый по формуле
С. С. Руднева
__ 5,62п 1/Q
(//вс)3'4
(2.84)
из которой избыточный кавитационный напор на всасывании оп-
ределяется из выражения
л/ = ю Y
X С /
(2.85)
115
Рис. 2 47 Зависимость скр от п«-
1 — консольные насосы. 2 — насосы с
проходным салом
Формула (2.85) предпочти-
тельней, так как она показывает
связь Нпс с основными парамет-
рами насоса. Для насосов обыч-
ных конструкций с = 7004-1000.
Величина с зависит от п., от кон-
структивного исполнения насосов
(у насосов с проходным валом с
ниже, чем у консольных, что свя-
зано с увеличением скоростей у
таких насосов) (рис. 2.47).
Величину с можно определять
по формуле
где
(2.86)
Для нормальной работы насоса необходимо, чтобы минималь-
ное значение давления на входе в рабочее колесо насоса р было
больше давления насыщенного пара перекачиваемой жидкости
Рпар, т- 6
Р1мпн > Рпар*
Удельная энергия Д потока при входе в рабочее колесо насо-
са должна быть достаточной для создания скоростей и ускорений
в потоке при входе в рабочее колесо и преодоления сопротивления
без падения местного давления до уровня, соответствующего на-
чалу кавитации.
В связи с этим решающее значение приобретает превышение
удельной энергии над энергией, соответствующей давлению насы-
щенного пара:
2	2
д^ __ g __ Рпар __ Pl CI ____ Рпар  Pi Рпар । С1 /9
1 У Y 2g У	Y	2g
Величина \h называется кавитационным запасом.
На основании уравнении (2.81) и (2.87) устанавливается связь
между- кавитационным законом Д/г и геодезической высотой вса-
сывания Н
н = Ро-РпаР _ д/г_;
О
У
(2.88)
где ро=Д1 + ризб.
116
Для каждого насоса существует некоторое минимальное зна-
чение ДА, ниже которого насос начинает кавитировать. Критиче-
ским условием начала кавитации является условие:
~ ^^д.макс’
т. е. минимальное значение кавитационного запаса равно макси-
мально допустимому, с точки зрения возникновения кавитации,
значению динамического падения давления на входе в рабочее ко-
лесо насоса.
Зависимость \АМИН и ДАд.ма1..е от величины относительной ско-
рости а.’* и окружной скорости их на входе в межлопастпые ка-
налы рабочего колеса может быть представлена в виде
М™, = ДЛл.макс =	+ Jfs&L ,	(2.89)
2g	g
где Их, их — относительная и окружная скорости в точке х на ло-
патке колеса, koi да давление минимальное и возникает кавитация.
Как уже указывалось, на основании опытных данных в 1935 г.
С. С. Руднев предложил уравнение для определения ДА^макс
Нвс = ДЛд такс = 10 ( nV9- /3 .	(2 90)
В. Б. Шемель пользуется критерием одт, который связан с по-
стоянной с следующим образом:
КО Ч
С =	•	(2.91)
а<?п
Потребность в коэффициенте с возникла из необходимости оце-
нивать кавитационные качества насосов, имеющих одинаковые
условия входа, но разные выходные диаметры рабочего колеса.
Сравнение значении коэффициента с, полученных для различ-
ных насосов, позволяет оценить антикавитациоппые качества насо-
сов, так как чем больше с, тем больше предельное всасывание на-
соса.
Влияние конструктивных элементов на кавитационные свойства
насосов. В целях установления зависимости ДА от основных кон
структпвпых элементов рабочего колеса рекомендуется формула,
которая может быть получена из рассмотрения условий на входе
в рабочее колесо:
2	2
M =	+	(2-92)
2g	2g
где с0 — средняя абсолютная скорость у входной кромки лопастей
рабочего колеса; ь”0 — средняя относительная скорость у входной
кромки лопастей па ведомом диске рабочего колеса; т, /.—
опытные коэффициенты, характеризующие изменение скоростей
117
входа при обтекании входной кромки по сравнению с их средним
значением
Из уравнения (2.92) следует, что при данном режиме работы
насоса (заданы значения с0 и и?с) возникновение кавитации пол-
ностью зависит от конструкций корпуса и рабочего колеса, так
они определяют характер распределения скоростей по сечениям.
Для коэффициентов могут быть рекомендованы следующие ори-
ентировочные значения:
т= 1,0-т- 1,2 и Z = 0,3 ч-0,4.
В основу исследований влияния конструктивных элементов на
кавитационные свойства насоса большинством исследователей по-
ложены две гипотезы:
а)	условия течения жидкости на выходе из колеса насоса не
влияют существенно на условия течения на входе в колесо;
б)	условия входа жидкости на лопасти колеса оказывают ре-
шающее влияние па всасывающую способность насоса.
Высказанные гипотезы хорошо согласуются с эксперименталь-
ными исследованиями центробежных насосов низкой и средней
быстроходности (/?.«< 100), у которых каналы рабочего колеса
получаются достаточной длины. У насосов повышенной быстроход-
ности каналы колеса короткие, поэтому изменение выходных эле-
ментов лопасти может привести к изменению кавитационных
свойств насоса.
Влияние угла атаки и угла установки лопасти на входе в рабо-
чее колесо. Изменение угла установки лопастей на входе влияет на
кавитационные качества насоса, так как изменение угла установки
приводит к одновременному изменению трех параметров: угла
атаки, затеснепия лопастями входной площади и ширины межло-
пастных каналов.
Первые две! параметра действуют главным образом на момент
возникновения кавитации, причем в противоположных направле-
ниях. Так, уменьшение угла р] уменьшает угол атаки и тем самым
отдаляет момент возникновения кавитации, ио, с другой стороны,
при этом увеличивается затеснение, что приводит к возрастанию
Рис. 2 48 Зависимость коэффициента А.
ci подачи
способствует возникновению ка-
витации.
На рис. 2.48 показана ти-
пичная кривая изменения X.
полученная опытным путем д пл
центробежного насоса.
Увеличение X по обе сторо-
ны от режима максимального
КПД обусловлено влиянием
угла атаки (это угол меж?у
направлением относительной
скорости и углом лопасти ра-
бочего колеса на входе в рабо-
чее колесо).
118
Для уменьшпия гидравлических потерь в области рабочего
колеса и улучшения его кавитационных свойств при проектирова-
нии насосов допускается на расчетном режиме угол атаки прини-
мать равным 3—8°, а для насосов высоких кавитационных качеств
углы атаки должны быть в пределах 8—15°.
Следует иметь в виду, что фактический угол атаки может быть
другим, в частности при наличии у потока закрутки в сторону
вращения действительные углы атаки будут меньше определенных
при допущении, что меридианная скорость остается постоянной от
входа в колесо до лопастей
Влияние числа лопастей рабочего колеса. Условия входа и ве-
личина скорости Со зависят от числа юпастей в рабочем колесе
насоса Чем больше число лопастей, тем меньше нагрузка на ло-
пасть. С этой точки зрения увеличение числа лопастей должно
благоприятно сказываться на кавитационных качествах насоса.
С другой стороны, увеличение числа лопастей приводит к большо-
му загромождению проходного сечения и к увеличению относитель-
ных скоростей в межлопастном канале и тем самым к ухудшению
кавитационных качеств насоса. Кроме того, увеличение числа ло-
пастей приводит к большим потерям на трение.
Результаты многочисленных экспериментов показывают, что
для насосов низкой и средней быстроходности уменьшение числа
лопастей до определенного предела приводит к улучшению их ка-
витационных качеств. Изучение влияния числа лопастей на вели-
чину параметра X проводилось для рабочих колес, которые наряду
с хорошими кавитационными качествами имеют высокие КПД.
Как показали результаты опытов, числа лопастей, выбранные из
условий максимального КПД и высокой всасывающей способности,
совпадают. Уменьшение и увеличение числа лопастей по сравне-
нию с оптимальным количеством ведет одновременно к ухудшению
всасывающей способности и понижению КПД насоса. Малое чис-
ло лопастей при некоторых значениях \h ведет к неустойчивой
работе насоса, сопровождающейся характерными шумами и уве-
личением вибрации корпуса. Объясняется это тем, что значитель-
ное уменьшение числа лопастей вызывает резкое сокращение от-
носительной длины канала и увеличение его диффузорности, что
приводит к увеличению неравномерности потока.
Число лопастей рабочего колеса выбирается в зависимости от
быстроходности насоса:
па..................... 9—8	8—6	6—5	5
ги	............ 50—60	60—180	180—350	350—580
Влияние параметра Cq/U[. Парамето Cq/щ является обобщенным
выражением режима работы насоса и его конструктивных элемен-
тов:
О, ’
119
Изменение—может бытъ достигнуто как изменением геомет-
рических элементов рабочего колеса на выходе, так и изменением
подачи Q или оборотов колеса.
Увеличение отношения dJDQ при постоянном значении b\IDx
(уменьшение площади входа) приводит к увеличению кавитацион-
ного параметра, т. с. к ухудшению кавитационных качеств насоса.
Ранее отмечалось, что изменение угла атаки в широкой об-
ласти положительных значений мало влияет на значение X. а сле-
довательно, и на значение параметра кавитации. Изменение кави-
тационных характеристик насоса при увеличении ширины канала
рабочего колеса происходит вследствие изменения меридианной
скорости на входе в рабочее колесо. Результаты опытов показали
также, что увеличение ширины Ь\ при данном режиме работы не
уменьшает гидравлического и объемного КПД насоса
На основе полученных данных было найдено предельное зна-
чение Ь\, при котором кавитационные качества насоса будут наи-
лучшпмп без уменьшения КПД:
k =	= -Ь£1- < 0,7 ч- 0,75.
Большие значения следует применять только для рабочих ко-
лес высоких кавитационных качеств, так как это ведет к увеличе-
нию осевого размера насоса.
Увеличение диаметра проходного вала даже при сохранении
постоянной геометрической площади входа в рабочее колесо Fo=
— const также отрицательно сказывается на кавитационных свой-
ствах насоса.
Q
Изменения (при ~= const) ширины канала колеса у вход-
ных кромок лопастей, затеснепня валом площади входа, угла входа
пли формы профиля лопасти на входе влияют на кавитационные
качества насоса, но не изменяют его КПД. В то же время измене-
ние диаметра рабочею колеса на входе вызванное, например,
изменением диаметра проходного вала, ведет к изменению КПД
насоса.
Q
Уменьшение —~	при постоянных Q и п приводит к умень-
°	Q
шению КПД, а увеличение —~	приводит к увеличению его.
nDo
Выявив влияние отдельных элементов входа в рабочее колесо
на кавитационные качества и КПД насоса, В. Б. Шемель рекомен-
Q
дует оптимальные значения —г	для насосов низкой и средней
nD0
быстроходности (zz^ = 40-=-100) в следующих пределах:
120
для рабочих колес низких кавитационных качеств
Ogii > 0,05,
-5- = 0,023 ч- 0,028;
«О»
для рабочих колес повышенных кавитационных качеств
0,014 > о9п > 0,0125,
= 0,0100ч-0,0125;
nD't
для рабочих кочес высоких кавитационных качеств
0,0125 >одп >0,0075,
= 0,0055 4- 0,0070.
При этом диаметр входа и окружной скорости щ устанав-
ливаются исходя из оптимального значения приведенного диамет-
ра Do и конструкции насоса.
Влияние формы входной кромки лопасти рабочего колеса. Гово-
ря о лопастях рабочего колеса, нельзя не сказать о том, что их
форма на входе и выходе, и толщина в определенной мере влияют
на кавитационные качества насоса. При обтекании входной кром-
ки лопасти рабочего колеса имеет место понижение давления,
которое вызвано связанным с обтеканием отклонением потока и
сопутствующим ему появлением центробежных сил. Наибольшее
понижение давления имеет место в точке А (рис. 2.49).
В точке В вся скорость преобразуется в давление. На участке
ВА это давление падает, переходя в разрежение. Характер изме-
нения давления на этом участке и величина разрежения зависят
Рис. 2.49. Изменение давления Рис. 2 50. Зависимость коэффициента X от
вдоль лопасти рабочего колеса режима работы и профиля входной части
лопасти
121
от конечной толщины лопасти и формы ее торца. Разрежение тем
больше, чем короче участок перехода к полной толщине лопасти.
При больших скоростях на входе в рабочее колесо это понижение
давления может стать значительным.
При исследовании В. В. Шемелем влияния формы профиля ло-
пасти на входе на всасывающую способность насоса изменялся
радиус закругления входной кромки лопасти при постоянном l/sc.
Опытная зависимость параметра 7. от режима обтекания при
различных отношениях s/s0 приведена на рис. 2.50.
Используя результаты экспериментальных исследований,
В. В. Шемсль рекомендует следующую эмпирическую формулу для
определения параметра д:
?.= 1,2	J- <0,07 + 0,42 A. W_L _о,61оУ
«1 X	«1 / \ *0	/
Как видно из этой формулы, значение параметра /. уменьшается
с уменьшением Однако из этого еще не следует, что всасы-
вающая способность насоса во всех случаях улучшается Необхо-
димо учитывать, какой член. Cq или И\, вызывает уменьшение ве-
личины.
Влияние разгрузочных отверстий. Так как протечка через уп-
лотнение определяется размерами щели, то скорость истечения
жидкости из разгрузочных отверстии зависит в основном от раз-
меров отверстий. Чем меньше суммарная площадь отверстий Fc,
тем больше скорость истечения жидкости из отверстий навстречу
основному потоку, тем большей энергией обладает эта жидкость
и тем больше опа способна ухудшить условия входа основного по-
тока на лопасти.
Кавитационные испытания насоса показали, что при больших
размерах разгрузочных отверстий рабочего колеса (/7о/Ещ = 4,68)
всасывающая способность достигает значений, соответствующих
неразгруженному колесу.
Всасывающая способность насоса значительно ухудшается при
малых размерах разгрузочных отверстий (Е0//?щ = 1,83). На осно-
вании проведенных опытов рекомендуется соотношение между
площадью щели и площадью разгрузочных отверстий Fq/F^5,
при котором не сказывается влияние разгрузочных отверстий на
всасывающую способность насоса
Влияние входного патрубка насоса. Конструкция входного па-
трубка оказывает существенное влияние на распределение скоро-
стей перед входом в рабочее колесо и вследствие этого может от-
разиться на КПД и кавитационной характеристике насоса. Влия-
ние входного патрубка особенно заметно сказывается на низкона-
порных насосах с высоким коэффициентом быстроходности.
Если конструкция входного патрубка насоса вызывает повы-
шенное закручивание потока перед входом в рабочее колесо, то
при неизменном давлении на входе кавитационные качества насо-
са ухудшаются и уменьшается максимальная подача. В связи с
122
этим на всасывающей .пинии следует избегать расположения ко-
лен в различных плоскостях.
Методы расчета центробежных насосов на кавитацию. Сущест-
вующие рекомендации расчета кавитационных параметров имеют
весьма приближенный характер и относятся к узкой области по
быстроходности насосов
1	В отечественном насосостроепии наиболее просто кавитаци-
онные свойства насосов оцениваются с помощью графика
рис. 2.47 обобщением большого числа данных насосов. Но этот
график охватывает только насосы, имеющие среднюю всасываю-
щую способность.
2	. Для насосов быстроходностью 40—100 всасывающую способ-
ность можно определять по рекомендациям ВНИИ «Гидромаш» и
MAI I
Рекомендуемая ВНИИ «Гидромаш» схема расчета центробеж-
ного насоса на кавитацию:
а)	определение параметра кавитации оуц для второго критиче-
скою режима, соответствующего моменту срыва работы насоса:
Q
В зависимости от параметра и(уП выбирается значение 3 и
определяется
б)	выбор геометрии проточной части и эскизная прикидка кон-
струкции насоса с целью определения диаметра вала насоса de\
в)	определение
9 .о
Du -f- d.t ;	;
*	^0
выбор числа лопастей и угла входа из условия, что Драт = 8-?15э;
г)	определение в первом приближении ширины канала рабочего
колеса из условия
0,7 -=- 0,75;
д)	проектирование рабочего колеса по известным данным и
выбор s/so;
е)	определение окружной скорости и\, скорости входа с0 и ре-
жима Col III',
ж)	определение параметров 7. и \й:
123
Рис. 2.51. График для определе-
ния угла 01 пот
з) меняя bi в пределах
0,3 <-L7L <0,7 4-0,75
и вычисляя Ci-Jui, получают задан-
ное значение АЛ.
Допустимое значение Д/глоц в за-
висимости от условий эксплуатации
и требований надежной работы на-
соса определяется по следующей
зависимости:
Д/?лоп = (1,05 д- 1,30) Д/г.
В способе расчета центробежных насосов (zz, = 90“100) по
[2.21] заложена возможность проводить расчет начала кавитации
(«первый критический режим»).
За основу расчета взято соотношение
2	о	2
А^акс = ?пов ~~ 4- т 4-	,	(2.93)
2g	2g	2g
отличающееся от формулы (2.92) дополнительным членом, учиты-
вающим гидравлические потерн на участке от входа в колесо до
кромок лопастей.
Так как непосредственно перед срывом режима входной участок
колеса полностью заполнен активным потоком, то все скорости
могут быть найдены исходя из известных размеров колеса и ре-
жима работы насоса:
~	2	1 Г /	I / V
Clm -\-U\~ I ( п h 1	' гл J *
р \ ’1обл^А	/
(2-94)
Для величины Z рекомендуется соотношение
ОцЮТ
'акт ,
01
С помощью графика рис. 2.51 определяются угол [31пот, а
затем
ширина активного потока после входа на лопасти (для бескавнта-
цчонного режима):
режима) •
^1ПОТ
e>OkiQ
шот
После
(2.92) и
-^макс
п2
подстановки выражений (2.93) — (2.95) в уравнение
после преобразований получается следующая формула:
Q
«Иоб
Q л ,1 /
1	। ^2 ( -----—
«Поб \ лг|об
(2.96)
124
где
^акт .
60&j tg Рюпт
^2 -НОВ	~Т~	, о о ’
^-Dq	л'-D-j b j
6 /.акт
^3 ’	~	»
ZliD ^Ьл tg Pi пот
щ= 1,04-1,2; спов=0,54-1,2; Q — подача насоса, м3/с; n — частота
вращения, об/мин, цОб— объемный КПД; k\— коэффициент за-
громождения на входе: Ь\—ширина колеса при входе па лопасть,
м; Dx — средний диаметр начала лопасти, м; Do— входной диа-
метр. м.
В этом способе расчета не учитывается влияние некоторых фак-
торов, например разгрузочных отверстий, числа лопастей, формы
профиля лопасти на входе и др. Это обстоятельство сужает об-
ласть применения указанного расчета. Однако многие факторы
могут быть учтены при расчетах конкретных групп насосов путем
корректировки коэффициентов лакт, т, ^пов-
Например, на основании опытов В Б. Шемеля и проверочных
расчетов высокооборотных насосов можно предложить
ZaKT = 0,23 4- (0,07 4- 0,42 tg р^) (± - 0,615 ) ,
\ «о	/
где s0 — максимальная толщина лопасти.
По формуле (2.96) можно рассчитать универсальную кавита-
ционную характеристику насоса, если известны его геометрические
размеры. На графике такая характеристика представляет собой
одну кривую
По этой кривой можно быстро вычислять значения A/iMaKc Для
различных подач Q и частоту вращения насоса п.
Термодинамика кавитации. На холодной воде выполняется при-
ближенное подобие кавитационных процессов, т. е.
и
(nd)-
при
где п—частота вращения
диаметр насосного колеса.
В режимах развитой кавитации определенному' падению напора
из-за кавитации соответствует некоторый объемный расход пара
125
f (- 1 ) = const	(2.97)
\ n2d- J
Q
— — const,
п
насоса; Q — подача; d — наружный
через кавитационные зоны в рабочих каналах насоса. С ростом
давления или температуры свойства жидкостей меняются так, что
увеличивается количество тепла, затрачиваемого на образование
'Определенного объема пара. Поэтому на горячей воде указанному
объемному расходу через кавитационные зоны соответствует бо-
лее глубокое падение давления ниже насыщения перед кавитаци-
онными зонами и, следовательно, меньшее по сравнению с холод-
ной водой значение кавитационного запаса Д/г на входе в насос.
Поэтому равенство (2.97) не выполняется при изменении темпера-
туры перекачиваемой воды.
Анализ характера течения позволил установить ряд особенно-
стей кавитационного потока при различной температуре воды.
1.	Кавитационные зоны образуются в пристенных областях по-
тока.
2.	С ростом температуры и давления потока структура кавита-
ционных зон изменяется так, что увеличивается плотность сре-
ды и уменьшаются размеры кавитационных пузырей, причем наи-
более существенно изменение структуры потока происходит в
диапазоне температуры 160—220°C
3.	В верхних сечениях канала жидкость может находиться в
метастабильном состоянии; протяженность этой области увеличи-
вается с ростом скорости потока и уменьшается при увеличении
температуры (начального давления) потока.
Анализ показал, что в некотором диапазоне параметров рост
кавитационных пузырей определяется не инерционными эффекта-
ми. а процессом теплопередачи в растущий пузырь. Однако если
в объеме неподвижной воды скорость роста пузырей определяется
теплопередачей через слой жидкости вокруг пузыря, то в турбу-
лентном потоке воды процесс роста пузыря, по-видимому, опре-
деляется в основном турбулентным переносом тепла.
По мере снижения температуры потока скорость роста пузы-
рей увеличивается. В результате возрастает роль инерционных
эффектов. Очевидно, что должна существовать область парамет-
ров, где рост пузырей определяется силами инерции окружающей
жидкости Оценки показывают, что в потоке воды с температурой
выше 100 С в области любых значений реальных скоростей воды
и перегревов жидкости относительно температуры насыщения в ре-
зультате падения давления при кавитации скорость роста паровых
пузырей определяется процессом теплопередачи.
Проведенные исследования кавитационных явлений позволили
выявить основные факторы, определяющие особенности кавитаци-
онных характеристик насосов на воде с различной температурой.
Для выяснения связи между тсилофпзическими параметрами,
определяющими процесс парообразования, и параметрами, которые
определяют кавитационные характеристики насосов, была рас-
смотрена модель кавитационной зоны в проточной части насоса,
работающего в режиме развитой пузырьковой кавитации
(рис 2,52). На этом рисунке условно показано изменение давле-
ния вдоль поверхности лопатки в рабочем канале насоса и пзоб-
126
ряжена кавитационная зона с
некоторой средней для проточ-
ной части насоса толщиной б
Расход через кавитационную зону
QK= c^nd2,	(2.98)
где nd. — величина, пропорцио-
нальная скорости жидкости на
входе в зону: 6 — величина, про-
порциональная площади попереч-
ного сечения; Cj — коэффициент
пропорциональности.
Па входе в кавитационную зо-
ну жидкость становится перегре-
той относительно температуры
насыщенных паров на V С из-за
Рис. 2.52. Картина кавитационной
каверны
падения давления перед зоной ниже давления насыщения на не-
которую среднюю для проточной части насоса величину Ай. если
A/z выразить в метрах столба перекачиваемой жидкости,
Д/ = Дй4-Рс£,	(2.99)
dp
где dtjdp — производная от температуры по давлению, взятая
вдоль кривой фазового превращения.
Перед кавитационной зоной должен быть некоторый участок
/м (рис. 2.52), на котором жидкость может находиться в метаста-
бильнэм состоянии и начинается замедленный рост кавитацион-
ных пузырей.
На участке /11СП кавитационной зоны часть жидкости испаря-
ется, температура потока снижается в результате затраты тепла
на испарение. В области рабочих каналов насоса, где давление
увеличивается, паровая фаза конденсируется (участок /,<).
Без учета входных потерь в рабочие каналы насоса (которые
обычно относительно малы) связь между значением \h и кавита-
ционным запасом Ай выражается зависимостью
Ай = Xh-, — i\ht
•J.	'
где Айд—динамическое падение давления на входе в рабочие ка-
налы насоса.	___
Изменение значения Ай на горячей воде и определяет зависи-
мость кавитационной характеристики насоса от температуры воды
или теплофизических свойств перекачиваемой жидкости.
Из теплового баланса и уравнения (2.99) был найден объемный
расход пара Vzn в кавитационной зоне в предположении, что паро-
образование происходит равновесно, тепло на испарение отбира-
ется только из той части жидкости, которая проходит через кави-
127
тационную зону:
A*QkPc	Ср Pg
dp Г Ро
фи
(2.100)
Ип
где V — среднее изменение энтальпии жидкости в результате об-
разования фазы_(в случае процесса испарения при постоянном
давлении Af=cpAZ).
Из (2.100) и уравнения Клапейрона — Клаузиуса можно найти
Ип = kQKbh,
(2.101)
где
Рс (Рс - Рр) срёТ
Cf) Or*	Г-, 11-,	"ПЛ"
£ = —	— р,? = -	,	---- (2.102)
f/p г рР rcS	(rPc)2	'	'
Параметр k можно интерпретировать как отношение объема
пара к первоначальному объему жидкости, из которой этот пар
образовался при равновесном процессе испарения в результате па-
дения давления в жидкости на 1 м ее столба.
Следует отметить, что для характеристики «способности жид-
кости к кавитации» параметр, подобный параметру k, предлагался
А. И. Степановым [8]. Связь между' параметром k и параметром
Степанова В, предложенным для обобщения кавитационных ха-
рактеристик при различных теплофизических свойствах жидкости,
выражается уравнением
кр 0 A/lKp/) >
(2.103)
где АЛкро, Д/1Крг— соответственно кавитационный запас на холодной
и горячей воде какого-либо насоса, зафиксированный при падении
его напора из-за кавитации на 3%.
Параметр k зависит только от теплофизических свойств жид-
кости и характеризует как потенциальные возможности образова-
ния объемного паросодержания при равновесном процессе испаре-
ния, так и скорость роста паровых пузырей в реальном кавитаци-
онном процессе в горячей воде.
Анализ кавитационных характеристик насосов при различной
температуре воды показал, что изменение параметров насоса в
режимах развитой кавитации зависит от ряда фактоРов:
1)	расходного паросодержания в кавитационных зонах, которое
определяется температурой (параметром /?) жидкости и степенью
термодинамической равновесности процесса, которая в свою оче-
редь зависит как от теплофизических свойств жидкости, так и от
масштабных факторов;
2)	от структуры течения в кавитационных зонах, которая зави-
сит от давления;
3)	от соотношения размеров кавитационных зон и проходных
сечений в рабочих каналах, что определяется коэффициентом
быстроходности /ц насоса и масштабными факторами.
Относительное изменение кавитационных характеристик в ки-
нематически подобных режимах, т. е. при выполнении условия
128
паническое уплотнение извне чистой буферной запирающей воды
с давлением несколько большим, чем давление воды в насосе. На-
сос с механическим уплотнением имеет малые по величине и кон-
тролируемые в процессе эксплуатации протечки буферной (нера-
диоактивпой) воды.
Необходимость создания для ядерной энергетики специальных
циркуляционных насосов. В настоящее время наибольшее распро-
странение получили следующие типы ядерных реакторов с водя-
ным теплоносителем:
корпусной водо-водяной реактор (ВВЭР) с водой под высоким
давлением в качестве теплоносителя и замедлителя (двухконтур-
ный) ;
канальный кипящий водо-графитовый реактор с графитом в
качестве замедлителя и водой в качестве теплоносителя (однокон-
турный).
Реакторы всех этих типов характеризуются довольно высокими
параметрами перекачиваемого теплоносителя (табл. 3.1).
Таблица 3.1
Тип реактора	Параметры воды на всасывание насоса	
	Давление, МПа	Температура, К
Водо-водяной Водо-графитовый кипящий	12,5 7,2	543 До 550
Попытки создать надежную и экономичную конструкцию гер-
метичного насоса с сальниковым уплотнением при таких парамет-
рах перекачиваемой воды не увенчались успехом. Отсутствие
протечек в сальниковом уплотнении можно получить только при
нулевом зазоре между валом и набивкой сальника, что практиче-
ски обеспечить невозможно, так как при этом возникают недопу-
стимые потерн на трение.
3 2 УСТРОЙСТВО БЕССАЛЬНИКОВОГО ГЕРМЕТИЧНОГО НАСОСА
Бессальниковый циркуляционный насос представляет собой агре-
гат, состоящий из центробежного насоса и специального электро-
привода. Как видно из самого названия, бессальниковый насос не
имеет сальника, через который в обычных насосах выводится
наружу вращающийся конец вала, соединенный с приводом.
Рассмотрим схематичное устройство двух основных типов бес-
сальниковых насосов.
На рис. 3.1 представлена примерная конструкция бессальнико-
вого насоса с сухим статором. В насосах такого тппа в качестве
привода используется асинхронный трехфазный двигатель с корот-
козамкнутым ротором.
6 Зак. 812	161
Рис 3 1 Конструктивная схема
герметичного насоса с сухим
статором:
/ — протечка горячей воды; 2— дрос-
сель. 3 — отверстия в валу насоса;
4 — статорная перегородка; 5 — вспо-
могательное колесо; 6 — холодиль-
ник автономного контура; 7 — хо-
лодильник статора; 8— рабочее ко-
лесо; 9 — корпус проточной части;
/О — статор; 11 — ротор
Тонкостенная немагнит-
ная металлическая перего-
родка защищает статор от
попадания в него перекачи-
ваемой жидкости, т. е. ста-
тор остается сухим. Ротор
насоса вращается в перека-
чиваемой жидкости, опира-
ясь на подшипники, которые
смазываются и охлаждают-
ся той же жидкостью. Для
обеспечения необходимого
температурного режима дви-
гателя насос снабжается хо
лодильником
На рис. 3.2 представле-
на конструктивная схема
бессальникового насоса с
мокрым статором. Этот насос отличается от насоса, представлен-
ного на рис. 3.1, тем, что в нем отсутствует герметичная статорная
перегородка и весь электродвигатель заполнен водой. Тип электро-
двигателя— асинхронный трехфазный с короткозамкнутым рото-
ром.
Насос с сухим статором. Такие насосы позволяют изготовлять
статор электродвигателя из обычных материалов, применяемых
в электротехнике. Основным «слабым звеном» такого насоса явля-
ется тонкая (толщиной 0,5 мм) немагнитная металлическая перего-
родка, которая должна обеспечить надежную герметизацию насо-
са и не допускать попадания воды в статор.
На эту перегородку при работе насоса действуют разнообраз-
ные силы. В ней вследствие значительных индуктивных потерь (до
15%) выделяется значительное количество тепла, что требует ин-
тенсивного охлаждения перегородки. Создание надежно работа-
Рис. 3 2. Насос с мокрым статором:
/ — крышка корпуса; 2 — упорный подшипник; 3 — корпус радиально-упорного подшип-
ника 4— нижний радиальный подшипник; 6 — ротор электродвигателя; б — статор элек-
тродвигателя, 7— корпус приводного электродвигателя 8— корпус верхнего радиального
подшипника. 9 — верхний радиальный подшипник; 10 — втулка вала; 11 — промежуточный
корпус; 12 — экран; 13 — шпонка рабочего колеса; 14 — рабочее колесо; 15 — защитное
кольцо рабочего колеса; 16 — защитное кольцо лабиринта; 17 — верхний корпус на-
соса
162
6*	163
ющей перегородки является одной из наиболее сложных задач при
проектировании бессальникового насоса с сухим статором Вместе
с тем насосы с сухим статором необходимо выполнять с прочно-
плотным корпусом статора, что позволит сохранить герметичность
реакторной установки при нарушении герметичности статорной пе-
регородки.
Из-за технологических сложностей область применения таких
насосов ограничена мощностью привода 2000 кВт.
Рассмотрим подробнее элементы герметичного насоса с сухим
статором.
Статорная перегородка и статор. Статорная перегородка яв-
ляется одним из наиболее ответственных и в то же время специ-
фичных узлов бессальникового насоса. Она обязана обеспечить
эксплуатационную надежность по самому главному требованию —
герметичности.
При конструировании бессальниковых насосов одними из глав-
ных задач являются анализ всех факторов, влияющих на работу
перегородки, н выполнение прочностного расчета перегородки с
учетом этих факторов. Материалы, применяемые для перегородок,
должны обладать следующими свойствами*
1)	немагнитностью (для уменьшения потоков рассеивания);
2)	высоким удельным сопротивлением (для уменьшения элек-
трических потерь в перегородке);
3)	высокой коррозионной стойкостью;
4)	возможно более высокими механическими и пластическими
свойствами;
5)	хорошей свариваемостью.
По условиям обеспечения хороших технических параметров
электродвигателя толщина перегородки должна быть возможно
меньшей. Как правило, в бессальниковых насосах перегородка вы-
полняется толщиной 0,4—0,5 мм. В качестве материала для пере-
городок используют следующие сплавы: сплав ЭН-422, сталь
Х1812Т, сплав ЭЙ-435, сталь ХН-70
По концам перегородка приваривается к корпусу статора либо
контактной роликовой, либо аргонодуговой сваркой. Перед сваркой
концы перегородки на свариваемой длине развальцовываются до
плотного соприкосновения с поверхностью статора. С целью обес-
печения высокого качества приварки эта операция должна быть
автоматизирована и в процессе сварки должен автоматически под-
держиваться заданный режим. Контроль качества сварки выпол-
няется путем опрессовки с последующей проверкой на герметич-
ность гелиевым течеискателем При применении аргонодуговой
сварки имеется возможность дополнительно проверить качество
сварного шва рентгеном.
Изготовление статорной перегородки, ее установка в расточку
статора, развальцовка и приварка концов являются одними из
наиболее ответственных и тонких технологических операций всего
цикла изготовления насоса и требуют особо тщательного и качест-
венного исполнения.
164
Поскольку тонкая перегород-
ка не в состоянии воспринять вы-
сокие внутренние давления, ее
прочность при этих давлениях це-
ликом обеспечивается пакетом
статора, на который она опира-
ется.
Пакет статора выполняется
шихтованным, т. е. набирается из
отдельных штампованных топких
листов (0.33—0,50 мм), изготов-
ляемых из электротехнических
сталей (Э-11, Э-12, Э-31, Э-32
и Э-320 по ГОСТ 802-58).
Чтобы обеспечить необходи-
Рис. 3.3 Разновидности статорного
паза;
а — закрытый; б — открытый; 1 — изоля-
ция: 2 — обмотка; 3 — клин; 4 — прочност-
ной клин
мую механическую прочность
статорной перегородки, паз статора делается закрытым
(рис. 3.3, д). Размер перемычки h выбирается из условий прочности
и зависит от диаметра расточки и действующего давления. В выпол-
ненных насосах он составляет 1,0—1,5 мм.
Для насосов малой мощности (с небольшим диаметром расточ-
ки статора) возможно применение открытых пазов статора
(рис. 3,3, б), которые после укладки обмотки закрываются проч-
ностными клиньями.
Поверхность листов перед сборкой в пакет статора изолиру-
ется тонким слоем бакелитового лака либо фосфатируется тонким
фосфатным слоем.
Для обеспечения монолитности пакета статора листы, набран-
ные в пакет, спрессовываются давлением до 40 кг/см2.
С целью уменьшения влияния разпотолщиниости отдельных
листов на равномерность спрессовки пакет статора набирается та-
ким образом, что листы совмещаются местами с разной толщиной
(т. е. место минимальной толщины одного листа совмещается с
местом максимальной толщины другого листа).
Одним из технологических приемов для обеспечения такой сбор-
ки является штамповка листов с поворотом.
В некоторых конструкциях для обеспечения монолитности па-
кета применяется пропитка его бакелитовым лаком под вакуумом
с последующим воздействием давлением до 10 кг/см2 и полимери-
зацией.
Для обеспечения ровной (без уступов) поверхности расточки
статора, что создает благоприятные условия для работы перего-
родки, рекомендуется производить шлифовку статора после окон-
чательной сборки пакета, хотя это и может вызвать некоторое уве-
личение потерь в статоре.
Расчет перегородки на прочность представляет весьма слож-
ную задачу. В этом расчете необходимо учесть не только напря-
жения от давления, но и возникающие при различных режимах (в
том числе и переходных) температурные напряжения. В свою оче-
165
редь температурные напряжения зависят от распределения темпе-
ратур различных частей статора. Теоретическое определение этих
температур, особенно в переходных режимах, может быть выпол-
нено приближенно. Поэтому расчет прочности перегородки носит
оценочный характер. Основная проверка прочности перегородки
должна выполняться при испытании опытных образцов, при этом
необходимо воспроизвести все эксплуатационные режимы работы
насоса (стационарные и переходные).
Необходимо также иметь в виду, что минимальное давление в
роторной полости, при котором возможна безопасная эксплуатация
насоса, равно давлению, при котором за счет деформации перего-
родки ликвидируется монтажный зазор между статором и перего-
родкой. Эксплуатация насоса при наличии некоторого зазора меж-
ду перегородкой и статором опасна, так как перегородка может
войти в колебательное движение и за короткий период потерять
герметичность из-за образования усталостных трещин Это мини-
мальное дав тонне может быть определено из выражения
26ДЕ
Рмин > jy, .
где б — толщина перегородки; А — диаметральный монтажный за-
зор; D — диаметр перегородки; Е — модуль упругости материала
перегородки.
Нужно, чтобы действующие на перегородку усилия от внут-
реннего давления и от температурных расширении не приводили
к образованию остаточных деформации, т. е. чтобы перегородка
всегда работала в упругой области. Пакет статора пе должен под
действием усилий от внутреннею давления расе таиваться, так как
в противном случае в образовавшиеся зазоры между листами бу-
дет выдавливаться перегородка, что приведет к ее разрушению.
Различают два типа конструкции статора:
жесткий статор;
статор с компенсаторами.
Жесткий статор (рис. 3.4) представляет собой систему, не
имеющую каких-либо компенсационных звеньев в осевом направ-
лении. В такой системе из-за того, что корпус статора имеет зна-
чительно большую жесткость, чем перегородка, напряжения от
разности температурных деформаций в осевом направлении цели-
ком будут восприниматься перегородкой.
В представленном на рис. 3.5 статоре с компенсаторами, вы-
полненными в виде гибких диафрагм, последние позволяют ком-
пенсировать разность температурных расширений в осевом направ-
лении. а также иметь различной осевую деформацию корпуса и
перегородки. Это создает более легкие условия работы перегород-
ки, хотя конструкция статора получается сложнее.
Так как перегородка статора принципиально является одним
из наименее надежных мест бессальникового насоса, сам статор
должен выполняться обязательно прочноплотным, т. е. обеспечи-
вающим надежную герметизацию установки при рабочем давлении
166
Рис. 3 4 Жесткий статор
Рис 3.5 Статор с компенсаторами:
I — компенсаторы
в случае потерн герметичности статорной перегородки. У такого
статора подвод тока к обмотке статора осуществляется с помощью
специальных герметичных электровводов (гермовводов) различ-
ной конструкции.
На рис. 3.6 изображен гермоввод с применением изолирующих
керамических деталей и герметизирующих прокладок. Стержень 1
изолирован от корпуса двигателя керамическими изоляторами 2, 3.
Гермоввод монтируется на отдельном фланце 4. Герметизация
стержня осуществляется с помощью двух медных освинцованных
прокладок 5, 6, затяжка которых производится гайкой 7 через пакет
пружин 8 и изолятор 9. Пакет пружин служит для компенсации
разности линейных расширении при нагревании. Кабель 10 от об-
мотки припаивается к стержню, а внешний кабель припаивается
к наконечнику И Фланец 4 крепится к корпусу статора, для гер-
метизации устанавливается медная прокладка 12.
На рис 3.7 изображен гермоввод с применением фторопласто-
вых герметизирующих и изолирующих втулок. В нем стержень 1
герметизируется втулкой 2 из фторопласта. Усилие создается па-
кетом пружин 3 и передается па втулку через гайку’ 4. Изоляция
осуществляется с помощью фторопластовых втулок 8, 9, 10 и кера-
мической втулки И. Гермоввод собирается во фланце 5, который
приваривается к корпусу статора Внешний кабель подсоединяется
к разрезной клемме 6 со стяжным болтом 7.
На рис 3.8 изображена еще одна разновидность гермоввода.
Стержень 1 монтируется во втулке 2. Герметизация проходкн
стержня осуществляется заливкой специальной изоляционной мас-
167
Рис 3.6. Гермоввод:
1 — стержень; 2,	3 — керамические
изоляторы. 4 — фланец: 5, б — освин-
цованные прокладки, 7 —гайка; 8 —
пакет пружин 9 — изолятор; 10 —
кабель; II — наконечник; 12 — медпая
прокладка
Рис 3.7. Гермоввод.
1 — стержень; 2 8, 9. 10. // — фторо-
пластовые втулки; 3 — пакет пру-
жин; 4 — гайка; 5 — фланец; 6 -
разрезная клемма; 7 — стяжной болт
Рис. 3 8. Гермоввод.
1 — стержень; 2 — втулка. 3 — изоля-
тор
168
сой 3 Для восприятия усилий от давления на внутренней поверх-
ности втулки выполняется резьба полукруглого профиля. Втулка 2
приваривается к корпусу статора.
Обмотка. При закрытом пазе обмотка выполняется из заранее
заготовленных жестких катушек, протаскиваемых через пазы же-
леза.
Катушки выполняются из обмоточного провода прямоугольного
сечения марки ПДСК (ГОСТ 7019—60). Заранее формируется ло-
бовая часть только с одной стороны. После наложения изоляции
пазовая часть катушки опрессовывается и спекается в специальной
пресс-форме.
С целью улучшения условий теплоотвода от обмотки стремятся
пазовую часть катушек выполнить возможно точнее, что позволяет
уменьшить воздушный зазор между обмоткой и железом статора.
Вторая лобовая часть катушек формуется после укладки (про-
таскивания) всех катушек в пакет железа статора
Соединение в обмотке осуществляется пайкой серебряным при-
поем Нагрев мест пайки выполняется специальными индукторами
с помощью токов высокой частоты (ТВЧ). Это позволяет нагреть
непосредственно место пайки без повреждения изоляции на при-
легающих участках.
В статорах с открытым пазом можно применять всыпнуто об-
мотку из провода круглого сечения.
Для электронзоляции обмотки необходимо применять возмож-
но более теплостойкие материалы (стеклоленту, стеклотекстолит,
кремнинорганпческис лаки и компаунды)
Для обеспечения ровной (без уступов) поверхности расточки
статора, что создает благоприятные условия дня работы перего-
родки, рекомендуется проводить шлифовку после окончательной
сборки пакета.
Ротор бессальникового насоса. Устройство ротора. Применя-
ется два типа роторов:
цельнокованый, в котором активное железо ротора выполня-
ется за одно целое с валом;
составной, в котором активное железо ротора выполняется от-
дельно от вала.
Цельнокованый ротор выполняется из стали 0Х17Н. У состав-
ного ротора активное железо ротора может быть выполнено как
монолитным, так и шихтованным. Ротор имеет короткозамкнутую
беличью клетку. Беличья клетка выполняется либо заливкой, либо
сборкой из стержней, приваренных по концам к кольцам Матери-
ал беличьей клетки — алюминий, медь, латунь. Как правило, бе-
личья клетка защищается от контакта с водой. Для этого по тор-
цам ротора на вал надеваются и герметично привариваются пли-
ты из нержавеющей стали, а на цилиндрическую поверхность на-
девается нержавеющая рубашка, привариваемая герметично к
этим плитам. Защитная рубашка изготовляется из стали 0Х17Н
или 0Х18Н10Т.
169
Как правило, насос имеет два контура охлаждения:
внешний, в котором циркулирует вода системы технического
водоснабжения;
внутренний, в котором циркулирует охлажденная вода первого
контура.
Система охлаждения может быть выполнена либо как центра-
лизованная, либо как автономная.
При централизованной схеме охлажденная вота первого
контура подводится от имеющегося в АЭУ холодильника и, прой-
дя через полость двигателя, через разгрузочные отверстия посту-
пает на всасывание насоса. Таким образом, циркуляция во внут-
реннем контуре охлаждения осуществляется за счет напора самого
охлаждаемого насоса.
Автономная система охлаждения может быть выполнена по
двум схемам При первой схеме циркуляция по автономному кон-
туру осуществляется за счет папора, создаваемого рабочим коле-
сом охлаждаемого насоса. Охлажденная в автономном холодиль-
нике вода первого контура, пройдя через полость двигателя через
разгрузочные отверстия рабочего колеса, поступает на всасывание
насоса. При второй схеме циркуляция по автономному контуру
осуществляется вспомогательным колесом, располагаемым на
одном валу с основным рабочим колесом. Охлажденная в автоном-
ном холодильнике вода первого контура поступает на всасывание
вспомогательного колеса; пройдя через полость двигателя, возвра-
щается в автономный холодильник. При необходимости циркуля-
ция в автономном контуре может создаваться и отдельным на-
сосом.
Конструктивно автономный холодильник может быть располо-
жен отдельно либо устроен в корпусе насоса.
Система газоудаления. В перекачиваемой воде первого контура
присутствуют растворенные газы. Это вызвано следующими при-
чинами:
наличием растворенного воздуха в воде, используемой для за-
полнения,
частичным растворением воздуха из воздушных мешков, обра-
зующихся при заполнении контура;
радиолизом воды при работе установки;
насыщением воды газом, содержащимся в компенсаторе объе-
ма (при газовой системе компенсации).
Эти растворенные в воде газы не оказывают влияния на работу
бессальникового насоса до тех пор, пока их наличие не приведет
к образованию в насосе газовых мешков, нарушающих нормаль-
ную циркуляцию по внутреннему контуру охлаждения Образова-
ние газовых мешков происходит вследствие выделения растворен-
ных газов в тех местах, условия по давлению и температуре в ко-
торых соответствуют минимальной растворимости газов. Такие ус-
ловия в работающей установке возникают как раз на всасывании
насоса, выделившиеся пузырьки газа вследствие меньшего удель-
ного веса (по сравнению с водой) устремляются вверх.
170
Если насос расположен вертикально проточной частью вверх,
то пузырьки газа увлекаются потоком циркулирующей воды и ни-
какого влияния на работу насоса оказать не могут. Если же бес-
сальниковый насос расположен вертикально двигателем вверх, то
пузырьки поднимаются в полость ротора, и если их оттуда не уда-
лять, то постепенно они будут вытеснять воду из полости двигате-
ля, что приведет к нарушению циркуляции по внутреннему контуру
охлаждения со всеми вытекающими последствиями (перегрев об-
мотки статора и перегородки, выход из строя подшипников).
У насоса с централизованной системой охлаждения по внут-
реннему контуру попадающие в полость ротора пузырьки газа вы-
носятся в проточную часть поступающей холодной водой и в поло-
сти ротора не накапливаются, т. е. такой насос в специальной сис-
теме газоудаления не нуждается. Насос с автономным внутренним
контуром охлаждения нуждается в специальной системе газоуда-
ления.
С целью обеспечения газоудаления из верхней части насоса,
где начинает скапливаться газ, ее соединяют со всасыванием на-
соса и создают в пен дав 1ение несколько большее, чем на всасы-
вание насоса. Тогда из верхней части насоса определенное коли-
чество воды будет перетекать на всасывание насоса, увлекая с
собой пузырьки газа и предотвращая его На коп ichhc в полости
ротора.
На рис. 3.1 изображена конструкция насоса, у которого полость
под верхней крышкой соединена со всасыванием насоса отверсти-
ем 3, выполненным в вале ротора.
Для того чтобы давление под верхней крышкой было больше,
чем на всасывании, полость ротора соединяют с областью нагне-
тания насоса специальным отверстием 1. При такой схеме между
полостью под верхней крышкой и всасыванием насоса образуется
разность давлений
Ар = /7у — Арх — Др2 — /г1Т1,
где Н — напор насоса, у— удельный вес воды в основном конту-
ре; Др1 — потеря давления в отверстии 3; \р2 — потеря давления в
автономном холодильнике; hi — длина насоса; yi — удельный вес
воды в полости ротора
Под действием этой разности давлений осуществляется следу-
ющая схема циркуляции воды в системе охлаждения: из-под верх-
ней крышки определенное количество холодной воды поступает на
всасывание насоса, а по отверстию 1 в полость ротора поступает
такое же количество горячей воды из основного контура. Вслед-
ствие этого система газоудаления вносит дополнительное коли-
чество тепла в полость ротора, т. е. является дополнительной
нагрузкой для системы охлаждения. Величина этой нагрузки за-
висит от расхода воды в системе газоудаления. Поэтому расход
воды в системе газоудаления стремятся снизить до минимально
неооходимого. Достигают этого введением соответствх ющего
сопротивления канала, соединяющего полость под верхней крыш-
171
кой со всасыванием (на рис. 3.1 показан дроссель 2, установленный
с этой целью).
Так как характеристика насоса является падающей, то работа
системы газоудаления, т. е. необходимая величина Др, должна
быть обеспечена при максимально возможной производительности.
Тогда будет обеспечена работоспособность системы газоудаления
и при меньших производительностях. насосов с переменным
числом оборотов по этим же соображениям работоспособность си-
стемы газоудаления должна обеспечиваться в режимах, соответст-
вующих минимальным оборотам.
Конструкционные материалы. Основные детали конструкции
герметичного электронасоса можно разбить на четыре группы
в зависимости от требований, предъявляемых к ним, и условий ра-
боты. Для первой группы деталей (корпус, проточная часть, тор-
цевые крышки, статорная перегородка и т. д.) применяются стали
с высокими прочностными, пластичными и коррозионными свойст-
вами—стали ЭИ-954, ЭИ-953, Х18Н22В2Т2 и 0Х18Н10Т.
Для второй группы (нажимные плиты статора, активная часть
ротора) необходимы материалы с хорошими механическими, кор-
розионными и электромеханическими свойствами. Нажимные пли-
ты изготовляются из стали ЭИ-954 или 0Х18Н10Т, ротор — из ста-
ли Х17Н.
Для третьей группы (фланцы, уплотнения разъемов, шпильки,
болты и т. д.) нужны стали с высокими механическими свойства-
ми—стали 40Х, ОХМ, 4Х14Н14В2М.
К четвертой группе относятся детали, расположенные внутри
насоса, подверженные сильном\ коррозионному воздействию и не-
большим механическим нагрузкам (направляющий аппарат, лаби-
ринтные уплотнения рабочего колеса, вспомогательное колесо
и т. д.). Они изготовляются из любых перечисленных выше сталей.
3.3. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
и ЗАРУБЕЖНЫХ ГЕРМЕТИЧНЫХ НАСОСОВ
В табл. 3.2 приведены некоторые характеристики герметичных
насосов цля АЭС с ВВЭР. Поскольку ГЦН-310, работающий в
составе ВВЭР-440, является последней и наиболее совершенной
модификацией, рассмотрим его подробнее (рис. 3.9).
Анализом различных конструктивных схем был выбран вари-
ант герметичного насоса с сухим статором и ротором, герметизи-
рованными тонкими механическими оболочками. В таком насосе
асинхронный электродвигатель трехфазного переменного тока с
короткозамкнутым ротором типа беличьей клетки скомпонован в
один агрегат с насосом. Тонкая оболочка герметизирует полость
статора от водяной полости. Статор заполнен газом, а ротор нахо-
дится в теплоносителе При подаче напряжения на статоре созда-
ется вращающееся магнитное поле, которое индуцирует в роторе
172
Таблица 3.2. Характеристики герметичных насосов для АЭС с ВВЭР
Характеристика	Единица измерения	Блоки ВВЭР мощностью, МВт		
		210	365	440
Число ГЦН на реактор	ШТ.	6	8	6
Марка ГЦН	—	ГЦН-138	ГЦН-309	ГЦН-310
Напор	МПа	0,4	0,5	0,5
Температура на всасывании	К	525	525	541
Число оборотов ротора	об/мин	1500	1500	1500
Мощность из сети	кВт	1650	2100	2260
Расход воды в промежуточном контуре	кг/с	13	12	12
Расход воды в автономном контуре	кг/с	2,5	3-10-1	3,75
Температура в автономном контуре	К	373/433	353/393	333/394
(вход/выход)				
Температура воздуха в охлаждаемом	К	343/383	323/353	—
статоре (вход/выход)				
Масса теплоизоляции	кг	20 000	35000	48 000
Габариты:	м			
высота		5,27	6,22	6,71
план		3,05	3,84	3,87
		3,26	3,54	3,0
Д 3, под действием которой в нем возникает круговое магнитное
поле. Взаимодействие этого поля с вращающимся магнитным по-
лем создает крутящий момент, вращающий ротор.
Электронасос ГЦН-310 вертикального исполнения. Ротор 4 вра-
щается в теплоносителе в подшипниках скольжения 3. Подшипни-
ки смазываются и охлаждаются теплоносителем автономного кон-
тура. Разгрузка ротора от осевых усилий осуществляется автома-
тически в специа шнои разгрузочной камере 10 за рабочим коле-
сом, а также в камере за вспомогательным колесом. При работе
насоса давление в разгрузочной камере устанавливается по вели-
чине таким, при котором ротор находится во взвешенном состоя-
нии. Частичная разгрузка ротора от радиальных усилий достига-
ется вертикальным расположением ротора и динамической балан-
сировкой его в сборе. Избыточные осевые усилия, возникающие
вследствие неполной осевой разгрузки, особенно на переходных
режимах, воспринимаются осевым подшипником 6.
В качестве трущейся пары применяется пластмасса
2П-1000-З.П (вк. адыши), а втулка вала выпопняется из хромони-
келевого сплава ВЖЛ-2. Термостойкость массы 2П-1000-ЗП—до
573 К.
В гидравлическую часть насоса входит прочный корпус 8 с
всасывающим и нагнетательным патрубками и проточная часть,
состоящая из рабочего колеса, направляющего аппарата на выходе
из колеса и сборной камеры. Статор электродвигателя 5 включа-
ет в себя пакет активного железа, обмотку, корпусные детали,
перегородку 9.
173
Рис. 3.9 ГЦН-310:
1 — рабочее колесо; 2 — корпус про-
точной части. 3 — радиальный под-
шипник; 7 — вспомогательное колесо;.
8— корпус насоса; 9— статорная пе-
регородка; 10 — разгрузочная каме-
ра; 11 — холодильник статора
Пакет активного железа
набран из листов электро-
технической стали толщи-
ной 0,5 мм. Поверхности
листов покрыты электроизо-
лирующей фосфатной плен-
кой. Пакет активного желе-
за спрессован и удержива-
ется в спрессованном состо-
янии при помощи нажим-
ных плит, которые крепятся
к корпусу статора болтами.
Для упрочнения пакет ак-
тивного железа пропитан
бакелитовым лаком.
Обмотка статора одно-
слойная, катушечного типа»
с концентрическим располо-
жением катушек. Изоляция
обмотки выполнена из крем-
ни йор г а н 11 ч ее к и х и зол я ци он -
ных материалов и пропита-
на кремнийорганическим
компаундом. Лобовые час-
ти обмотки дополнительно
покрыты кремнийорганичес-
кой эмалью. Соединение об-
мотки в схему осуществляется через фазные шины.
Пакет активного железа с обмоткой заключен в корпус с хо-
лодильником. Охлаждение обмотки статора — воздушно-водяное:
водой, прокачиваемой через холодильник в корпусе, и воздухом»
циркулирующим через полости лобовых частей обмотки. Воздух
подводится в статорную полость через воздушный коллектор: спе-
циальные отверстия и пазы в корпусных деталях. Лобовые части
обмотки изолированы от внешней среды и рабочей полости: верх-
няя — колпаком, нижняя — экраном.
На колпаке крепятся элементы клеммной системы Поверхности
экрана со стороны статорной полости охлаждаются водой, цирку-
лирующей во встроенном холодильнике. На внутренние обечайки
колпака и экрана со стороны статорной полости нанесена электро-
изоляция из кремпийорганпческих материалов. Колпак и экран
крепятся к корпусу статора шпильками и гайками через пакеты
174
тарельчатых пружин, устраняющих влияние на перегородку теп-
ловых расширений.
Перегородка, изготовленная из нихрома толщиной 0,4 мм, гер-
метично разделяет статорную и роторную полости. По концам пе-
регородка приварена роликовой сваркой к внутренним обечайкам
колпака и экрана. Электроизоляция перегородки от железа стато-
ра выполнена из ткани стеклянного волокна, наклеенной на рас-
точку статора бакелитовым лаком.
Ротор электродвигателя состоит из активного магнитопровода,
короткозамкнутой обмотки (беличьей клетки), вала.
Магнитопровод и вал выполнены цельноковаными из нержа-
веющей магнитной стали. Короткозамкнутая обмотка состоит из
стержней, спаянных по концам с замыкающими кольцами Кольца
напрессованы на сердечник ротора через промежуточные кольца
из немагнитной стали. Крепление стержней в пазах ротора осу-
ществляется бандажными кольцами, исключающими возможность
перемещения стержней в радиальном направлении под действием
центробежных сил. Короткозамкнутая обмотка защищена от теп-
лоносителя нихромовой рубашкой, приваренной роликовой свар-
кой к бандажным кольцам и к ротору.
Клеммная система электродвигателя включает фазные выводы
и клеммную коробку.
Фазовые выводы служат для подвода электропитания к обмот-
ке статора и представляют собой токоведущие стержни, пропущен-
ные через проходной фарфоровый изолятор. Конструкция вывода
позволяет осуществить передачу электроэнергии от внешнего ис-
точника к статору без нарушения требования по плотности, предъ-
являемого к статорной полости. Питающие кабели присоединяют-
ся к фазному выводу через клемму, опирающуюся на опорный
фарфоровый изолятор, укрепленный в клеммной коробке.
В электронасосе предусмотрены две самостоятельные систе-
мы охлаждения: автономный контур и вода промежуточного кон-
тура. Система автономного контура предназначена для охлажде-
ния и смазки подшипников и снятия тепла от ротора и статора
электродвигателя теплоносителем, который при работе главного
насоса перекачивается вспомогательным колесом через холодиль-
ник, а при остановке главного насоса на горячем теплоносителе
первого контура — вспомогательным электронасосом ВЦЭН-315.
Обратный клапан при работе вспомогательного насоса автомати-
чески закрывается, и теплоноситель автономного контура цирку-
лирует с помощью рабочего колеса вспомогательного насоса.
Из холодильника теплоноситель поступает в верхнюю полость
насоса на всасывание вспомогательного колеса, проходит верхний
упорный и радиальный подшипники, роторную полость, нижний
подшипник, сверление в корпусе экрана и ио сливной трубке через
обратный клапан поступает иа охлаждение в холодильник.
Вода промежуточного контура подается по напорной трубе в
коллектор, из которого распределяется по трем параллельным
потокам: через холодильник автономного контура — 9 кг/с; через
175
холодильник статора — 3 кг/с; через экран статора — 0,5 кг/с. Для
охлаждения воздуха в воздухоохладителе имеется отдельная трас-
са с расходом 0,5 кг/с. Предусмотрено охлаждение обмотки ста-
тора воздухом.
Воздух по воздухопроводу нагнетается вентилятором во вход-
ной патрубок статора и распределяется через специальные сверле-
ния к верхним и нижним лобовым частям обмотки статора. Нагре-
тый воздух через фрезерованные пазы в статоре поступает к вы-
ходному патрубку и через воздухоохладитель — на всас вентиля-
тора.
Поскольку энергия от статора к ротору передается индуктивно»
через статорную перегородку, в ней возникают необратимые поте-
ри, достигающие 17% мощности привода. Довольно большие по-
тери расходуются на трение ротора о воду. В связи с этим сум-
марный КПД электронасоса не велик — менее 69%. В ГЦН-310
суммарные потери составляют около 560 кВт и распределяются
следующим образом, в статорной перегородке — 317 кВт; при тре-
нии о воду — 90 кВт; в обмотке статора, активном железе и рото-
ре— 153 кВт.
Герметичные насосы фирмы Westinghouse (СШЛ). Фирма
Westinghouse — одна из первых зарубежных фирм, организовав-
ших проектирование и поставку герметичных насосов нескольких
типоразмеров для первых контуров стационарных и судовых ЯЭУ.
Установленные мощности созданных для этих целей ГЦН колеб-
лются от 35 до 1550 кВт Для насосов этой фирмы характерны
высокая частота вращения (1800—3000 об/мин) и повышенное
(440 В, 60 Гц) напряжение питающего тока. В качестве типичной
конструкции можно рассматривать герметичный насос С-150
(рис. 3.10), рассчитанный на подачу 36 м3/ч и напор 84 м. Частота
вращения электродвигателя 3480 об/мин. Прочноплотный корпус
18 и улитка 22 выполнены из нержавеющей стали. Ротор вращает-
ся в двух графитовых гидродинамических радиальных подшипни-
ках 11. Рабочее колесо 21 разгружено от осевых гидравлических
сил. а вес вращающихся частей воспринимается пятой типа Мит-
чела /7 с рабочей поверхностью из графита. Упорные колодки пя-
ты и шейки вала радиальных подшипников направлены стеллитом.
Корпус уплотняется в улитке с помощью круглого кольца из не-
ржавеющей стали и дополнительно тороидальным уплотнением.
Кроме того, предусмотрено место для резиновой прокладки, ис-
пользуемой при стендовых испытаниях. Всасывающим и напорным
патрубками ГЦН приваривается к циркуляционным трубопроводам
первого контура. Ротор, статорная рубашка и подшипники охлаж-
даются водой, циркулирующей по замкнутому контуру с помощью
импеллера 7, расположенного па валу ротора. Контур охлажде-
ния защищен от попадания горячей воды с напора рабочего коле-
са лабиринтным уплотнением.
Продольный разрез одного из насосов фирмы Hayward Tyler
представлен на рис. 3.2. Насос отличается от предыдущих конст-
рукций тем, что имеет двигатель с «мокрым» статором и рабочее
176
Рис. 3.10. Герметичный насос фирмы Westinghouse:
/ — подшипник; 2 — болт; 3 — герметичная статорная рубашка; 4 — рубашка ротора, 5 —
ротор- 5 —нажимной лист, / — вспомогательное колесо; 8—крышка; 9 — клеммная короб-
ка; 10 — электроввод; // — подшипник; 12 — обмотка; /3 — магнитопровод; 14 — змеевик;
/5 —кожух; 16 — вал; 17 — упорный подшипник; 18— корпус; 19 — крышка; 20 — гайка;
21 — рабочее колесо; 22 — улитка
колесо 14 диагональной формы. Переход от центробежного рабоче-
го колеса к диагональному связан с существенным увеличением
подачи при заданном напоре. Корпус насоса состоит из трех час-
тей 7, 11 и 17, прочноплотно соединенных друг с другом. В про-
межуточном корпусе И предусмотрен по торну экран 12 для за-
щиты от эрозионного воздействия теплоносителя Как правило»
ГЦН данной фирмы имеют длинную и узкую горловину между ра-
бочим колесом 14 и направляющим подшипником 9, что объясня-
ется необходимостью эффективного снижения температуры тепло-
носителя, поступающего в виде протечек в полость статора. Из ри-
сунка видно, что ГЦН может монтироваться двигателем вниз, если
того требует компоновка ЯЭУ. Благодаря отсутствию металличе-
ской рхбашки КПД двигателя несколько выше, чем у других гер-
метичных ГЦН, но все же меньше, чем у обычных двигателей.
Насос с мокрым статором. Такие насосы в СССР применения
в атомных энергетических установках не нашли. За рубежом, осо-
бенно в Англии, они применяются достаточно широко. Известным
поставщиком таких насосов является фирма Hayward Tyler.
Из-за отсутствия статорной перегородки такие насосы имеют
больший КПД. чем насосы с сухим статором. Вместе с тем статор
электродвигателя должен выполняться с применением специаль-
ных материалов:
железо статора должно быть нержавеющим или иметь анти-
коррозионное покрытие;
обмотка должна иметь водостойкую изоляцию;
вводы тока должны быть прочноплотными.
177
Счабым звеном в этих насосах следует признать водостойкую
изоляцию. Она имеет сравнительно низкую теплостойкость, в свя-
зи с чем особенно важно обеспечить падежное охлаждение насоса
на всех режимах его работы на установке (включая режимы стоян-
ки в «горячем» резерве).
Из всех возможных способов создания электронасосов без ста-
торной перегородки наиболее распространенными являются два
способа:
а)	заливка полости статора пластическими массами;
б)	применение провода с водостойкой изоляцией.
По некоторым данным известно, что имеются очень большие
трудности в создании электродвигателя с заливкой полости стато-
ра пластическими массами. Более перспективным является приме-
нение двигателей с использованием водостойкого провода. В этом
варианте двигателя полость статора заполнена водой, в связи с
чем меняются условия работы железа статора, обмоточного про-
вода, электровводов.
Для исключения загрязнения контура и исключения изменения
свойств активного железа в результате коррозии можно применять
коррозионно-стойкую сталь или обычную электротехническую
сталь с антикоррозионным покрытием. Применение нержавеющих
•сталей обеспечивает необходимую чистоту контура, но они имеют
худшие в сравнении с обычной электротехнической сталью
э 1ектрок хнические свойства. В табл. 3.3 приведены некоторые
Таблица 3.3. Свойства электротехнических сталей
Марка стали	Толщина листа, мм	Удельные потери в зависимости от ин- дукции. 137/кг		Напряженность магнитного поля при различной магнитной продукции, Тс					
		10 000	15 000	7000	1 0 000	12 200	13 250	1 3 900	15 000
932	0,5	1,8	3,9	1,3	2,11	3,3	4,3	5	7,4
1X13	0,5	7,25	—	5	9	15	25	40	80
данные для сталей марки Э32 и 1X13. Кроме больших удельных
потерь сталь 1X13 имеет худшие магнитные свойства. Для маг-
нитопроводов желательно применение стали 1Х17Н2, которая име-
ет лучшие коррозионные свойства, чем 1X13. Более выгодно при-
менять обычные электротехнические стали с антикоррозионным по-
крытием.
Электродвигатели фирмы Hayward Tyler, активное железо ко-
торых изготовлено из нержавеющей стали марки ПК-1, близкой
по электромагнитным свойствам к стали Х17Н, имеют массу на
30 % больше по сравнению с двигателями, железо которых изго-
товлено из обычной электротехнической стали.
178
Обмоточный провод. Применяется провод с изоляцией из поли-
винилхлорида и облученного полиэтилена.
Провода с изоляцией из поливинилхлорида и облученного по-
лиэтилена используются в насосах фирмы Hayward Tyler. Провода
с изоляцией из поливинилхлорида довольно гибкие, их можно сги-
бать без нарушения механической и электрической прочности ра-
диусом, примерно равным трем диаметрам провода.
По данным фирмы максимально допустимая температура этих
проводов 75 °C.
По сравнению с изоляцией из поливинилхлорида провода с
изоляцией из облученного полиэтилена имеют большую жесткость
и более высокую допустимую температуру — до 90 °C.
В насосах со статорной перегородкой перекачиваемая среда
воздействует непосредственно на электроввод только в случае
нарушения герметичности статорной перегородки.
В насосе электроввод постоянно находится под воздействием
давления среды. Кроме того, вводной стержень электроввода дол-
жен иметь водостойкую изоляцию, электрическая плотность и со-
противление которой при рабочих t и р должны быть не менее
электрической плотности и сопротивления изоляции обмоточного
провода.
«Мокрый» электроввод должен обеспечивать полную герметич-
ность электронасоса па всех режимах работы в течение всего ре-
сурса. Конструкция электронасоса в «мокром» исполнении значи-
тельно упрощается по сравнению с электронасосом со статорной
перегородкой. Прежде всего упрощается технология сборки пакета
статора.
В сухих электронасосах пакет статора должен обладать высо-
кой механической прочностью, так как он полностью восприни-
мает через статорную перегородку радиальные силы, возникающие
от внутреннего давления среды. При сборке листов статора по
обычной технологии возможно образование зон с недостаточно
плотно спрессованными листами в местах, где минусовые отклоне-
ния на листах случайно совпали.
В этих зонах статорная перегородка будет испытывать значи-
тельные напряжения и может выйти пз строя. Чтобы избежать
этого, сборка пакета производится по специальной сложной техно-
логии, позволяющей получать пакеты активного железа статора
высокопрочными, способными противостоять без заметных дефор-
маций очень большим давлениям жидкости.
В «мокрых» насосах нет необходимости производить сборку
пакета статора по такой сложной технологии, так как никаких уси-
лий он не воспринимает. В связи с этим технология сборки пакета
статора ничем не отличается от технологии сборки обычных элект-
родвигателей.
В «мокрых» электронасосах статор не воспринимает радиаль-
ных нагрузок, поэтому нет необходимости запрессовывать его в
корпусе электродвигателя. Статор можно устанавливать в корпу-
се «мокрого» электронасоса с зазором. Это упрощает технологию
17£>
установки статора и позволяет производить замену статора в слу-
чае выхода его из строя. В насосе с сухим статором выход из строя
статора приводит к необходимости замены всего электронасоса.
Технология намотки статора «мокрого» электродвигателя до-
вольно проста. Обмотка статора выполняется методом протяжки.
Обмотка каждой фазы выполняется из цельного провода без сое-
динений В пазовой части статора нет необходимости в дополни-
тельной изоляции. Изоляция межвитковая и относительно корпуса
обеспечивается изоляцией провода.
В лобовых частях обмотки между катушечные и междуфазные
прокладки не устанавливаются. При намотке статора необходимо
принимать меры для предупреждения повреждений изоляции, ко-
торые в последующем могут привести к пробою
В «мокрых» электронасосах значительно лучше организован
отвод тепла.
Если в электронасосах со статорной перегородкой тепло, об-
разующееся в электродвигателе, отводится по довольно сложному
контуру, имеющему значительное тепловое сопротивление, то в
«мокрых» насосах тепло, образующееся в обмотке и пакете стато-
ра, снимается непосредственно при контакте воды с этими эле-
ментами. Вследствие этого при одних и тех же электрических по-
терях температура обмотки в мокром электронасосе будет ниже,
чем в сухом
3 4. ТЕПЛОВОЕ СОСТОЯНИЕ НАСОСА
Одним из факторов, определяющих надежность работы насоса,
является его тепловое состояние. В связи с этим была разработана
методика теплогидравлического расчета, которая и излагается
ниже.
Методика теплогидравлического расчета электронасоса. Для
обеспечения надежной работы во всех режимах практический ин-
терес представляет исследование переходных процессов, происхо-
дящих в электронасосе и определяющих его температурное поле.
С этой целью разработана математическая модель, в которой уч-
тены все основные физические процессы, определяющие темпера-
турное поле ГЦН в любой момент времени. Часть исходных пара-
метров, определяющих тептовое состояние насоса, вычисляется
предварительно по формулам, ие входящим в общую систему.
При составлении математической модели принимался ряд предпо-
сылок и допущений.
Циркулирующая вода по автономному контуру7 осуществляет
смазку подшипников и отвод тепла, выделяющегося в рубашке
статора, железе статора, обмотке, роторе, подшипниковых узлах,
тепла за счет трения ротора о воду, а также тепла, подводимого
извне, с последующей передачей тепла в зоне холодильника ох-
лаждающему контуру.
Схема охлаждения определяется типом холодильника и орга-
низацией подвода и отвода охлаждающей воды. Для ГЦН в основ-
180
ном применяются холодильники змеевикового типа, причем вода
автономного контура может циркулировать как внутри змеевика,
так и в межтрубном пространстве.
Выемная часть электронасоса, устанавливаемая в специальную
гидрокамеру, имеет уплотнение, препятствующее свободным пере-
течкам рабочей среды в полость между корпусом насоса и гидро-
камерои.
При работе на горячей воде при недостаточно качественном
изготовлении уплотнения возможен значительный подвод тепла на
воду автономного контура, что существенно влияет на повышение
уровня температур всего насоса.
Режимы теплового состояния электронасоса и параметры, опре-
деляющие их. Тепловые режимы работы электронасоса зависят от
целого ряда параметров, которые разделяются на внутренние
и внешние. Внутренние параметры 6а.к— расход по автономному
контуру; Q—тепловыделение в электродвигателе; Gnp—протечка
перекачиваемой жидкости в автономный контур — определяются
конкретной конструкцией ГЦН и характеристиками работы элек-
тропривода.
Определяя тепловое состояние конструкции, они в свою очередь
сами зависят от этого состояния. Зависимость параметров от теп-
лового состояния в большей степени отражается на величине
тепловых потерь работающего электродвигателя и па развиваю-
щейся естественной циркуляции при остановке электронасоса.
Внешние параметры:	— температура перекачиваемой сре-
ды; 6ОХл.в — расход охлаждающей воды; Сг — расход естествен-
ной конвекции в районе гидрокамеры, ТОхл.в— температура под-
водимой охлаждающей воды—определяются конструкцией и ус-
ловиями работы всей установки в целом и могут применяться не-
зависимо друг от друга во времени или мгновенно.
Для того чтобы найти температурное поле электронасоса в
любой момент времени, т. с. чтобы решить систему дифференци-
альных уравнений, надо знать распределение температур в
электронасосе в начальный момент времени т=0 (начальное ус-
ловие). Таким исходным начальным условием будет равномерное
температурное поле, равное температуре среды, окружающей не-
работающий электронасос:
Т(х, у, z, 0) = Т0 = const.
Определяя температурные поля в соответствии с последова-
тельностью режимов работы электронасоса, можно получить необ-
ходимое начальное температурное поле для любого теплового ре-
жима.
Электронасос (рис. 3.11) с точки зрения теплофизики представ-
ляет собой тело сложной геометрии из неоднородного материала
с тепловыми полостями и внутренними источниками тепла, заклю-
ченное в массивную цилиндрическую оболочку (корпус). Законы
взаимодействия между средами, окружающими поверхности тела
181
Рис. 3.11 Расчетная схема герметичного насоса
1—12 — сечения по двигателю
и оболочки, мог>т быть заданы граничными условиями второго
рода-
<7п(т) =/(т)
и третьего рода:
<7П (т) = а(т) (Тп (т) — Тс (т)).
Зная начальные и граничные условия, можно было бы теорети-
чески решить дифференциальное уравнение теплопроводности
dT_ _ X	/ d2T	<РТ	d-T X qv
di су	\ dy-	dx2	dz2 J су
(уравнение Фурье для	твердого	тела	с	внутренними	источниками
тёпла) и получить функцию, выражающую зависимость температу-
ры в любой точке рассматриваемого ГЦН от переменных т, х, у, z.
По аналитическое решение этого уравнения для тела со сложной
геометрией и разнообразными краевыми условиями, каким явля-
ется исследуемый электронасос, невозможно.
Для решения данной задачи применен метод «элементарных
числовых балансов», основанный на разбиении рассматриваемой
конструкции па определенные геометрические объемы. Принима-
ется, что расчетная температура находится в центре элементар-
ного объема. Применяя законы Фурье и Ньютона к составлению
тепловых балансов для элементарных объемов, на которые разбито
тело, можно получить зависимость температуры 7\(т) в элементе
от времени и граничных условий, которые действуют в условных
плоскостях разбиения. Но граничные условия в плоскостях разбие-
ния определяются тепловыми условиями в смежных элементарных
телах, поэтому температурное поле исследуемой конструкции на-
182
ходится из решения системы дифференциальных уравнений отно-
сительно с/т из п уравнений (те п — число элементарных объемов).
Разбивая тело на элементарные объемы, получаем температурное
поле в определенных точках конструкции и таким образом избав-
ляемся в решении от определения зависимости температур от про-
странственных координат T=f(.v, у, z).
Окончательный результат решения для определенного отрезка
времени исследуемого теплового режима дастся выражением, по
которому значение «будущего» потенциала (температуры) в дан-
ной точке (элементарном объеме) является функцией времени ее
«настоящего» потенциала и «настоящего» потенциала смежных то-
чек. Шаг по времени Лт не связан с пространственной разбивкой
рассматриваемого тела на элементарные объемы, однако его уве-
личение, снижая затраты машинного времени и время подготовки
исходных данных, увеличивает погрешность расчета. Имеется не-
которое значение Дтмдкс, превышение которого недопустимо.
Физические константы материалов (коэффициент теплопровод-
ности 7., удельной теплоемкости ср и удельного веса у), характе-
ризующие перенос тепла в электронасосе, определяются по сред-
ней температуре и принимаются постоянными, так как они незна-
чительно изменяются во всем возможном интервале температур.
Так как элементарные объемы выбираются весьма малыми по
сравнению со всем объемом насоса, то справедливы следующие
допущения:
изотермические поверхности в пределах элементарного объема
представляют собой параллельные плоскости;
величина среднего за время Дт теплового потока AQ через
какую-либо поверхность пропорциональна начальному значению
температурного градиента:
AQ (Лт) = Дта (7\+цТо) Т f(r0))l
увеличение теплосодержания элемента пропорционально при-
ращению температуры в средней точке его объема:
AQz = cpi ЬТi zyxy;
объемные источники тепла должны быть заменены сосредото-
ченными источниками тепла в центре элементарного объема.
С учетом сформулированных выше допущений уравнение тепло-
проводности для объема с внутренним тепловыделением имеет вид
dTj = Нт:	= Qi+1 (Т<л., — ТА 4- _21±=_ (Т^2 — г.) 4- g‘~3 X A4,cpi		" M,epi	-	Mtcpi X (Т.+з -T,) + - 4_!_ (Пн -T() + —!— Q. M^Cpi	MCpCp
Для объема без внутренних тепловыделений последний член
в правой части обращается в нуль.
Рассмотрим элементарные объемы с движущейся жидкостью —
объемы, имеющие и металл, и /кидкость
183
Дополнительно к вышесформулнрованным допущениям для та-
кого вида объемов формулируется еще одно допущение:
тепло, вносимое массообменом из элементарного объема i—1 в
i, увеличивает теплосодержание жидкости пропорционально при-
ращению температуры в средней точке этого объема.
С учетом этих допущений имеем
Для
противоположного направления потока жидкости
Для того чтобы выполнялось последнее допущение, при кото-
ром справедливы уравнения (3.1) и (3.2), должно выпотпяться
следующее условие-	Данное условие определяет шаг
решения всей системы.
Тепло, выделяемое от трения в подшипниках, в зазоре ротор —
статор и во вспомогательном колесе, непосредственно снимается
водой автономного контура. Принимаем, что все снимаемое тепло
идет на увеличение теплосодержания циркулирующей воды, поэто-
му в уравнения (3.1) и (3.2) при описании теплового состояния в
i-м элементе с подобным источником тепла добавляется —-— Q,
micpi
где Q—количество тепла, выделяющегося от трения, Дж.
Температурное поле статора в районе обмотки. Оно характери-
зуется распространением тепла не только в вертикальной плоско-
сти, по и в горизонтальной (см. рис. 3.11).
Так как обмотка и пазы выполнены идентично н расположение
их в статоре электродвигателя симметрично продольной оси z,
то данный участок может быть представлен эквивалентной схемой
замещения применительно к плоской задаче. Смысл эквивалентной
схемы заключается в том, что температурное поле в районе обмо-
ток статора определяется заданием эквивалентных граничных ус-
ловии, действующих на зубцы и обмотки, условно представ пенных
в виде сплошных цилиндров, причем обмотки расположены между'
разделенным зубцом железа статора.
Элементарный объем в схеме замещения обмоток статора и
зубцов в пазу. При эквивалентной схеме замещения тепловые по-
токи между смежными элементарными объемами остаются таки-
ми же, как при радиальном расположении обмоток и зубцов, и оп-
ределяются соответствующими тепловыми проводимостями:
Qh-i
mtCpi
(7\-i - Tt) 4-
т4сР1
184
Тепловые потери в электронасосе. Как отмечалось выше, тепло
в электронасосе выделяется от трения в подшипниках, зазоре ро-
тор — статор и в импеллере (механические потери). Тепло также
выделяется в активных частях электродвигателя: в роторе, рубаш-
ке статора, железе статора и обмотке (электрические потери).
Механические потери при определенной конструкции ГЦН яв-
ляются функцией числа оборотов ротора и температуры воды ав-
тономного контура РмеХ = [(«. G.k)- Но так как интервал темпера-
тур не велик (от 40 до 70°C) и зависимость механических потерь
от изменения температур незначительна, то они определяются по
средней температуре.
Тепловые потери в активных частях определяются в специаль-
ном расчете электродвигателя. В общем случае электрические по-
тери зависят от мощности, потребляемой из сети, и температур-
ного состояния электродвигателя: РэЛ=/'(Л’ , T3i)
Из анализа расчетных и экспериментальных данных видно, что
потери в рубашке и железе статора практически остаются неиз-
менными при любой температуре перекачиваемой среды. Изменя-
ются потери в роторе и обмотке. В то же время тепловые расчеты
показали, что изменение потерь в роторе, рубашке и железе стато-
ра не отражается на перераспределение температурного поля
электронасоса и лишь незначительно влияет на общий уровень
температур. В связи с этим потери в железе и рубашке статора
принимаются постоянными, в роторе — средними при переходных
режимах, соответствующих выходу на установившийся режим.
Потери в обмотке являются определяющими для ее температу-
ры, поэтому они вычисляются для любого состояния двигателя в
любой момент времени. Из электрического расчета надо получить
значения потерь в обмотке в установившемся режиме работы
электронасоса на холодной! и горячей воде. По электрическим по-
терям определяются температуры в отдельных частях обмотки,
затем по средней температуре вновь уточняются потери.
Электрические потери в обмотке равны Фобм=Л/2/?(Тоб>п-
Сопротивление обмотки определяется в зависимости от темпе-
ратуры по следующей формуле:
/?(?) = R(2o о [1 ~i~ <Я(2оfo (71 — 20 С)],	(3.3)
где R(T) — сопротивление обмотки при рабочей температуре;
R20 с — сопротивление обмотки при 20 °C; аго с — температурный
коэффициент сопротивления материала обмотки; Т—рабочая тем-
пература обмотки
Изменение тока в переходных режимах при постоянных гид-
равлических характеристиках насоса можно получить из следую-
щей зависимости:
=УЗ /УфСО5ф.	(3.4)
1021]нч]эл
Коэффициенты полезного действия насоса т]н, электродвигате-
ля т]аЛ и коэффициент мощности cos ср в зависимости от темпера-
185
туры перекачиваемой воды изменяются незначительно, следова-
тельно, ориентировочно можно принять
Л =
^2	?2
(3.5)
Для того чтобы получить соответствующие потери в переход-
ных режимах, поступаем следующим образом: расчетные потери в
обмотке при работе электронасоса на холодной Т'ис и на горячей
Т"пс воде по температурам в лобовой Т, п в пазовой Т частях
обмотки приводим к потерям, которые соответствуют температуре
20СС в обмотке. Их называют приведенными потерями:
<2о«м <20 С) = —----------------.	(3.6)
-Г Р + « (Гл - 20)1 +	[1 -г а (Гл - 20)1
I	L
Имея приведенные потери в обмотке и используя зависимости
(3.4) и (3.5), можно получить кривую изменения приведенных по-
терь во всем интервале изменения плотности перекачиваемой сре-
ды.
Закон изменения температуры перекачиваемой среды задается
дифференциальным уравнением —Та-С- — ц>(т), где «.'(т)—
dx
скорость изменения температуры среды во времени.
Задавая начальную температу ру среды и скорость ее измене-
ния, можем получить значение температуры перекачиваемой сре-
ды в любой момент времени. Аналогичным образом задаются
температуры окружающей среды.
Глава четвертая
ГЛАВНЫЕ ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ С МЕХАНИЧЕСКИМ
УПЛОТНЕНИЕМ ВАЛА
Герметичные насосы в качестве ГЦН хорошо зарекомендовали
себя на установках с реакторами типа ВВЭР. Но они обладают
существенным недостатком — вследствие малых маховых масс у
них небольшой выбег при отключении (постоянная выбега
ГЦН-310—не более 2 с). Для организации теплоотвода от актив-
ной зоны в переходных процессах, связанных с потерей циркуля-
ции теплоносителя, для таких насосов выполнена специальная схе-
ма питания ГЦН, основанная на выделении трех независимых ис-
точников электроснабжения.
При установке инерционных насосов с механическим уплотне-
нием вала и выносным электродвигателем система питания ГЦН
значительно упрощается и не требует наличия трех независимых
источников питания. Наличие маховой массы, сцепленной с рото-
ром электродвигателя насоса, позволяет обеспечивать выбег насо-
са при потере питания во всех случаях. Постоянная выбега состав-
186
ляет около 30 с. Кроме того, как уже упоминалось выше, герметич-
ные насосы имеют довольно низкий КПД. Эти обстоятельства, а
также то, что при Л>2000 кВт возникают большие технологи-
ческие трудности при изготовлении герметичных насосов, и обус-
ловили переход на насосы с механическим уплотнением вала.
Как уже отмечалось в первой главе, конструктивная схема
ГЦН с уплотнением вращающегося вала для ЯЭУ всех типов прак-
тически сложилась: это насосы вертикального исполнения с элект-
роприводом и рабочим колесом центробежного и диагонального
типов. Вертикальным насос более компактен и доступен для об-
служивания и ремонта, чем горизонтальный. Протечки через уплот-
нение ГЦП обычно составляют от нескольких литров до несколь-
ких сотен литров в час. Применение ГЦН с уплотнением связано
в первую очередь с обеспечением высокой ремонтопрпге дности уп-
лотнения и его систем и сведением к минимуму последствий по-
вреждения пли выхода уплотнения из строя.
Наиболее характерными отечественными механическими насо-
сами с уплотнением вала являются ГЦН-317. используемый в на-
стоящее время на блоках ВВЭР-440, ГЦП-195 для ВВЭР-1000 и
ГЦН для РБМК.
Рассмотрим их конструктивные особенности.
4.1. НАСОС ГЦН-317
Он (рис. 4.1) представляет собой вертикальный центробежный
одноступенчатый насос с механическим уплотнением вала, кон-
сольным рабочим колесом, выносным электродвигателем и вспомо-
гательными системами, обеспечивающими нормальную работу на-
соса. Основной несущей конструкцией насоса является сварная
опорная рама, опирающаяся па три шаровые опоры, что позволя-
ет насосу перемещаться, следуя за температурным расширением
трубопроводов первого контура. На опорную раму установлен
сварной корпус 3 гидравлической части с теплоизоляционной об-
шивкой. в котор ш устанавливается собственно насос.
Выемная часть насоса состоит из следующих основных деталей
и узлов: вала 6, рабочего колеса 1, направляющего аппарата 2,
нажимного фланца 4, блока уплотнений 10, опорно-упорного под-
шипника 7, электромагнитного разгрузочного устройства 8, вспо-
могательного колеса 12. Герметичность разъема между корпусом
3 и нажимным фланцем 4 обеспечивается уплотнением плоской
прокладки.
К нажимному ф [анну крепится направляющий аппарат, имею-
щий разъем в нижней части для возможности съема рабочего ко-
леса без съема направляющего аппарата. В расточку верхней час-
ти направляющего аппарата уложены пластины теплового барье-
ра 13, служащего для предохранения зоны подшипника 5 от попа-
дания горячей воды.
Рабочее колесо установлено консольно на валу насоса и за-
креплено гайкой на конусах и шлицах. Вал насоса вращается в
187
Рис. 4.1. Обший вид ГЦН-317:
1 — рабочее колесо. 2 — направляю-
щий аппарат; 5 —корпус; 4 — нажим
ной фланец; 5 — подшипник; 6 — вал;
7 — опорно-упорный подшипник; 8 —
электромагнитное разгрузочное уст-
ройство; 9 — прокладка; 10 — блок
уплотнения; Л — шпилька; 12 — вспо-
могательное колесо; 13 — тепловой
барьер
двух радиальных подшипниках. Нпжнии радиальный подшипник
скольжения смазывается и охлаждается водой автономного кон-
тура. Циркуляция воды автономного контура во время работы на-
соса обеспечивается вспомогательным колесом, а во время стоян-
ки— вспомогательным насосом. Вспомогательное колесо распо-
ложено на валу под нижним радиальным подшипником. Такое
расположение вспомогательного колеса служит дополнительным
барьером для предотвращения попадания горячей воды в нижний
радиальный подшипник. Верхний радиальный подшипник ском-
понован в одном корпусе с упорным, воспринимающим осевые
усилия, возникающие из-за разности давления основного контура
и окружающей среды. Рабочая среда опорно-х норного подшипни-
ка 7—масло, которое подается к подшипнику по трубопроводам
188
от вынесенной в обслуживаемые помещения масляной системы.
Для снижения осевых нагрузок и обеспечения запуска электродви-
гателя при полном давлении в первом контуре в верхней части
корпуса опорно-упорного подшипника установлено электромагнит-
ное разгрузочное устройство 8. Обеспечение соосности верхнего и
нижнего радиальных подшипников достигается за счет совместной
расточки корпусов опорно-упорного подшипника и корпуса уплот-
нения с последующей фиксацией их радиальными штифтами.
Блок механических уплотнений состоит из корпуса, который
объединен с нижним радиальным подшипником двумя основными
ступенями гидростатического типа, а также разделительной и кон-
цевой степенями торцевого типа.
Электродвигатель установлен на специальной подставке, опи-
рающейся па нажимной фланец насоса Подшипник электродвига-
теля смазывается от единой масляной системы насосов. Вращение
ротора электродвигателя передается валу насоса через зубчатую
муфту.
В гидравлическую часть насоса входят сварной корпус с нагне-
тательным и всасывающим патрубками, а также проточная часть,
состоящая из рабочего колеса, направляющего аппарата и сбор-
ной камеры. Для предотвращения перемещения корпуса насоса в
случае разрыва трубопроводов первого контура на нем предусмот-
рены опорные поверхности для передачи сил па специальные упо-
ры, размещенные в боксе. Для улучшения сборки отъемной части
с корпусом насоса лабиринтное кольцо, разделяющее полость
нагнетания с полостью всасывания, выполнено самоустанавлива-
ющимся. Рабочее колесо—центробежное, закрытого типа, с ло-
патками двоякой кривизны — выполнено литым. Ступица рабочего
колеса имеет центрирующие конуса, что обеспечивает беззазорную
посадку рабочего колеса на вал независимо от температуры окру-
жающей среды. Рабочее колесо крепится на валу при помощи
эвольвеитных шлицев, а в осевохМ направлении — гайкой-обтекате-
лем
Направляющий аппарат выполнен литым с приваренным дис-
ком. Рабочие каналы образованы спрофилированными лопатками.
Направляющий аппарат крепится на нижней части нажимного
фланца. Для разделения полости всасывания и сборной камеры
(полость нагнетания) установлен переходник, который крепится
к диску направляющего аппарата.
Нажимной фланец с элементами уплотнения главного разъема
служит крышкой корпуса насоса, герметичность которого дости-
гается уплотнением плоской прокладкой. Затяжка главного разъе-
ма осуществляется гайками через пакеты тарельчатых пружин,
обеспечивающих уплотнения при переходных тепловых режимах.
Механическое уплотнение вала (рис. 4 2) предназначено для
предотвращения попадания воды первого контура из насоса и
представляет собой блок, состоящий из корпуса 3, который объе-
динен с корпусом нижнего радиального подшипника 1, двух ос-
новных дросселирующих ступеней гидростатического типа 14, 15,
189
Рис 4.2. Механическое уплотнение вала:
1 — корпус нижнего радиального подшипника,
2 — радиальный подшипник; 3 — корпус; 4 —
разделительная ступень уплотнения; 5 — коль-
цо; 6 — втулка; 7 — вал; 8 — концевая степень
уплотнения; 9 — резиновая прокладка; 10—пру-
жины; 11— корпус статорного элемента, 12 —
статорный элемент, 13 — роторный элемент;
14,	15— основные дросселирующие ступени
гидростатического типа; 16 — установочное коль-
цо
разделительной ступени торцового
типа 8 и радиального подшипника 2.
Основные дросселирующие сту-
пени уплотнения гидростатического
типа одинаковы и состоят из двух
основных элементов: статорной — с
певрамающимся элементо^м уплот-
нения и роторной — с вращающим-
ся. Статорный элемент 12 может пе-
ремещаться по оси и поджиматься
к роторному элементу 13 пружина-
ми 10. Ограничитель удерживает
этот элемент от вращения. Для уст-
ранения перетечек воды по зазору
между корпусом и статорным эле-
ментом установлена резиновая про-
кладка 9. Статорный элемент состо-
ит из корпуса 11, в который вставлено кольцо из силицированно-
го графита, удерживающееся в корпусе установочным кольцом 16
Уплотнение кольца из силицированного графита в корпусе осуще-
ствляется резиновым кольцом Опорные торцевые поверхности
кольца и корпуса взаимно притираются. Роторный элемент состоит
из корпуса 14. на наружной поверхности которого установлена сет-
ка, выполняющая функцию фильтра. В корпус вставлено кольцо
из силицированного графита, которое удерживается от выпадения
при сборке и разборке установочным кольцом. Уплотнение кольца
из силицированного графита в корпусе осуществляется резиновым
кольцом.
Стыковочные торцевые поверхности корпуса взаимно притира-
ются. На торцевой поверхности кольца выполнены по окружности
четыре канавки с четырьмя отверстиями, выходящими на наруж-
ную цилиндрическую поверхность. При подаче запирающей воды
в уплотнение она проходит через жиклеры в канавки на торцевой
поверхности кольца и отжимает статорный элемент уплотнения на
величину рабочего зазора (10 мкм), обеспечивая смачивание ра-
бочих поверхностей и протечку запирающей воды через зазор.
Отжатие статорного элемента происходит при давлении 1,5—
2 МПа Разделительная ступень уплотнения 4, так же как и гид-
ростатические ступени, состоит из статорного и роторного элемен-
тов, уплотнительного кольца и пружин. Отличие состоит в том, что
190
статорный элемент разделительной ступени находится в непосред-
ственном контакте с роторным элементом. Для обеспечения смачи-
вания трущихся поверхностей рабочий поясок кольца выполнен в
виде эллипса При такой конструкции уплотнения при перепаде
давления до 2 МПа протечка запирающей воды в контур не превы-
шает 200 л/ч. Концевая ступень уплотнения 8 также состоит из
корпуса, статорного и роторного элементов, пружин и уплотняю-
щего кольца На всех режимах работы уплотнения статорный эле-
мент находится в непосредственном контакте с роторным элемен-
том уплотнения. При нормальной работе насоса (Г = 543 К, Р =
= 14,0 МПа) и давлении гидроиспытаний (Р = 19,5 МПа) протечка
через концевую ступень не превышает 50 л/ч. При нормальной ра-
боте уплотнения давление между гидростатическими ступенями
распределяется поровну. При выходе из строя одной из гидростати-
ческих ступеней оставшаяся будет дросселировать перепад давле-
ния, сохраняя свою работоспособность. При этом расход органи-
зованных протечек возрастет в 2 раза.
Нижний подшипник скольжения предназначен для восприятия
радиальной нагрузки и является нижней опорой вала. Подшипник
изготовлен из специальной пресс-массы, по которой работает по-
саженная на вал втулка, изготовленная из стали 2Х17Н2Б-111 с
поверхностной термообработкой током высокой частоты. Подшип-
ник смазывается и охлаждается водой, циркулирующей в системе
автономного контура.
Осевые и радиальные усилия, действующие на вал насоса,
воспринимаются и радиально-осевым подшипником, выполненным
отдельным узлом (рис. 4.3). Подшипник состоит из корпуса /,
упорного гребня 3, верхнего 4 и нижнего 7 упорных колец, pa ui-
ального подшипника 5, поддона. Упорный гребень, выполненный
совместно с шейкой радиального подшипника, установлен на валу
на двух цилиндрических поясках и прижимается гайкой в осевом
направлении. Крутящий момент от упорного гребня на вал насоса
передается через шлицевое соединение втулки с валом насоса.
Осевые усилия, действующие на вал насоса, через упорный гре-
бень передаются на упорные колодки, которые опираются на ры-
чажнхю балансирную систему типа «Кингсбери», обеспечивающую
равномерное распределение нагрузки между7 колодками. Упорные
колодки выполнены составными и имеют рабочий слой из баббита
Б-83 толщиной 3 мм. Для улучшения образования масляного кли-
на точка опоры колодок имеет смешение от центра колодки в сто-
рону выходной кромки. Рычажная система с упорными колодками
и обоймой собрана в упорное кольцо. В корпусе радиально-осево-
го подшипника установлены два упорных кольца: верхнее, воспри-
нимающее осевые силы, действующие вверх, и нижнее при обрат-
ном направлении осевых сил Радиальное усилие воспринимается
радиальным подшипником, представляющим собой опорную ци-
линдрическую втулку с заливкой баббитом Б-83
Центровка радиального подшипника осуществляется по узкому
кольцевому пояску, который обеспечивает его самоустановку по
191
Рис. 4.3. Радиаль-
по-оссвой подшипник:
1 — корпус; 2 — колод-
ка; 8 — упорный гре-
бень; 4 — верхнее упор-
ное кольпо; 5 — ради-
альный подшипник;
6 — корпус электромаг-
нитного разгрузочного
устройства; 7 — ниж-
нее упорное кольцо;
8 — разгрузочный диск;
9 — втулка; 10 — коль-
цо; 11 — муфта; 12 —
прокладка; 13 — цап-
фы; 14 — храповое коль-
це
шейке упорного подшипника. Для предотвращения от перемеще-
ния радиальный подшипник закрепляется двумя штифтами. Пита-
ние его производится под давлением турбинным маслом, которое
дросселируется до атмосферного давления при сливе из полости
подшипника. Все масло отводится через единый сливной патру-
бок. Регулирование давления в полости подшипника производится
дросселем Конструкция сливного бачка обеспечивает аварийную
подпитку маслом упорных колодок при обесточивании.
Для обеспечения запуска электродвигателя насоса при пол-
ном давлении в первом контуре, а также для обеспечения работы
упорного подшипника па номинальной нагрузке в верхней части
опорно-упорного подшипника установлено электромагнитное раз-
грузочное устройство, создающее иа роторе усилие (154-20) • 104 Н,
направленное вниз (см. рис. 4.3). Электромагнитное разгрузочное
устройство состоит из разгрузочного диска 8 и корпуса 6 с электро-
катушкой. Раз1рузочный диск установлен на гребне опорного под-
192
ханическое уплотнение извне чистой буферной запирающей воды
с давлением несколько большим, чем давление воды в насосе. На-
сос с механическим уплотнением имеет малые по величине и кон-
тролируемые в процессе эксплуатации протечки буферной (нера-
диоактивной) воды
Необходимость создания для ядерной энергетики специальных
циркуляционных насосов. В настоящее время наибольшее распро-
странение получили следующие типы ядерных реакторов с водя-
ным теплоносителем:
корпусной водо-водяной реактор (ВВЭР) с водой под высоким
давлением в качестве теплоносителя и замедлителя (дв\ хконтур-
ный);
канальный кипящий водо-графитовый реактор с графитом в
качестве замедлителя и водой в качестве теплоносителя (однокон-
турный) .
Реакторы всех этих типов характеризуются довольно высокими
параметрами перекачиваемого теплоносителя (табл 3 1).
Таблица 3.1
Тип реактора	Параметры воды на всасывание насоса	
	Давление. МПа	Температура, К
Водо-ВОДЯ НОЙ Водо-графитовый кипящий	12,5 7,2	543 До 550
Попытки создать надежную и экономичную конструкцию гер-
метичного насоса с сальниковым уплотнением при таких парамет-
рах перекачиваемой воды не увенчались успехом Отсутствие
протечек в сальниковом уплотнении можно получить только при
нулевом зазоре между валом и набивкой сальника, что практиче-
ски обеспечить невозможно, так как при этом возникают недопу-
стимые потери на трение.
3.2 УСТРОЙСТВО БЕССАЛЬНИКОВОГО ГЕРМЕТИЧНОГО НАСОСА
Бессальниковый циркуляционный насос представляет собой агре-
гат, состоящий из центробежного насоса и специального электро-
привода. Как видно из самого названия, бессальниковый насос не
имеет сальника, через который в обычных насосах выводится
наружу- вращающийся конец вала, соединенный с приводом.
Рассмотрим схематичное устройство двух основных типов бес-
сальниковых насосов.
На рис. 3.1 представлена примерная конструкция бессальнико-
вого насоса с сухим статором. В насосах такого типа в качестве
привода используется асинхронный трехфазный двигатель с корот-
козамкнутым ротором.
6 Зак- 812	161
Рис 3-1. Конструктивная схема
герметичного насоса с сухим
статором:
1 — протечка горячей воды; 2 — дрос-
сель; 3 — отверстия в валу насоса;
4 — статорная перегородка; 5 — вспо-
могательное колесо; 6 — холодиль-
ник автономного контура; 7 — хо-
лодильник статора; 8 — рабочее ко-
лесо; 9 — корпус проточной части;
10 — статор: 11 — ротор
Тонкостенная немагнит-
ная металлическая перего-
родка защищает статор от
попадания в него перекачи-
ваемой жидкости, т. е. ста-
тор остается сухим. Ротор
насоса вращается в перека-
чиваемой жидкости, опира-
ясь на подшипники, которые
смазываются и охлаждают-
ся той же жидкостью. Для
обеспечения необходимого
температурного режима дви-
гателя насос снабжается хо-
лодильником.
На рис. 3.2 представле-
на конструктивная схема
бессальникового насоса с
мокрым статором. Этот насос отличается от насоса, представлен-
ного на рис. 3.1, тем, что в нем отсутствует герметичная статорная
перегородка и весь электродвигатель заполнен водой. Тип электро-
двигателя— асинхронный трехфазный с короткозамкнутым рото-
ром.
Насос с сухим статором. Такие насосы позволяют изготовлять
статор электродвигателя из обычных материалов, применяемых
в электротехнике. Основным «слабым звеном» такого насоса явля-
ется тонкая (толщиной 0,5 мм) немагнитная металлическая перего-
родка, которая должна обеспечить надежную герметизацию насо-
са и не допускать попадания воды в статор.
На эту перегородку при работе насоса действуют разнообраз-
ные силы. В ней вследствие значительных индуктивных потерь (до
15 о) выделяется значительное количество тепла, что требует ин-
тенсивного охлаждения перегородки. Создание надежно работа-
Рис. 3.2. Насос с мокрым статором:
1 — крышка корпуса; 2 — упорный подшипник; 3 — корпус радиально-упорного подшип-
ника. 4 — нижний радиальный подшипник; 5— ротор электродвигателя; 6 — статор элек-
тродвигателя 7 — корпус приводного электродвигателя. 8 — корпус верхнего радиального
подшипника; 9 — верхний радиальный подшипник; 10— втулка вала; 11 — промежуточный
корпус; 12 — экран; 13 — шпонка рабочего колеса; 14 — рабочее колесо; 15 — защитное
кольцо рабочего колеса; 16 — защитное кольцо лабиринта; /7 —верхний корпус на-
соса
162
6*	163
ющей перегородки является одной из наиболее сложных задач при
проектировании бессальникового насоса с сухим статором. Вместе
с тем насосы с сухим статором необходимо выполнять с прочно-
плотным корпусом статора, что позволит сохранить герметичность
реакторной установки при нарушении герметичности статорной пе-
регородки.
Из-за технологических сложностей область применения таких
насосов ограничена мощностью привода 2000 кВт.
Рассмотрим подробнее элементы герметичного насоса с сухим
статором.
Статорная перегородка и статор. Статорная перегородка яв-
ляется одним из наиболее ответственных и в то же время специ-
фичных узлов бессальникового насоса. Она обязана обеспечить
эксплуатационную надежность по самому главному требованию —
герметичности.
При конструировании бессальниковых насосов одними из глав-
ных задач являются анализ всех факторов, влияющих па работу
перегородки, и выполнение прочностного расчета перегородки с
учетом этих факторов. Материалы, применяемые для перегородок,
должны обладать следующими свойствами
1)	немагнитностью (для уменьшения потоков рассеивания);
2)	высоким удельным сопротивлением (для уменьшения элек-
трических потерь в перегородке);
3)	высокой коррозионной стойкостью;
4)	возможно более высокими механическими и пластическими
свойствами;
5)	хорошей свариваемостью.
По условиям обеспечения хороших технических параметров
электродвигателя толщина перегородки должна быть возможно
меньшей. Как правило, в бессальниковых насосах перегородка вы-
полняется толщиной 0,4—0,5 мм. В качестве материала для пере-
городок используют следующие сплавы: сплав ЭН-422, сталь
Х1812Т, сплав ЭИ-435, сталь ХН-70
По концам перегородка приваривается к корпусу статора либо
контактной роликовой, либо аргоподуговой сваркой. Перед сваркой
концы перегородки на свариваемой длине развальцовываются до
плотного соприкосновения с поверхностью статора. С целью обес-
печения высокого качества приварки эта операция должна быть
автоматизирована и в процессе сварки должен автоматически под-
держиваться заданный режим. Контроль качества сварки выпол-
няется путем опрессовки с последующей проверкой на герметич-
ность гелиевым течеискателем. При применении аргонодуговой
сварки имеется возможность дополнительно проверить качество
сварного шва рентгеном.
Изготовление статорной перегородки, ее установка в расточку
статора, развальцовка и приварка концов являются одними из
наиболее ответственных и тонких технологических операций всего
цикла изготовления насоса и требуют особо тщательного и качест-
венного исполнения.
164
Поскольку тонкая перегород-
ка не в состоянии воспринять вы-
сокие внутренние давления, ее
прочность при этих давлениях це-
ликом обеспечивается пакетом
статора, на который она опира-
ется.
Пакет статора выполняется
шихтованным, т. с. набирается из
отдельных штампованных тонких
листов (0.35—0,50 мм), изготов-
ляемых из электротехнических
сталей (Э-11, Э-12, Э-31, Э-32
и Э-320 по ГОСТ 802-58).
Чтобы обеспечить нсобходи-
мую механическую прочность
стато| ной перегородки, паз
Рис. 3.3 Разновидности статорного
паза.
а — закрытый: б — открытый; / — изоля-
ция- 2— обмотка. 3—клин; 4 — прочност-
ной клин
статора делается закрытым
(рис. 3 3,а). Размер перемычки h выбирается из условии прочности
и зависит от диаметра расточки и действующего давления. В выпол-
ненных насосах он составляет 1,0—1,5 мм.
Для насосов малой мощности (с небольшим диаметром расточ-
ки статора) возможно применение открытых пазов статора
(рис. 3 3. б), которые после укладки обмотки закрываются проч-
ностными клиньями.
Поверхность листов перед сборкой в пакет статора изолиру-
ется тонким слоем бакелитового лака либо фосфатируется тонким
фосфатным слоем.
Для обеспечения монолитности пакета статора листы, набран-
ные в пакет, спрессовываются давлением до 40 кг/см2.
С целью уменьшения влияния разнотолщинности отдельных
листов на равномерность спрессовки пакет статора набирается та-
ким образом, что листы совмещаются местами с разной толщиной
(т. е. место минимальной толщины одною листа совмещается с
местом максимальной толщины другого листа).
Одним из технологических приемов для обеспечения такой сбор-
ки является штамповка листов с поворотом.
В некоторых конструкциях для обеспечения монолитности па-
кета применяется пропитка его бакелитовым лаком под вакуумом
с последующим воздействием давлением до 10 кг/см2 и полимери-
зацией.
Для обеспечения ровной (без хступов) поверхности расточки
статора, что создает благоприятные условия для работы перего-
родки, рекомендуется производить шлифовку статора после окон-
чательной сборки пакета, хотя это и может вызвать некоторое уве-
личение потерь в статоре.
Расчет перегородки на прочность представляет весьма слож-
ную задачу. В этом расчете необходимо учесть не только напря-
жения от давления, но и возникающие при различных режимах (в
том числе и переходных) температурные напряжения. В свою оче-
165
редь температурные напряжения зависят от распределения темпе-
ратур различных частей статора. Теоретическое определение этих
температур, особенно в переходных режимах, может быть выпол-
нено приближенно. Поэтому расчет прочности перегородки носит
оценочный характер. Основная проверка прочности перегородки
должна выполняться при испытании опытных образцов, при этом
необходимо воспроизвести все эксплуатационные режимы работы
насоса (стационарные и переходные).
Необходимо также иметь в виду, что минимальное давление в
роторной полости, при котором возможна безопасная эксплуатация
насоса, равно давлению, при котором за счет деформации перего-
родки ликвидируется монтажный зазор между статором и перего-
родкой. Эксплуатация насоса при наличии некоторого зазора меж-
ду перегородкой и статором опасна, так как перегородка может
войти в колебательное движение и за короткий период потерять
герметичность из-за образования усталостных трещин. Это мини-
мальное давление может быть определено из выражения
26А£
Рмин р3 >
где 6 — толщина перегородки; Д — диаметральный монтажный за-
зор; D — диаметр перегородки; Е — модуль упругости материала
перегородки.
Нужно, чтобы действующие на перегородку усилия от внут-
реннего давления и от температурных расширений не приводили
к образованию остаточных деформаций, т. е. чтобы перегородка
всегда работала в упругой области. Пакет статора нс должен под
действием усилии от внутреннего давления расслаиваться, так как
в противном случае в образовавшиеся зазоры между листами бу-
дет выдавливаться перегородка, что приведет к ее разрешению.
Различают два типа конструкции статора:
жесткий статор;
статор с компенсаторами.
Жесткий статор (рис. 3.4) представляет собой систему, не
имеющую каких-либо компенсационных звеньев в осевом направ-
лении. В такой системе из-за того, что корпус статора имеет зна-
чительно большую жесткость, чем перегородка, напряжения от
разности температурных деформаций в осевом направлении цели-
ком будут восприниматься перегородкой.
В представленном на рис. 3.5 статоре с компенсаторами, вы-
полненными в виде гибких диафрагм, последние позволяют ком-
пенсировать разность температурных расширений в осевом направ-
лении, а также иметь различной осевую деформацию корпуса и
перегородки. Это создает более легкие условия работы перегород-
ки. хотя конструкция статора получается сложнее.
Так как перегородка статора принципиально является одним
из наименее надежных мест бессальникового насоса, сам статор
должен выполняться обязательно прочноплотным, т. е. обеспечи-
вающим надежную герметизацию установки при рабочем давлении
166
Рис. 3 4 Жестки» статор
Рис. 3.5. Статор с компенсаторами:
1 — компенсаторы
в случае потери герметичности статорной перегородки. У такого
статора подвод тока к обмотке статора осуществляется с помощью
специальных герметичных электровводов (гермовводов) различ-
ной конструкции.
На рис. 3.6 изображен гермоввод с применением изолирующих
керамических деталей и гермегизирующих прокладок. Стержень 1
изолирован от корпуса двигателя керамическими изоляторами 2, 3.
Гермоввод монтируется на отдельном фланце 4. Герметизация
стержня осуществляется с помощью двух медных освинцованных
прокладок 5, 6, затяжка которых производится гайкой 7 через пакет
пружин 8 и изолятор 9. Пакет пружин служит для компенсации
разности линейных расширений при нагревании. Кабель 10 от об-
мотки припаивается к стержню, а внешний кабель припаивается
к наконечнику И. Фланец 4 крепится к корпусу статора, для гер-
метизации устанавливается медная прокладка 12.
Па рис. 3.7 изображен гермоввод с применением фторопласто-
вых герметизирующих и изолирующих втулок. В нем стержень 1
герметизируется втулкой 2 из фторопласта. Усилие создается па-
кетом пружин 3 и передается на втулку через гайку 4. Изоляция
осуществляется с помощью фторопластовых втулок 8, 9, 10 и кера-
мической втулки 11. Гермоввод собирается во фланце 5, который
приваривается к корпусу статора. Внешний кабель подсоединяется
к разрезной клемме 6 со стяжным болтом 7.
На рис. 3.8 изображена еше одна разновидность гермоввода.
Стержень / монтируется во втулке 2. Герметизация проходки
стержня осуществляется заливкой специальной изоляционной мас-
167
Рис 3 6 Гермоввод
! — стержень, 2,	3 — керамические
изоляторы; 4 — фланец; 5, б— освин-
цованные прокладки; 7 —гайка- 8 —
пакет пружин, 9 — изолятор; 10 —
кабель; 11 — наконечник; 12 — медная
прокладка
Рис 3.7 Гермоввод
7 —стержень 2. 6, 9 10, // — фторо-
пласт вые втулки; 3—пакет пру-
жин; 4 гайка- 5 — фланец; б -
разрезная клемма; 7 — стяжной болт
Рис. 3 8 Гермоввод
1 — стержень, 2 — втулка; 3 — изоля-
тор
168
сой 3. Для восприятия усилий от давления на внутренней поверх-
ности втулки выполняется резьба полукруглого профиля. Втулка 2
приваривается к корпусу статора.
Обмотка. При закрытом пазе обмотка выполняется из заранее
заготовленных жестких катушек, протаскиваемых через пазы же-
леза.
Катушки выполняются из обмоточного провода прямоугольного
сечения марки ПДСК (ГОСТ 7019—60). Заранее формируется ло-
бовая часть только с одной стороны. После наложения изоляции
пазовая часть катушки опрессовывается и спекается в специальной
пресс-форме.
С целью улучшения условий теплоотвода от обмотки стремятся
пазовую часть катушек выполнить возможно точнее, что позволяет
уменьшить воздушный зазор между обмоткой и железом статора.
Вторая лобовая часть катушек формуется после укладки (про-
таскивания) всех катушек в пакет железа статора.
Соединение в обмотке осуществляется пайкой серебряным при-
поем. Нагрев мест пайки выполняется специальными индукторами
с помощью токов высокой частоты (ТВЧ). Это позволяет нагреть
непосредственно место папки без повреждения изоляции па при-
легающих участках.
В статорах с открытым пазом можно применять всынную об-
мотку из провода круглого сечения.
Для электроизоляиин обмотки необходимо применять возмож-
но более теплостойкие материалы (стеклоленту, стеклотекстолит,
кремнииорганическис лаки и компаунды).
Для обеспечения ровной (без уступов) поверхности расточки
статора, что создает благоприятные условия для работы перего-
родки. рекомендуется проводить шлифовку после окончательной
сборки пакета.
Ротор бессальникового насоса. Устройство ротора. Применя-
ется два типа роторов:
цельнокованый, в котором активное железо ротора выполня-
ется за одно целое с валом;
составной, в котором активное железо ротора выполняется от-
дельно от вала.
Цельнокованый ротор выполняется из стали ОХ 1711. У состав-
ного ротора активное железо ротора может быть выполнено как
монолитным, так и шихтованным. Ротор имеет короткозамкнутую
беличью клетку. Беличья клетка выполняется либо заливкой, либо
сборкой из стержней, приваренных по концам к кольцам Матери-
ал беличьей i летки — алюминий, медь, латунь. Как правило, бе-
личья клетка защищается от контакта с водой. Для этого по тор-
цам ротора на вал надеваются и герметично привариваются пли-
ты из нержавеющей стали, а на цилиндрическую поверхность на-
девается нержавеющая рубашка, привариваемая герметично к
этим п. итам. Защитная рубашка изготовляется из стали 0Х17Н
или 0Х18Н10Т.
169
Как правило, насос имеет два контура охлаждения:
внешний, в котором циркулирует вода системы технического
водоснабжения;
внутренний, в котором циркулирует охлажденная вода первого
контура.
Система охлаждения может быть выполнена либо как центра-
лизованная, либо как автономная.
При централизованной схеме охлажденная вода первого
контура подводится от имеющегося в ЛЭУ холодильника и, прой-
дя через полость двигателя, через разгрузочные отверстия посту-
пает на всасывание насоса. Таким образом, циркуляция во внут-
реннем контуре охлаждения осуществляется за счет напора самого
охлаждаемого насоса.
Автономная система охлаждения может быть выполнена по
двум схемам. При первой схеме циркуляция по автономному кон-
туру осуществляется за счет напора, создаваемого рабочим коле-
сом охлаждаемого насоса. Охлажденная в автономном холодиль-
нике вода первого контура, пройдя через полость двигателя через
разгрузочные отверстия рабочего колеса, поступает на всасывание
насоса. При второй схеме циркуляция по автономному контуру
осуществляется вспомогательным колесом, располагаемым па
одном валу с основным рабочим колесом. Охлажденная в автоном-
ном холодильнике вода первого контура поступает на всасывание
вспомогательного колеса; пройдя через полость двигателя, возвра-
щается в автономный холодильник. При необходимости циркуля-
ция в автономном контуре может создаваться и отдельным на-
сосом.
Конструктивно автономный холодильник может быть располо-
жен отдельно либо устроен в корпусе насоса.
Система i азоудаления. В перекачиваемой воде первого контура
присутствуют растворенные газы. Это вызвано следующими при-
чинами:
наличием растворенного воздуха в воде, используемой для за-
полнения;
частичным растворением воздуха из воздушных мешков, обра-
зующихся при заполнении контура;
радиолизом воды при работе установки;
насыщением воды газом, содержащимся в компенсаторе объе-
ма (при газовой системе компенсации).
Эти растворенные в воде газы не оказывают влияния на работу
бессальникового насоса до тех пор. пока их наличие не приведет
к образованию в насосе газовых мешков, нарушающих нормаль-
ную циркуляцию по внутреннему контуру охлаждения. Образова-
ние газовых мешков происходит вследствие выделения растворен-
ных газов в тех местах, условия по давлению и температуре в ко-
торых соответствуют минимальной растворимости газов. Такие ус-
ловия в работающей установке возникают как раз на всасывании
насоса, выделившиеся пузырьки газа вследствие меньшего удель-
ного веса (по сравнению с водой) устремляются вверх.
170
Если насос расположен вертикально проточной частью вверх,
то пузырьки газа увлекаются потоком циркулирующей воды и ни-
какого влияния на работу насоса оказать не могут. Если же бес-
сальниковый насос расположен вертикально двигателем вверх, то
пузырьки поднимаются в полость ротора, и если их оттуда не уда-
лять, то постепенно они будут вытеснять воду из полости двигате-
ля. что приведет к нарушению циркуляции по внутреннему контуру
охлаждения со всеми вытекающими последствиями (перегрев об-
мотки статора и перегородки, выход из строя подшипников).
У насоса с централизованной системой охлаждения по внут-
реннему контуру попадающие в полость ротора пузырьки газа вы-
носятся в проточную часть поступающей холодной водой и в поло-
сти ротора не накапливаются, т. е. такой насос в специальной сис-
теме газоудаления не ну/кдается. Насос с автономным внутренним
контуром охлаждения нуждается в специальной системе газоуда-
ления
С целью обеспечения газоудаления из верхней части насоса,
где начинает скапливаться газ, ее соединяют со всасыванием на-
соса и создают в ней давление несколько большее, чем на всасы-
вание насоса. Тогда из верхней части насоса определенное коли-
чество воды будет перетекать на всасывание насоса, увлекая с
собой пузырьки газа и предотвращая его накопление в полости
ротора.
11а рис. 3.1 изображена конструкция насоса, у которого полость
под верхней крышкой соединена со всасыванием насоса отверсти-
ем 3, выполненным в вале ротора.
Для того чтобы давление под верхней крышкой было больше,
чем на всасывании, полость ротора соединяют с областью нагне-
тания насоса специальным отверстием /. При такой схеме между
полостью под верхней крышкой и всасыванием насоса образуется
разность давлений
Др = Ну — ЬР1 — Др2 — /z1Y1,
где Н—напор насоса; у— удельный вес воды в основном конту-
ре; Api — потеря давления в отверстии 3; Лр2— потеря давления в
автономном холодильнике; /zj—длина насоса; у,— удельный вес
воды в полости ротора.
Под действием этой разности давлений осуществляется следу-
ющая схема циркуляции воды в системе охлаждения: из-под верх-
ней крышки определенное количество холодной воды поступает па
всасывание насоса, а по отверстию 1 в полость ротора поступает
такое же количество горячей воды из основного контура. Вслед-
ствие этого система газоудаления вносит дополнительное коли-
чество тепла в полость ротора, т. е. является дополнительной
нагрузкой для системы охлаждения. Величина этой нагрузки за-
висит от расхода воды в системе газоудаления. Поэтому расход
воды в системе газоудаления стремятся снизить до минимально
неооходимого. Достигают этого введением соответствующего
сопротивления канала, соединяющего полость под верхней крыш-
171
кой со всасыванием (на рис. 3.1 показан дроссель 2, установленный
с этой целью).
Так как характеристика насоса является падающей, то работа
системы газоудаления, т. е. необходимая величина Др, должна
быть обеспечена при максимально возможной производительности.
Тогда будет обеспечена работоспособность системы газоудаления
и при меньших производительностях. У насосов с переменным
числом оборотов по этим же соображениям работоспособность си-
стемы газоудаления должна обеспечиваться в режимах, соответст-
вующих минимальным оборотам.
Конструкционные материалы. Основные детали конструкции
герметичного электронасоса можно разбить на четыре группы
в зависимости от требований, предъявчяемых к ним, и условий ра-
боты. Для первой группы деталей (корпус, проточная часть, тор-
цевые крышки, статорная перегородка и т. д ) применяются стали
с высокими прочностными, пластичными и коррозионными свойст-
вами—стали ЭИ-954, ЭИ-953, Х18Н22В2Т2 и 0Х18Н10Т.
Для второй группы (нажимные плиты статора, активная часть
ротора) необходимы материалы с хорошими механическими, кор-
розионными и электромеханическими свойствами. Нажимные пли-
ты изготовляются из стали ЭИ-954 или 0X18II10T, ротор — из ста-
ли Х17Н.
Для третьей группы (фланцы, уплотнения разъемов, шпильки,
болты и т. д.) нужны стали с высокими механическими свойства-
ми— стали 40Х, ОХМ, 4Х14Н14В2М.
К четвертой группе относятся детали, расположенные внутри
насоса, подверженные сильному коррозионному воздействию и не-
большим механическим нагрузкам (направляющий аппарат, лаби-
ринтные уплотнения рабочего колеса, вспомогательное колесо
и т. д ). Они изготовляются из любых перечисленных выше сталей.
3.3. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
И ЗАРУБЕЖНЫХ ГЕРМЕТИЧНЫХ НАСОСОВ
В табл. 3.2 приведены некоторые характеристики герметичных
насосов для АЭС с ВВЭР. Поскольку ГЦН-310, работающий в
составе ВВЭР-440, является последней п наиболее совершенной
модификацией, рассмотрим его подробнее (рис. 3.9).
Анализом различных конструктивных схем был выбран вари-
ант герметичного насоса с сухим статором и ротором, герметизи-
рованными тонкими механическими оболочками. В таком насосе
асинхронный электродвигатель трехфазного переменного тока с
короткозамкнутым ротором типа беличьей клетки скомпонован в
один агрегат с насосом. Тонкая оболочка герметизирует полость
статора от водяной полости. Статор заполнен газом, а ротор нахо-
дится в теплоносителе. При подаче напряжения на статоре созда-
ется вращающееся магнитное поле, которое индуцирует в роторе
172
Таблица 3.2. Характеристики герметичных насосов для АЭС с ВВЭР
Характеристика	Единица измерения	Блоки ВВЭР мощностью, МВт		
		210	365	440
Число ГЦН на реактор	ШТ.	6	8	6
Марка ГЦН	—	ГЦН-138	ГЦН-309	ГЦН-310
Напор	МПа	0,4	0,5	0,5
Температура на всасывании	К	525	525	541
Число оборотов ротора	об/мин	1500	1500	1500
Мощность из сети	кВт	1650	2100	2260
Расход воды в промежуточном конторе	кг/с	13	12	12
Расход воды в автономном контуре	кг/с	2,5	3-10—1	3,75
Температура в автономном контуре	к	373/433	353/393	333/394
(вход/выход)				
Температура воздуха в охлаждаемом	К	343, 383	323/353	—
статоре (вход/выход)				
Масса теплоизоляции	кг	20 000	35 000	48 000
Габариты:	м			
высота		5,27	6,22	6,71
план		3,05	3,84	3,87
		3,26	3,54	3,0
ЭДС, под действием которой в нем возникает круговое магнитное
поле. Взаимодействие этого поля с вращающимся магнитным по-
лем создает крутящий момент, вращающий ротор.
Электронасос ГЦН-310 вертикального исполнения. Ротор 4 вра-
щается в теплоносителе в подшипниках скольжения 3. Подшипни-
ки смазываются и охлаждаются теплоносителем автономного кон-
тура. Разгрузка ротора от осевых усилий осуществляется автома-
тически в специальной разгрузочной камере 10 за рабочим коле-
сом, а также в камере за вспомогательным колесом. При работе
насоса давление в разгрузочной камере устанавливается по вели-
чине таким, при котором ротор находится во взвешенном состоя-
нии. Частичная разгрузка ротора от радиальных усилий достига-
ется вертикальным расположением ротора и динамической балан-
сировкой его в сборе. Избыточные осевые усилия, возникающие
вследствие неполной осевой разгрузки, особенно на переходных
режимах, воспринимаются осевым подшипником 6.
В качестве трущейся пары применяется пластмасса
2П-1000-ЗП (вкладыши), а втулка вала выполняется из хромони-
келевого сплава ВЖЛ-2. Термостойкость массы 2П-1000-ЗП—до
573 К.
В гидравлическую часть насоса входит прочный корпус 8 с
всасывающим и нагнетательным патрубками и проточная часть,
состоящая из рабочего колеса, направляющего аппарата на выходе
из колеса и сборной камеры. Статор электродвигателя 5 включа-
ет в себя пакет активного железа, обмотку, корпусные детали,
перегородку 9.
173
Рис. 3.9 ГЦН-310:
1 — рабочее колесо; 2 — корпус про-
точной части; 3—радиальный под-
шипник- 7 — вспомогательное колесо;
8— корпус насоса, 9— статорная пе-
регородка; 10 — разгрузочная каме-
ра; 11 — холодильник статора
Пакет активного железа
набран из листов электро-
технической стали толщи-
ной 0,5 мм. Поверхности
листов покрыты электроизо-
лирующей фосфатной плен-
кой. Пакет активного желе-
за спрессован и удержива-
ется в спрессованном состо-
янии при помощи нажим-
ных плит, которые крепятся
к корпусу статора болтами.
Для упрочнения пакет ак-
тивного железа пропитан
бакелитовым лаком.
Обмотка статора одно-
слойная, катушечного типа,
с концентрическим располо-
жением катушек. Изоляция
обмотки выполнена из крем-
нийорганпческих изоляцион-
ных материалов и пропита-
на кремнийорганическим
компаундом. Лобовые час-
ти обмотки дополнительно
покрыты кремпийорганичес-
кой эмалью. Соединение об-
мотки в схему осуществляется через фазные шипы
Пакет активного железа с обмоткой заключен в корпус с хо-
лодильником. Охлаждение обмотки статора — воздушно-водяное:
водой, прокачиваемой через холодильник в корпусе, и воздухом,
циркулирующим через полости лобовых частей обмотки. Воздух
подводится в статорную полость через воздушный коллектор: спе-
циальные отверстия и пазы в корпусных деталях. Лобовые части
обмотки изолированы от внешнерй среды и рабочей полости: верх-
няя — колпаком, нижняя — экраном.
На колпаке крепятся элементы клеммной системы. Поверхности
экрана со стороны статорной полости охлаждаются водой, цирку-
лирующей во встроенном холодильнике. На внутренние обечайки
колпака и экрана со стороны статорной полости нанесена электро-
изоляция из кремпийорганических материалов. Колпак и экран
крепятся к корпусу статора шпильками и гайками через пакеты
174
тарельчатых пружин, устраняющих влияние на перегородку теп-
ловых расширений.
Перегородка, изготовленная из нихрома толщиной 0,4 мм, гер-
метично разделяет статорную и роторную полости. По концам пе-
регородка приварена роликовой сваркой к внутренним обечайкам
колпака и экрана. Электроизоляция перегородки от железа стато-
ра выполнена из ткани стеклянного волокна, наклеенной на рас-
точку статора бакелитовым лаком.
Ротор электродвигателя состоит из активного магнитопровода,
короткозамкнутой обмотки (беличьей клетки), вала.
Магнитопровод и вал выполнены цельноковаными из нержа-
веющей магнитной стали. Короткозамкнутая обмотка состоит из
стержней, спаянных по концам с замыкающими кольцами. Кольца
напрессованы на сердечник ротора через промежуточные кольца
из немагнитной стали. Крепление стержней в пазах ротора осу-
ществляется бандажными кольцами, исключающими возможность
перемещения стержней в радиальном направлении под действием
центробежных сил. Короткозамкнутая обмотка защищена от теп-
лоносителя нихромовой рубашкой, приваренной роликовой свар-
кой к бандажным кольцам и к ротору.
Клеммная система электродвигателя включает фазные выводы
л клеммную коробку.
Фазовые выводы служат для подвода электропитания к обмот-
ке статора и представляют собой токоведущие стержни, пропущен-
ные через проходной фарфоровый изолятор. Конструкция вывода
позволяет осуществить передачу электроэнергии от внешнего ис-
точника к статору без нарушения требования по плотности, предъ-
являемого к статорной полости. Питающие кабели присоединяют-
ся к фазному выводу через клемму, опирающуюся на опорный
фарфоровый изолятор, укрепленный в клеммной коробке.
В электронасосе предусмотрены две самостоятельные систе-
мы охлаждения: автономный контур и вода промежуточного кон-
тура. Система автономного контура предназначена для охлажде-
ния и смазки подшипников и снятия тепла от ротора и статора
электродвигателя теплоносителем, который при работе главного
насоса перекачивается вспомогательным колесом через холодиль-
ник, а при остановке главного насоса на горячем теплоносителе
первого контура — вспомогательным электронасосом ВЦЭН-315.
Обратный клапан при работе вспомогательного насоса автомати-
чески закрывается, и теплоноситель автономного контура цирку-
лирует с помощью рабочего колеса вспомогательного насоса.
Из холодильника теплоноситель поступает в верхнюю полость
насоса на всасывание вспомогательного колеса, проходит верхний
упорный и радиальный подшипники, роторную полость, нижний
подшипник, сверление в корпусе экрана и по сливной трубке через
обратный клапан поступает на охлаждение в холодильник.
Вода промежуточного контура подается по напорной трубе в
коллектор, из которого распределяется по трем параллельным
потокам: через холодильник автономного контура — 9 кг/с; через
175
холодильник статора — 3 кг/с; через экран статора — 0,5 кг/с. Для
охлаждения воздуха в воздухоохладителе имеется отдельная трас-
са с расходом 0,5 кг/с. Предусмотрено охлаждение обмотки ста-
тора воздухом.
Воздух по воздухопроводу нагнетается вентилятором во вход-
ной патрубок статора и распределяется через специальные сверле-
ния к верхним и нижним лобовым частям обмотки статора. Нагре-
тый воздух через фрезерованные пазы в статоре поступает к вы-
ходному патрубку и через воздухоохладитель — на всас вентиля-
тора.
Поскольку энергия от статора к ротору передается индуктивно»
через статорную перегородку, в ней возникают необратимые поте-
ри, достигающие 17 % мощности привода. Довольно большие по-
тери расходуются на трение ротора о воду. В связи с этим сум-
марный КПД электронасоса не велик — менее 69%. В ГЦН-310
суммарные потерн составляют около 560 кВт и распределяются
следующим образом: в статорной перегородке — 317 кВт; при тре-
нии о воду — 90 кВт; в обмотке статора, активном железе и рото-
ре— 153 кВт.
Герметичные насосы фирмы Westinghouse (СШЛ). Фирма
Westinghouse — одпа из первых зарубежных фирм, организовав-
ших проектирование и поставку герметичных насосов нескольких
типоразмеров для первых контуров стационарных и судовых ЯЭУ.
Установленные мощности созданных для этих целей ГЦН колеб-
лются от 35 до 1550 кВт. Для насосов этой фирмы характерны
высокая частота вращения (1800—3000 об/мин) и повышенное
(440 В, 60 Гц) напряжение питающею тока. В качестве типичной
конструкции можно рассматривать герметичный насос С-150
(рис. 3.10), рассчитанный на подачу 36 м3/ч и напор 84 м. Частота
вращения электродвигателя 3480 об/мин. Прочноплотный корпус
18 и улитка 22 выполнены из нержавеющей стали. Ротор вращает-
ся в двух графитовых гидродинамических радиальных подшипни-
ках 11 Рабочее колесо 21 разгружено от осевых гидравлических
сил, а вес вращающихся частей воспринимается пятой типа Мит-
чела 17 с рабочей поверхностью из графита. Упорные колодки пя-
ты и шейки вала радиальных подшипников направлены стеллитом.
Корпус уплотняется в улитке с помощью круглого кольца из не-
ржавеющей стали и дополнительно тороидальным уплотнением.
Кроме того, предусмотрено .место для резиновой прокладки, ис-
пользуемой при стендовых испытаниях. Всасывающим и напорным
патрубками ГЦН приваривается к циркуляционным трубопроводам
первого контура. Ротор, статорная рубашка и подшипники охлаж-
даются водой, циркулирующей по замкнутому контуру с помощью
импеллера 7, расположенного на валу ротора. Контур охлажде-
ния защищен от попадания горячей воды с напора рабочего коле-
са лабиринтным уплотнением.
Продольный разрез одного из насосов фирмы Hayward Tyler
представлен на рис. 3 2. Насос отличается от предыдущих конст-
рукций тем, что имеет двигатель с «мокрым» статором и рабочее
176
Рис. 3 10. Герметичный насос фирмы Westinghouse'
/ — подшипник- 2 — болт; 3 — герметичная статорная рубашка; 4 — рубашка ротора; 5 —
потоп- 6-нажимной лист; 7 - вспомогательное колесо; 8-крышка 9 - клеммная короб-
ка; Р/0 — электроввод; // — подшипник; /2 —обмотка; 13 — магнитол ровод; 14 змеевик.
J5 кожух; 16 — вал 17 — упорный подшипник; 18— корпус; 19— крышка. гайка,
2/— рабочее колесо; 22— улитка
колесо 14 диагональной формы. Переход от центробежного рабоче-
го колеса к диагональному связан с существенным увеличением
подачи при заданном напоре. Корпус насоса состоит из трех час-
тей 7 //и 17, прочноплотно соединенных друг с другом В про-
межуточном корпусе И предусмотрен по торну экран 12 для за-
щиты от эрозионного воздействия теплоносителя. Как правило,.
ГЦН данной фирмы имеют длинную и узкую горловину между ра-
бочим колесом 14 и направляющим подшипником 9. что объясня-
ется необходимостью эффективного снижения температуры тепло-
носителя, поступающего в виде протечек в полость статора. Из ри-
сунка видно, что ГЦН может монтироваться двигателем вниз, если
того требует компоновка ЯЭУ. Благодаря отсутствию металличе-
ской рубашки КПД двигателя несколько выше, чем у других гер-
метичных Г11Н, но все же меньше, чем у обычных двигателей.
Насос с мокрым статором. Такие насосы в СССР применения
в атомных энергетических установках не наш ш. За рубежом, со-
бенно в Англии, они применяются достаточно широко. Известным
поставщиком таких насосов является фирма Hayward Tyler.
Из-за отсутствия статорной перегородки такие насосы имеют
больший КПД, чем насосы с сухим статором. Вместе с тем статор
электродвигателя должен выполняться с применением специаль-
ных материалов:
железо статора должно быть нержавеющим пли иметь анти-
коррозионное покрытие;
обмотка должна иметь водостойкую изоляцию;
вводы тока должны быть прочпоплотными.
177
Слабым звеном в этих насосах следует признать водостойкую
изоляцию. Она имеет сравнительно низкую теплостойкость, в свя-
зи с чем особенно важно обеспечить надежное охлаждение насоса
на всех режимах его работы на установке (включая режимы стоян-
ки в «горячем» резерве).
Из всех возможных способов создания электронасосов без ста-
торной перегородки наиболее распространенными являются два
способа-
а)	заливка полости статора пластическими массами;
б)	применение провода с водостойкой изоляцией.
По некоторым данным известно, что имеются очень большие
трудности в создании электродвигателя с заливкой полости стато-
ра пластическими массами. Более перспективным является приме-
нение двигателей с использованием водостойкого провода. В этом
варианте двигателя полость статора заполнена водой, в связи с
чем меняются условия работы железа статора, обмоточного про-
вода, элсктровводов.
Для исключения загрязнения контура и исключения изменения
свойств активного железа в результате коррозии можно применять
коррозионно-стойкую сталь или обычную электротехническую
сталь с антикоррозионным покрытием. Применение нержавеющих
сталей обеспечивает необходимую чистоту контура, но они имеют
худшие в сравнении с обычной электротехнической сталью
электротехнические свойства. В табл. 3.3 приведены некоторые
Таблица 3.3. Свойства электротехнических сталей
Марка стали	Толщина листа, мм	У дельные потери в зависимости от ин- дукции, Вт/кг		Напряженно сть магнитного поля при различной магнитной продукции. Тс					
		10 000	15 000	7000	10 000	12 200	13 250	I 3 900	15 000
Э32	0,5	1,8	3,9	1,3	2,11	3,3	4,3	5	7,4
1X13	0,5	7,25	—	5	9	15	25	40	80
данные для сталей марки Э32 и 1X13. Кроме больших удельных
потерь сталь 1X13 имеет худшие магнитные свойства. Для маг-
нитопроводов желательно применение стали 1Х17Н2, которая име-
ет лучшие коррозионные свойства, чем 1X13. Более выгодно при-
менять обычные электротехнические стали с антикоррозионным по-
крытием.
Электродвигатели фирмы Hayward Tyler, активное железо ко-
торых изготовлено из нержавеющей стали марки ПК-1, близкой
по электромагнитным свойствам к стали XI7Н, имеют массу на
30 % больше по сравнению с двигателями, железо которых изго-
товлено из обычной электротехнической стали.
178
Обмоточный провод. Применяется провод с изоляцией из поли-
винилхлорида и облученного полиэтилена
Провода с изоляцией из поливинилхлорида и облученного по-
лиэтилена используются в насосах фирмы Hayward Tyler. Провода
с изоляцией из поливинилхлорида довольно гибкие, их можно сги-
бать без нарушения механической и электрической прочности ра-
диусом, примерно равным трем диаметрам провода
По данным фирмы максимально допустимая температура этих
проводов 75 °C.
По сравнению с изоляцией из поливинилхлорида провода с
изоляцией из облученного полиэтилена имеют большую жесткость
и более высокую допустимую температуру — до 90 сС.
В насосах со статорной перегородкой перекачиваемая среда
воздействует непосредственно на электроввод только в случае
нарушения герметичности статорной перегородки.
В насосе электроввод постоянно находится под воздействием
давления среды. Кроме того, вводной стержень электроввода дол-
жен иметь водостойкую изоляцию, электрическая плотность и со-
противление которой при рабочих t и р должны быть не менее
электрической плотности и сопротивления изоляции обмоточного
провода.
«Мокрый» электроввод должен обеспечивать полную герметич-
ность электронасоса на всех режимах работы в течение всего ре-
сурса. Конструкция электронасоса в «мокром» исполнении значи-
тельно упрощается по сравнению с электронасосом со статорной
перегородкой. Прежде всего упрощается технология сборки пакета
статора.
В сухих электронасосах пакет статора должен обладать высо-
кой механической прочностью, так как он полностью восприни-
мает через статорную перегородку радиальные силы, возникающие
от внутреннего давления среды. При сборке листов статора по
обычной технологии возможно образование зон с недостаточно
плотно спрессованными листами в местах, где минусовые отклоне-
ния на листах случайно совпади.
В этих зонах статорная перегородка будет испытывать значи-
тельные напряжения и может выйти из строя. Чтобы избежать
этого, сборка пакета производится по специальной сложной техно-
логии, позволяющей получать пакеты активного железа статора
высокопрочными, способными противостоять без заметных дефор-
мации очень большим давлениям жидкости.
В «мокрых» насосах нет необходимости производить сборку
пакета статора по такой сложной технологии, так как никаких уси-
лий он не воспринимает. В связи с этим технология сборки пакета
статора ничем не отличается от технологии сборки обычных элект-
родвигателей.
В «мокрых» электронасосах статор не воспринимает радиаль-
ных нагрузок, поэтому нет необходимости запрессовывать его в
корпусе электродвигателя. Статор можно устанавливать в корпу-
се «мокрого» электронасоса с зазором. Это упрощает технологию
179»
установки статора и позволяет производить замену статора в слу-
чае выхода его из строя. В насосе с сухим статором выход из строя
статора приводит к необходимости замены всего электронасоса.
Технология намотки статора «мокрого» электродвигателя до-
вольно проста. Обмотка статора выполняется методом протяжки.
Обмотка каждой фазы выполняется из цельного провода без сое-
динений. В пазовой части статора нет необходимости в дополни-
тельной изоляции. Изоляция межвитковая и относительно корпуса
обеспечивается изоляцией провода.
В лобовых частях обмотки междукатушечные и междуфазные
прокладки не устанавливаются. При намотке статора необходимо
принимать меры для предупреждения повреждений изоляции, ко-
торые в последующем могут привести к пробою.
В «мокрых» электронасосах значительно лучше организован
отвод тепла.
Если в электронасосах со статорной перегородкой тепло, об-
разующееся в электродвигателе, отводится по довольно сложному
контуру, имеющему значительное тепловое сопротивление, то в
«мокрых» насосах тепло, образующееся в обмотке и пакете стато-
ра, снимается непосредственно при контакте воды с этими эле-
ментами. Вследствие этого при одних и тех же электрических по-
терях температура обмотки в мокром электронасосе будет ниже,
чем в сухом.
3.4. ТЕПЛОВОЕ СОСТОЯНИЕ НАСОСА
Одним из факторов, определяющих надежность работы насоса,
является его тепловое состояние. В связи с этим была разработана
методика теплогидравлического расчета, которая и излагается
ниже.
Методика теплогидравлического расчета электронасоса. Для
обеспечения наде/кной работы во всех режимах практический ин-
терес представляет исследование переходных процессов, происхо-
дящих в электронасосе и определяющих его температурное поле.
С этой целью разработана математическая модель, в которой уч-
тены все основные физические процессы, определяющие темпера-
турное поле ГЦН в любой момент времени. Часть исходных пара-
метров, определяющих тепловое состояние насоса, вычисляется
предварительно по формулам, не входящим в общую систему.
При составлении математической модели принимался ряд предпо-
сылок и допущений.
Циркулирующая вода по автономному контуру осуществляет
смазку подшипников и отвод тепла, выделяющегося в рубашке
статора, железе статора, обмотке, роторе, подшипниковых узлах,
тепла за счет трепня ротора о воду, а также тепла, подводимого
извне, с последующей передачей тепла в зоне холодильника ох-
лаждающему контуру.
Схема охлаждения определяется типом холодильника и орга-
низацией подвода и отвода охлаждающей воды. Для ГЦН в основ-
180
ном применяются холодильники змеевикового типа, причем вода
автономного контура может циркулировать как внутри змеевика,
так и в межтрубном пространстве.
Выемная часть электронасоса, устанавливаемая в специальную
гидрокамеру, имеет уплотнение, препятствующее свободным пере-
течкам рабочей среды в полость между корпусом насоса и гидро-
камерой.
При работе на горячей воде при недостаточно качественном
изготовлении уплотнения возможен значительный подвод тепла на
воду автономного контура, что существенно влияет на повышение
уровня температур всего насоса.
Режимы теплового состояния электронасоса и параметры, опре-
деляющие их. Тепловые режимы работы электронасоса зависят от
целого ряда параметров, которые разделяются на внутренние
и внешние. Внутренние параметры Ga.к — расход по автономному
контуру; Q—тепловыделение в электродвигателе; бпр— протечка
перекачиваемой жидкости в автономный контур — определяются
конкретной конструкцией ГЦН и характеристиками работы элек-
тропривода.
Определяя тепловое состояние конструкции, они в свою очередь
сами зависят от этого состояния. Зависимость параметров от теп-
лового состояния в большей степени отражается на величине
тепловых потерь работающего электродвигателя и па развиваю-
щейся естественной циркуляции при остановке электронасоса.
Внешние параметры: Ttl.r— температура перекачиваемой сре-
ды; Сохл.п—расход охлаждающей воды; G?— расход естествен-
ной конвекции в районе гидрокамеры; Тохлп — температура под-
водимой охлаждающей воды — определяются конструкцией и ус-
ловиями работы всей установки в целом и могут применяться не-
зависимо друг от друга во времени или мгновенно.
Для того чтобы найти температурное поле электронасоса в
любой момент времени, т. е. чтобы решить систему дифференци-
альных уравнений, надо знать распределение температур в
электронасосе в начальный момент времени т = 0 (начальное ус-
ловие). Таким исходным начальным условием будет равномерное
температурное поле, равное температуре среды, окружающей не-
работающий электронасос.
Т (х, у, z, 0) = То = const.
Определяя температурные поля в соответствии с последова-
тельностью режимов работы электронасоса, можно получить необ-
ходимое начальное температурное поле для любого теплового ре-
жима.
Электронасос (рис. 3.11) с точки зрения теплофизики представ-
ляет собой тело сложной геометрии из неоднородного материала
с тепловыми полостями и внутренними источниками тепла, заклю-
ченное в массивную цилиндрическую оболочку (корпус). Законы
взаимодействия между средами, окружающими поверхности тела
181
Рис. 3.11. Расчетная схема герметичного насоса
1—12 — сечения по двигателю
и оболочки, могут быть заданы граничными условиями второго
рода:
7п(т) =Z(T)
и третьего рода.
W = а(Г) (Тп (т) — Тс (т)).
Зная начальные и граничные условия, можно было бы теорети-
чески решить дифференциальное уравнение теплопроводности
(уравнение Фурье для твердого тела с внутренними источниками
тепла) и получить функцию, выражающую зависимость температу-
ры в любой точке рассматриваемого ГЦП от переменных т. х, у, г.
Но аналитическое решение этого уравнения для тела со сложной
геометрией и разнообразными краевыми условиями, каким явля-
ется исследуемый электронасос, невозможно.
Для решения данной задачи применен метод «элементарных
числовых балансов», основанный на разбиении рассматриваемой
конструкции па определенные геометрические объемы. Принима-
ется, что расчетная температура находится в центре элементар-
ного объема. Применяя законы Фурье и Ньютона к составлению
тептовых балансов для элементарных объемов, на которые разбито
тело, можно получить зависимость температуры Тг(т) в элементе
от времени и граничных условий, которые действуют в условных
плоскостях разбиения. Но граничные условия в плоскостях разбие-
ния определяются тепловыми условиями в смежных элементарных
телах, поэтому температурное поле исследуемой конструкции на-
182
ходится из решения системы дифференциальных уравнений отно-
сительно dr из п уравнении (где п— число элементарных объемов).
Разбивая тело на элементарные объемы, получаем температурное
поле в определенных точках конструкции и таким образом избав-
ляемся в решении от определения зависимости температур от про-
странственных координат Т—[(х, у, г).
Окончательный результат решения для определенного отрезка
времени исследуемого теплового режима дается выражением, по
которому значение «будущего» потенциала (температуры) в дан-
ной точке (элементарном объеме) является функцией времени ее
«настоящего» потенциала и «настоящего» потенциала смежных то-
чек. Шаг по времени Лт не связан с пространственной разбивкой
рассматриваемого тела на элементарные объемы, однако его уве-
личение, снижая затраты машинного времени и время подготовки
исходных данных, увеличивает погрешность расчета. Имеется не-
которое значение ДтМакс» превышение которого недопустимо.
Физические константы материалов (коэффициент теплопровод-
ности л, удельной теплоемкости ср и удельного веса у)» характе-
ризующие перенос тепла в электронасосе, определяются по сред-
ней температуре и принимаются постоянными, так как они незна-
чительно изменяются во всем возможном интервале температур.
Так как элементарные объемы выбираются весьма малыми по
сравнению со всем объемом насоса, то справедливы следующие
допущения:
изотермические поверхности в пределах элементарного объема
представляют собой параллельные плоскости;
величина среднего за время Дт теплового потока AQ через
какую-либо поверхность пропорциональна начальному значению
температурного градиента:
AQ (Дт) = Дта (Т (-рцто) — ^(т0));
увеличение теплосодержания элемента пропорционально при-
ращению температуры в средней точке его объема:
AQi = cPt ^Tizyxy\
объемные источники тепла должны быть заменены сосредото-
ченными источниками тепла в центре элементарного объема
С учетом сформулированных выше допущений уравнение тепло-
проводности для объема с внутренним тепловыделением имеет вид
Для объема без внутренних тепловыделений последний член
в правой части обращается в пуль.
Рассмотрим элементарные объемы с движущейся жидкостью —
объемы, имеющие и металл, и жидкость.
183
Дополнительно к вышесформулнрованным допущениям для та-
кого вида объемов формулируется еще одно допущение:
тепло, вносимое массообменом из элементарного объема i—1 в
i, увеличивает теплосодержание жидкости пропорционально при-
ращению температуры в средней точке этого объема.
С учетом этих допущений имеем
-т’>+«
Для противоположного направления потока жидкости
+ <32>
Для того чтобы выполнялось последнее допущение, при кото-
р м справедливы уравнения (3.1) и (3 2). должно выполняться
следующее условие: Ат-^mi/Gi. Данное условие определяет шаг
решения всей системы.
Тепло, выделяемое от трения в подшипниках, в зазоре ротор —
статор и во вспомогательном колесе, непосредственно снимается
водой автономного контура. Принимаем, что все снимаемое тепло
идет на увеличение теплосодержания циркулирующей воды, поэто-
му в уравнения (3.1) и (3.2) при описании теплового состояния в
i-м элементе с подобным источником тепла добавляется —-— Q,
П	rr niiCP‘l
где Q — количество тепла, выделяющегося от трения. Дж.
Температурное поле статора в районе обмотки. Оно характери-
зуется распространением тепла не только в вертикальной плоско-
сти, но и в горизонтальной (см. рпс 3.11).
Так как обмотка и пазы выполнены идентично и расположение
их в статоре электродвигателя симметрично продольной оси г,
то данный участок может быть представлен эквивалентной схемой
замещения применительно к плоской задаче. Смысл эквивалентной
схемы заключается в том, что температурное поле в районе обмо-
ток статора определяется заданием эквивалентных граничных ус-
ловий, действующих на зубцы и обмотки, условно представленных
в виде сплошных цилиндров, причем обмотки расположены между
разделенным зубцом железа статора.
Элементарный объем в схеме замещения обмоток статора и
зубцов в пазу. При эквивалентной схеме замещения тепловые по-
токи между смежными элементарными объемами остаются таки-
ми же. как при радиальном расположении обмоток и зубцов, и оп-
ределяются соответствующими тепловыми проводимостями:
dTj
dx
(Tt_, — Tt) +
micpi
Qii—i
™icpi
1
184
Тепловые потери в электронасосе. Как отмечалось выше, тепло
в электронасосе выде ляется от трения в подшипниках, зазоре ро-
тор— статор и в импеллере (механические потери). Тепло также
выделяется в активных частях электродвигателя: в роторе, рубаш-
ке статора, железе статора и обмотке (электрические потери).
Механические потери при определенной конструкции ГЦН яв-
ляются функцией числа оборотов ротора и температуры воды ав-
тономного контура- /\ev = f(/i, /а.к)- Но так как интервал темпера-
тур не велик (от 40 до 70 С) и зависимость механических потерь
от изменения температур незначительна, то они определяются по
средней температуре.
Тепловые потери в активных частях определяются в специаль-
ном расчете электродвигателя. В общем случае электрические по-
тери зависят от мощности, потребляемой из сети, и температур-
ного состояния электродвигателя: РЭл=Г(Л’с, 7эЛ).
Нз анализа расчетных и экспериментальных данных видно, что
потери в рубашке и железе статора практически остаются неиз-
менными при любой температуре перекачиваемой среды Изменя-
ются потери в роторе и обмотке. В то же время тепловые расчеты
показали, что изменение потерь в роторе, рубашке и железе стато-
ра не отражается на перераспределение температурного поля
электронасоса и лишь незначительно влияет на общий уровень
температур. В связи с этим потери в железе и рубашке статора
принимаются постоянными, в роторе — средними при переходных
режимах, соответствующих выходу на установившийся режим.
Потери в обмотке являются определяющими для ее температу-
ры, поэтому они вычисляются для любого состояния двигателя в
любой момент времени. Из электрического расчета надо получить
значения потерь в обмотке в установившемся режиме работы
электронасоса на холодной и горячей воде. По электрическим по-
терям определяются температуры в отдельных частях обмотки,
затем по средней температуре вновь уточняются потери.
Электрические потери в обмотке равны Qo^ — APR тог»п-
Сопротивление обмотки определяется в зависимости от темпе-
ратуры по следующей формуле:
R(T) — R(20 C) [1 -F а(2о о (Т — 20 С)],	(3.3)
где R{T) — сопротивление обмотки при рабочей температуре;
R20 с-—сопротивление обмотки при 20 С; «20 с — температурный
коэффициент сопротивления материала обмотки; Т — рабочая тем-
пература обмотки.
Изменение тока в переходных режимах при постоянных гид-
равлических характеристиках насоса можно получить из следую-
щей зависимости:
_^!_=V3Z£/0cos<p.	(3.4)
102т][РЬл
Коэффициенты полезного действия насоса т]и. электродвигате-
ля Лэл 11 коэффициент мощности cos гр в зависимости от темпера-
185
туры перекачиваемой воды изменяются незначительно, следова-
тельно, ориентировочно можно принять
Л- = _h_.	(3.5)
>2
Для того чтобы получить соответствующие потери в переход-
ных режимах, поступаем следующим образом: расчетные потери в
обмотке при работе электронасоса на холодной Т'ис и па горячей
Г"пс воде по температурам в лобовой Тл и в пазовой Тп частях
обмотки приводим к потерям, которые соответствуют температуре
20гС в обмотке Их называют приведенными потерями:
QodM (20 С) = —------------------------------------•	(3.6)
-у- [1 + <х(Тл-2О)]+	[1 т-а(Тл-20)]
» *
Имея приведенные потери в обмотке и используя зависимости
(3.4) и (3 5), можно получить кривую изменения приведенных по-
терь во всем интервале изменения плотности перекачиваемой сре-
ды.
Закон изменения температуры перекачиваемой среды задается
дифференциальным уравнением
^'Гп.с
dr
где иУ(т) —
скорость изменения температуры среды во времени.
Задавая начальную температуру среды и скорость ее измене-
ния, можем получить значение температуры перекачиваемой сре-
ды в любой момент времени. Аналогичным образом задаются
температуры окружающей среды.
Глава четвертая
ГЛАВНЫЕ ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ С МЕХАНИЧЕСКИМ
УПЛОТНЕНИЕМ ВАЛА
Герметичные насосы в качестве ГЦН хорошо зарекомендовали
себя на установках с реакторами типа ВВЭР. Но они обладают
существенным недостатком — вследствие малых маховых масс у
них небольшой выбег при отключении (постоянная выбега
ГЦН-310 — не более 2 с). Для организации теплоотвода ог актив-
ной зоны в переходных процессах, связанных с потерей циркуля-
ции теплоносителя, для таких насосов выполнена специальная схе-
ма питания ГЦН, основанная на выделении трех независимых ис-
точников электроснабжения.
При установке инерционных насосов с механическим уплотне-
нием вала и выносным электродвигателем система питания ГЦН
значительно упрощается и не требует наличия трех независимых
источников питания. Наличие маховой массы, сцепленной с рото-
ром электродвигателя насоса, позволяет обеспечивать выбег насо-
са при потере питания во всех случаях Постоянная выбега состав-
186
ляет около 30 с. Кроме того, как уже упоминалось выше, герметич-
ные насосы имеют довольно низкий КПД. Эти обстоятельства, а
также то, что при Лт>2000 кВт возникают большие технологи-
ческие трудности при изготовлении герметичных насосов, и обус-
ловили переход па насосы с механическим уплотнением вала.
Как уже отмечалось в первой главе, конструктивная схема
ГЦН с уплотнением вращающегося вала для ЯЭУ всех типов прак-
тически сложилась: это насосы вертикального исполнения с элект-
роприводом и рабочим колесом центробежного и диагонального
типов. Вертикальный насос более компактен и доступен для об-
служивания и ремонта, чем горизонтальный. Протечки через уплот-
нение ГЦН обычно составляют от нескольких литров до несколь-
ких сотен литров в час. Применение ГЦН с уплотнением связано
в первую очередь с обеспечением высокой ремонтопригодности уп-
лотнения и его систем и сведением к минимуму последствий по-
вреждения или выхода уплотнения из строя.
Наиболее характерными отечественными механическими насо-
сами с уплотнением вала являются ГЦН-317, используемый в на-
стоящее время на блоках ВВЭР-440, ГЦН-195 для ВВЭР-1000 и
ГЦН для РБМК.
Рассмотрим их конструктивные особенности.
4.1.	НАСОС ГЦН-317
Он (рис. 4.1) представляет собой вертикальный центробежный
одноступенчатый насос с механическим уплотнением вала, кон-
сольным рабочим колесом, выносным электродвигателем и вспомо-
гательными системами, обеспечивающими нормальную работу на-
соса. Основной несущей конструкцией насоса является сварная
опорная рама, опирающаяся на три шаровые опоры, что позволя-
ет насосу перемещаться, следуя за температурным расширением
трубопроводов первою контура. На опорную раму установлен
сварной корпус 3 гидравлической части с теплоизоляционной об-
шивкой. в которой устанавливается собственно насос.
Выемная часть насоса состоит из следующих основных деталей
и узлов: вала 6, рабочего колеса 1, направляющего аппарата 2,
нажимного фланца 4, блока уплотнений 10. опорно-упорного под-
шипника 7, электромагнитного разгрузочного устройства 8, вспо-
могательного колеса 12. Герметичность разъема между корпусом
3 и нажимным фланцем 4 обеспечивается уплотнением плоской
прокладки.
К нажимному фланцу крепится направляющий аппарат, имею-
щий разъем в нижнем части для возможности съема рабочего ко-
леса без съема направляющего аппарата В расточку верхней час-
ти направляющего аппарата уложены пластины теплового барье-
ра 13, служащего для предохранения зоны подшипника 5 от попа-
дания горячей воды.
Рабочее колесо установлено консольно на валу насоса и за-
Kpei лево гайкой на конусах и шлицах. Вал насоса вращается в
187
Рис. 4.1. Общий вид ГЦН-317:
1 — рабочее колесо; 2 — направляю-
щий аппарат; 3—корпус; 4 нажим
ной фланец; 5 — подшипник; 6 — вал,
7 — опорно-уш рный подшипник; 8 —
электромагнитное разгрузочное уст-
ройство. 9 — прокладка 10 — блок
уплотнения; Л — шпилька: 12— вспо-
могательное колесо; 13 — тепловой
барьер
двух радиальных подшипниках. Нижний радиальный подшипник
скольжения смазывается и охлаждается водой автономного кон-
тура Циркуляция воды автономного контура во время работы на-
соса обеспечивается вспомогательным колесом, а во время стоян-
ки— вспомогательным насосом. Вспомогательное колесо распо-
ложено на валу под нижним радиальным подшипником. Такое
расположение вспомогательного колеса служит дополнительным
барьером для предотвращения попадания горячей воды в нижний
радиальный подшипник. Верхний радиальный подшипник ском-
понован в одном корпусе с упорным, воспринимающим осевые
усилия, возникающие из-за разности давления основного контура
и окружающей среды. Рабочая среда опорно-упорного подшипни-
ка 7 —масло, которое подается к подшипнику по трубопроводам
188
от вынесенной в обслуживаемые помещения масляной системы.
Для снижения осевых нагрузок и обеспечения запуска электродви-
гателя при полном давлении в первом контуре в верхнем части
корпуса опорно-упорного подшипника установлено электромагнит-
ное разгрузочное устройство 8. Обеспечение соосности верхнего и
нижнего радиальных подшипников достигается за счет совместной
расточки корпусов опорно-упорного подшипника и корпуса уплот-
нения с последующей фиксацией их радиальными штифтами.
Блок механических уплотнений состоит из корпуса, который
объединен с нижним радиальным подшипником двумя основными
ступенями гидростатического типа, а также разделительной и кон-
цевой ступенями торцевого типа.
Электродвигатель установлен на специальной подставке, опи-
рающейся на нажимной фланец насоса. Подшипник электродвига-
теля смазывается от единой масляной системы насосов. Вращение
ротора электродвигателя передается валу насоса через зубчатую
муфту.
В гидравлическую часть насоса входят сварной корпус с нагне-
тательным и всасывающим патрубками, а так?ке проточная часть,
состоящая из рабочего колеса, направляющего аппарата и сбор-
ной камеры. Для предотвращения перемещения корпуса насоса в
случае разрыва трубопроводов первого контура на нем предусмот-
рены опорные поверхности для передачи сил на специальные упо-
ры. размещенные в боксе. Для улучшения сборки отъемной части
с корпусом насоса лабиринтное кольцо, разделяющее полость
нагнетания с полостью всасывания, выполнено самоустанавлива-
ющимся. Рабочее колесо—центробежное, закрытого типа, с ло-
патками двоякой кривизны — выполнено литым. Ступица рабочего
колеса имеет центрирующие конуса, что обеспечивает беззазорную
посадку рабочего колеса на вал независимо от температуры окру-
жающей среды. Рабочее колесо крепится па валу’ при помощи
эвольвентных шлицев, а в осевом направлении — гайкой-обтекате-
лем
Направляющий аппарат выполнен литым с приваренным дис-
ком Рабочие каналы образованы спрофилированными лопатками.
Направляющий аппарат крепится на нижней части нажимного
фланца. Для разделения полости всасывания и сборной камеры
(полость нагнетания) установлен переходник, который крепится
к диску направляющего аппарата.
Нажимной фланец с элементами уплотнения главного разъема
служит крышкой корпуса насоса, герметичность которого дости-
гается уплотнением плоской прокладкой Затяжка главного разъе-
ма осуществляется ганками через пакеты тарельчатых пружин,
обеспечивающих уплотнения при переходных тепловых режимах.
Механическое уплотнение вала (рис. 4 2) предназначено для
предотвращения попадания воды первого контура из насоса и
представляет собой блок, состоящий из корпуса 3, который объе-
динен с корпусом нижнего радиального подшипника 1, двух ос-
новных дросселирующих ступеней гидростатического типа 14, 15,
189
ит из корпуса 11, в который
го графита, удерживающееся
Рис. 4.2. Механическое уплотнение вала:
/ — корпус нижнего радиального подшипника;
2 — радиальный подшипник; 3 — корпус; 4 —
разделительная ступень уплотнения; 5 — коль-
цо; 6 — втулка; 7 — вал; 8— концевая ступень
уплотнения; 9 — резиновая прокладка; 10 — пру-
жины; 11 — корпус статорного элемента; 12 —
статорный элемент; 13 — роторный элемент;
14,	15 — основные дросселирующие ступени
гидростатического типа; 16 — установ' чное коль-
цо
разделительной ступени торцового
типа 8 и радиального подшипника 2.
Основные дросселирующие сту-
пени уплотнения гидростатического
типа одинаковы и состоят из двух
основных элементов: статорной — с
невращающимся элементом уплот-
нения и роторной — с вращающим-
ся. Статорный элемент 12 может пе-
ремещаться по оси и поджиматься
к роторному элементу 13 пружина-
ми 10. Ограничитель удерживает
этот элемент от вращения. Для уст-
ранения перетечек воды по зазору
между корпусом и статорным эле-
ментом установлена резиновая про-
кладка 9. Статорный элемент состо-
вставлево кольцо из силицированно-
в корпусе установочным кольцом 16
Уплотнение кольца из силицированного графита в корпусе осуще-
ствляется резиновым кольцом. Опорные торцевые поверхности
кольца и корпуса взаимно притираются. Роторный элемент состоит
из корпуса 14, на наружной поверхности которого установлена сет-
ка, выполняющая функцию фильтра. В корпус вставлено кольцо
из силицированного графита, которое удерживается от выпадения
при сборке и разборке установочным кольцом. Уплотнение кольца
из силицированного графита в корпусе осуществляется резиновым
кольцом.
Стыковочные торцевые поверхности корпуса взаимно притира-
ются. На торцевой поверхности кольца выполнены по окружности
четыре канавки с четырьмя отверстиями, выходящими на наруж-
ную цилиндрическую поверхность. При подаче запирающей воды
в уплотнение она проходит через жиклеры в канавки на торцевой
поверхности кольца и отжимает статорный элемент уплотнения на
величину рабочего зазора (10 мкм), обеспечивая смачивание ра-
бочих поверхностей и протечку запирающей воды через зазор.
Отжатие статорного элемента происходит при давлении 1,5—
2 МПа. Разделительная ступень уплотнения 4, так же как и гид-
ростатические ступени, состоит из статорного и роторного элемен-
тов, уплотнительного кольца и пружин. Отличие состоит в том, что
190
статорный элемент разделительной ступени находится в непосред-
ственном контакте с роторным элементом. Для обеспечения смачи-
вания трущихся поверхностен рабочий поясок кольца выполнен в
виде эллипса. При такой конструкции уплотнения при перепаде
давления до 2 МПа протечка запирающей воды в контур не превы-
шает 200 л/ч. Концевая ступень уплотнения 8 также состоит из
корпуса, статорного и роторного элементов, пружин и уплотняю-
щего кольца Па всех режимах работы уплотнения статорный эле-
мент находится в непосредственном контакте с роторным элемен-
том уплотнения. При нормальной работе насоса (7’ = 543 К. Р =
= 14,0 МПа) и давлении гидроиспытаний (Р= 19,5 МПа) протечка
через концевую ступень не превышает 50 л/ч. При нормальной ра-
боте уплотнения давление между гидростатическими ступенями
распределяется поровну. При выходе из строя одной из гидростати-
ческих ступеней оставшаяся будет дросселировать перепад давле-
ния, сохраняя свою работоспособность. При этом расход органи-
зованных протечек возрастет в 2 раза.
Нижний подшипник скольжения предназначен для восприятия
радиальной нагрузки и является нижней опорой вала. Подшипник
изготовлен из специальной пресс-массы. по которой работает по-
саженная на вал втулка, изготовленная из стали 2Х17Н2Б-111 с
поверхностной термообработкой током высокой частоты. Подшип-
ник смазывается и охлаждается водой, циркулирующей в системе
автономного контура.
Осевые и радиальные усилия, действующие на вал насоса,
воспринимаются и радиально-осевым подшипником, выполненным
отдельным узлом (рис. 4.3). Подшипник состоит из корпуса /,
упорного гребня 3, верхнего 4 и нижнего 7 упорных колец, ради-
ального подшипника 5, поддона. Упорный гребень, выполненный
совместно с шейкой радиального подшипника, установлен на валу
на двух цилиндрических поясках и прижимается гайкой в осевом
направлении. Крутящий момент от упорного гребня на вал насоса
передается через шлицевое соединение втулки с валом насоса.
Осевые усилия, действующие на вал насоса, через упорный гре-
бень передаются на упорные колодки, которые опираются на ры-
чажную балансирную систему типа «Кингсбери», обеспечивающую
равномерное распределение нагрузки между колодками. Упорные
колодки выполнены составными и имеют рабочий слой из баббита
Б-83 толщиной 3 мм. Для улучшения образования масляного кли-
на точка опоры колодок имеет смещение от центра колодки в сто-
рону выходной кромки. Рычажная система с упорными колодками
и обоймой собрана в упорное кольцо. В корпусе радиально-осево-
го подшипника установлены два упорных кольца: верхнее, воспри-
нимающее осевые силы, действующие вверх, и нижнее при обрат-
ном направлении осевых сил. Радиальное усилие воспринимается
радиальным подшипником, представляющим собой опорную ци-
линдрическую втулку с заливкой баббитом Б-83.
Центровка радиального подшипника осуществляется по узкому
кольцевому пояску, который обеспечивает его самоустановку по
191
Рис. 4.3. Радиаль-
но-осевой подшипник
1 — корпус, 2 — колод-
ка; 3 — упорный гре-
бень; 4 — верхнее упор-
ное кольцо; 5 — ради-
альный подшипник,
6 — корпус электромаг-
нитного разгрузочного
устройства; 7 — ниж-
нее упорное кольцо.
8 — разгрузочный диск,
9 — втулка; 10 — коль-
цо; 11 — муфта; 12—
прокладка; 13 — цап-
фы; 14 — храповое коль-
це
шейке упорного подшипника. Для предотвращения от перемеще-
ния радиальный подшипник закрепляется двумя штифтами. Пита-
ние его производится под давлением турбинным маслом, которое
дросселируется до атмосферного давления при сливе из полости
подшипника. Все масло отводится через единый сливной патру-
бок. Регулирование давления в полости подшипника производится
дросселем. Конструкция сливного бачка обеспечивает аварийную
подпитку маслом упорных колодок при обесточивании.
Для обеспечения запуска электродвигателя насоса при пол-
ном давлении в первом контуре, а также для обеспечения работы
упорного подшипника на номинальной нагрузке в верхней части
опорно-упорного подшипника установлено электромагнитное раз-
грузочное устройство, создающее на роторе усилие (15-?-20) • 104 Н,
направленное вниз (см. рис. 4.3). Электромагнитное разгрузочное
устройство состоит из разгрузочного диска 8 и корпуса 6 с электро-
катушкой. Разгрузочный диск установлен на гребне опорного под-
192
шиппика на двух шпонках и прижимается к гребню через зубча-
тую втулку муфты 11 кольцом 10. Корпус электромагнита — цель-
нокованый. изготовлен из магнитной углеродистой стали, установ-
лен на корпус опорно-упорного подшипника и одновременно слу-
жит для пего крышкой. Имеется подвод и отвод охлаждающей во-
ды холодильника, установленного в корпусе электромагнита.
В корпус холодильника укладываются две электрокатушки, после-
довательно соединенные между собой. Катушки изолированы ми-
калентой и стеклотканью. Электромагнит питается постоянным то-
ком Питание подводится к клеммнику, установленному на корпусе
электромагнита.
С целью предотвращения обратною вращения вала при оста-
новке резервирования насоса установлено стопорное устройство,
представляющее собой храповой механизм.
Оно состоит из храпового кольца 14, установленного на корпусе
электромагнита и двух кулачков, свободно вращающихся на осях,
закрепленных в цапфах, диаметрально расположенных на разгру-
зочном диске 13. При прямом вращении вала насоса центробежная
сила выводит кулачки из зацепления с храповым колесом, и про-
исходит свободное вращение вала. При остановке вала кулачки
под действием собственного веса входят в зацепление с храповым
кольцом и стопорят вал при обратном вращении. Ниже представ-
лены основные параметры ГЦН-317:
Температура теплоносителя,	К ...................................... 543
Давление на входе. МПа........................... ...	.	12,5
Расчетное давление на прочность, МПа ............................... 14
Расчетная температура, К	....................................... 608
Напор, МПа ..................................................... 0,400±0,025
Л1ошность, потребляемая электронасосом из сети на горячен
воде, кВт....................................................   Не	более 1400
Мощность, потребляемая электронасосом из сети на холодной
воде, кВт . .	..................................... Не более 1600
Число оборотов (синхронно), об/мин........................ .	1500
Направление вращения вала ГЦН-317 со стороны электродвига-
теля .	.................................................По часовой стрелке
Организованные прогечки запирающей воды после основных
ступеней уплотнения (на всех режимах работы АЭС), кг/с .	(7,5 :-45)-10~2
Протечки запирающей воды в контур (на всех режимах работы
АЭС), кг/с ............................................. 0-8-10-2
Свободный слив запирающей воды после концевого уплотнения
(на всех режимах работы АЭС), кг/с . •...................... 0—9-10~3
Давление на всасывании сверх упругости паров (на всех режи-
мах работы АЭС). МПа ......	. .	.	... Не менее 1
Гидравлическое сопротивление трассы воды промежуточного
контура. МПа....................................................Не	более 0,25
и трав, п чес кое сопротивление контура технической воды, М а Не более 0,15
Расход турбинного масла на смазку радиально-осевого подшип-
ника. КГ/С......................: .......................... 3,5-10“4
В том числе на электродвигатель, кг/с  .................... 0,7* 10“1
Система автономного контура предназначена для охлаждения
и смазки нижнего радиального подшипника. Вода автономного
7 Зак. 812	!93
контхра охлаждается в холодильнике водой промежуточного кон-
тура. Прп остановке насоса, во время резерва, циркуляция водь?
автономного контура обеспечивается вспомогательным насосом.
При работе главного насоса вспомогательный насос отключается.
При перерыве в подаче запирающей воды в блок уплотнений по-
дается вода из автономного контура. Система автономного контура
размещается и крепится непосредственно на насосе в надпалуб-
ном помещении и перемещается вместе с ним при температурных:
деформациях первого контура
Система запирающей воды. Запирающая вода потается в уплот-
нения от станционной системы спецводоочистки с давлением на
0,2—0,5 МПа выше давления па напоре насоса на всех режимах
работы АЭС. В случае аварийного перерыва подачи запирающей
воды в уплотнения подается вода автономного контура.
Система промежуточного контура. Вода промежуточного конту-
ра подается в объеме 42 м3/ч с температурой /с45 С и давлением
Р = 0,34-0,6 МПа на холодильники запирающей воды и воды ав-
тономного контура, охлаждение электродвигателя и электромаг-
нитной загрузки. Холодильники воды автономного контура и за-
пирающей воды представляют собой единую конструкцию, состоя-
щую из четырех U-образных секций, соединенных последовательно
по воде промкоптура.
Система технической воды. Техническая вода подается на мас-
лоохладители масляной системы в объеме 10 м3/ч и с /=15ч-33°С
при давлении 0,3—0,6 МПа от систем АЭС Во время работы мас-
ляной системы работает один из маслоохладителей. Температура
масла регулируется изменением расхода технической воды при по-
мощи вентилей, расположенных на выходе воды из маслоохлади-
телей.
Система маслоснабжения насосов состоит из масляных станции,
системы трубопроводов, арматуры и аппаратуры КИП н автомати-
ки и обеспечивает питание масляных подшипников турбинным
маслом. Одна масляная станция обеспечивает маслом три насоса
и включает в себя один масляный бак емкостью 8 м3, три масля-
ных электронасоса, три фильтра, два маслоохладителя, перепуск-
ной трубопровод и арматуру. С целью повышения надежности ра-
боты предусмотрено резервирование оборудования. Все детали на-
соса выполнены из нержавеющей аустенитной стали.
4 2 ГЛАВНЫЙ ЦИРКУЛЯЦИОННЫЙ НАСОС АЭС С ВВЭР-1000
Этот насос (рис. 4.4)—самый крупный по подаче (20 000 м3/ч)
и потребляемой мощности (5000 кВт) отечественный насос с уп-
лотнением вала, сконструирован для V блока НВАЭС с водо-во-
дяным реактором под давлением электрической мощностью
1000 МВт. В состав ГЦП входят: гидравлическая цельнолитая
улитка, выемная часть, электродвигатель с верхней проставкой,
маслоспстема и система технической воды. Несущей конструкцией
насоса является сварнолитая кольцевая рама с тремя опорными
194
Рис. 4 4. Главный цир-
куляционный насос
ВВЭР-1000:
1 — опорные лапы; 2—
кольцо; 3 — электродвига-
тель; 4 — вал электродви-
гателя. 5 — маховик: 6 —
торсионный вал; 7 — по-
лумуфта: 8 — опорно-упор-
ный подшипник; 9 — крон-
штейн нижней проставки;
10 — уплотнение; 11 — ниж-
ний ’подшипник: 12 — вал
насоса:	13 — рабочее ко-
лесо; 14 — бак насоса
лапами 1. Насос устанавливается лапами на фундаменте подвиж-
но на шаровых опорах, что позволяет ему перемешаться, следуя за
температурными деформациями циркуляционного трубопровода, в
пределах до 80 мм. Бак насоса 14 с гидравлической частью опу-
щен под биологическую защиту, а выемная часть и электродвига-
тель 3 размещены внутри бокса, доступного для периодического
кратковременного наблюдения за ГЦН во время работы реактора
на мощности.
Валы насоса 12 и электродвигателя 4 соединены с помощью
шлицевых полумуфт 7 и торсионного вала 6. На нижнем конце
вала электродвигателя расположен маховик 5. Вал насоса враща-
7*	195
ется в двух подшипниках: нижний — гидростатический, с питанием
контурной водой от вспомогательного импеллера, верхний—ради-
ально-упорный, на масляной смазке. В верхней части упорного
подшипника установлено храповое антиреверснвное устройство.
Крутящий момент от электродвигателя к насосу передается
торсионной муфтой 7. Торсионная муфта заливается маслом тур-
бинным Т22 через специально предусмотренное отверстие. Мате-
риал торсиона — сталь 38ИЗМА. Для защиты от нейтронного про-
стрела в районе улитки на фундаментной раме устанавливается
кольцо толщиной 315 мм из стали 35Л. Перекрывающее кольцо
толщиной 300 мм совмещено с нижней проставкой насоса и слу-
жит основанием для установки кронштейнов нижней проставки.
Блок уплотнения, скомпонованный в три ступени, — торцевого-
гидростатического типа. Для питания уплотнения запирающей чис-
той водой предусмотрен специальный контур с подпиточными на-
сосами высокого давления и фильтрами-гидроцпклонамп для
очистки воды от механических частиц величиной более 10—20 мкм.
В аварийных режимах питание упчотнения обеспечивается контур-
ной водой с напора рабочего колеса 13 через специальный холо-
дильник. Уплотняющие пары выполнены из силицированного гра-
фита СГП, а остальные детали насоса — из нержавеющей стали
10Х18Ы9Т. Насос имеет достаточно длительный выбег. Через 30 с
после отключения насоса подача его снижается всего в 2,7 раза.
4.3. НАСОСЫ АЭС С РЕАКТОРОМ РБМК
Насос предназначен для создания циркуляции теплоносителя
в первом контуре ядерных энергетичексих установок большой мощ-
ности с кипящим реактором типа РБМК-
Собственно насос (рис. 4.5) состоит из бака 4 и выемной час-
ти 8. Насос имеет верхний радиально-осевои подшипник скольже-
ния 13 на масляной смазке и нижний гидростатический подшип-
ник, питающийся с напора собственного рабочего колеса. Между
верхним и нижним подшипниками расположен узел уплотнения
вала 10, предотвращающий выход теплоносителя в обслуживаемое
помещение. Для уменьшения осевой силы в заколесной полости
предусмотрена разгрузочная камера, соединенная с всасыванием
насоса специальным трубопроводом с запорной задвижкой
Для обеспечения необходимого выбега насоса при обесточива-
нии на валу электродвигателя установлен маховик. Бак насоса
является опорой выемной части и соединяется с ней при помощи
накидного фланца и шпилек. Выемная часть уплотняется в баке
с помощью медной самоуплотняющейся прокладки.
Бак насоса представляет собой сварную конструкцию из тепло-
устойчивой перлитной стали, внутренняя поверхность которой по-
крыта нержавеющей наплавкой. К нему приварены опорные лапы,
с помощью которых бак крепится к фундаментной раме Выемная
часть насоса состоит из крышки с горловиной 7, верхнего ради-
ально-осевого подшипника 13, вала, рабочего колеса 2, направля-
ло
Рис. 4.5. ГЦН ДЛЯ АЭС с
РБМК:
I__диск прижимной; 2 —
рабочее колесо; 3 — направ-
ляющий аппарат; 4 — бак
насоса; 5 — промежуточная пли-
та. $—прокладка; 7—крышка
с ' горловиной; 8— выемная
часть; 9 — корпус: 10 — уп-
лотнение вала; И, 25 — слив
масла из подшипника; 12 —
корпус подшипника 13 — ра-
диально-осевой подшипник,
— подача масла в ра-
диально-осевой подшипник;
16, 19 — вода из уплотнения:
;7 — слив	водо-масляной
эмульсии; 18—вода в уп-
лотнение
ющего аппарата 3 и корпуса 8 Крышка с горловиной представля-
ет собой сварную конструкцию из теплоустойчивой перлитной ста-
ли и включает в себя гидростатический подшипник и концевое
уплотнение вала. Внутренние поверхности крышки с горловиной
наплавлены нержавеющей сталью. Гидростатический подшипник
представляет собой втулку из стали 1X13, в которой имеется 12
несущих камер. Вода в ГСП подается через гндроциклон с напора
насоса. Уплотнение вала конструктивно выполнено из двух уплот-
нении: уплотнения с плавающими кольцами на высокое давление
10 и концевого торцевого уплотнения на низкое давление.
197
Уплотнение с плавающими кольцами включает в себя девять
колец, установленных в корпусе и свободно «плавающих» под
действием гидростатических сил. Кольца изготовлены из стали
3X13, втулка вала из стали 4X13. Торцевое уплотнение представля-
ет собой пару трения из двух колец (графит — сплав ВЖЛ-2).
Неподвижное графитовое кольцо закреплено в корпусе, а вращаю-
щееся кольцо посажено на вал насоса. В уплотнение подается за-
пирающая вода с давлением, превышающим давление перекачи-
ваемой среды. Некоторая часть запирающей воды через два ниж-
них плавающих кольца проходит внутрь насоса. Основной расход
уплотняющей воды через семь колец попадает в камеру перед тор-
цевым уплотнением, откуда возвращается в систему, питающую
уплотнение. Протечки через торцевое уплотнение отводятся безна-
порным сливом.
Радиально-упорный подшипник состоит из направляющего
подшипника и пяты. Втулка направляющего подшипника изготов-
лена из углеродистой стали с наплавкой поверхности баббитом
марки Б-83. Пята вместе с валом опирается своей опорной поверх-
ностью на подпятник, состоящий из восьми колодок, воспринимаю-
щих нагрузку, направленную вниз, а также из восьми колодок,
воспринимающих нагрузку, направленную вверх. Самоустанавли-
вающиеся колодки своими ребрами опираются на рессоры, способ-
ствующие более равномерному распределению нагрузки по колод-
кам. С целью лучшего теплоотвода колодки выполнены из оловя-
нисгой бронзы БрОФ-Ю-1. Рабочие поверхности колодок наплав-
лены баббитом Б-83. Система смазки радиально-упорного подшип-
ника— циркуляционная с фильтрацией и охлаждением масла.
Вал насоса — цельнокованый из стали 2X13. Рабочее колесо —
закрытого типа с лопатками двойной кривизны, выполнено свар-
ным из двух частей диска с лопатками и диска покрывного. Диск
с лопатками, диск покрывной и направляющий аппарат 3 выпол-
нены из нержавеющей стали 10Х18Н9ТЛ. Направляющий аппарат
совместно с покрывным диском и промежуточной плитой 5 крепит-
ся к крышке с горловиной при помощи шпилек. Промежуточная
плита центрируется на крышке с горловиной радиальными шпон-
ками, которые обеспечивают тепловые расширения промежуточной
плиты без нарушения соосности деталей проточной части относи-
тельно крышки с горловиной.
Корпус, изготовленный из стали 25Л, служит опорой верхнего
радиально-осевого подшипника, а также станины электродвигате-
ля. Для обеспечения необходимой скорости разогрева насоса (в
случае пуска насоса, находящегося в холодном резерве) и расхо-
лаживания (в случае вывода насоса в ремонт) предусмотрена
специальная система разогрева-расхолаживания. В модернизиро-
ванном насосе применено торцевое уплотнение вала, работающее
с весьма малым (доли микрона) зазором в подвижной уплотни-
тельной паре. Применение торцевого уплотнения с протечками
50 л/ч вместо уплотнения плавающими кольцами значительно
сократило и упростило вспомогательные системы агрегата.
198
Рис. 4.6. Антирсвсрсивное устройство:
1 — маховик: 2 — вал электродвигателя; 3. 11 — шпонка; 4 — храповик; 5 — станина элек-
тродвигателя; 6 — пакет рессор; 7 — кольцо зубчатое; 8 — полумуфта верхняя; 9 — резино-
вый вкладыш; 10—полумуфта нижняя; 12 — торсион
Для предотвращения обратного вращения ротора ГЦН при не-
срабатывании (зависании) обратного клапана на его нагнетании
предусмотрено аптиреверсивное (стопорное) устройство. Необхо-
димость введения аитнреверспвного устройства вызвана следую-
щими причинами:
радиальные и упорные масляные подшипники электродвигателя
не рассчитаны па работу при обратном вращении ротора;
пуск насоса при вращающемся в обратную сторону роторе не-
допустим из-за перегрузки электродвигателя.
Аптиреверсивное устройство (рис. 4.6) работает следующим
образом. При пуске насоса храповик 4, закрепленный на оси в
углублении маховика 1, за счет центробежной силы выходит из
зацепления с зубцами кольца 7 и перемещается в крайнее верхнее
положение в углуби ении маховика. При трогании ротора электро-
двигателя в обратную сторону храповики не выходят из зацепле-
ния с зубчатым кольцом, так как зубцы последнего имеют скос
только в сторону нормального вращения ротора. На наружной ци-
линдрической поверхности зубчатого кольца предусмотрены четыре
паза, которыми оно входит в зацепление с четырьмя пакетами уп-
руг lx элементов — рессор 6, воспринимающих крутящий момент
от ротора при обратном потоке воды через насос и способствующих
более равномерному распределению нагрузки и смягчению удара
в момент зацепления.
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к насо-
су используется эластичная муфта с резиновыми вкладышами (см.
рис. 4.6) или зубчатая муфта с торсионом (рис. 4.7). Зубчатое ко-
лесо 1 устанавливается на вал насоса 9 п соединяется с ним при
помощи шпонки. Втулка 6 входит в шлицы торсиона 8, второй ко-
нец которого закреплен внутри вала электродвигателя. Обойма 4,
имеющая на внутренней поверхности зубья, входит в зацепление
с зуоьями колеса и крепится к втулке болтами 3. Таким образом,
передача крутящего момента осуществляется через гибкую связь —
торсион и далее через зубья обоймы и колеса. С целью облегчения
199
Рис. 4 7. Муфта соединительная
/ — кольцо зубчатое; 2 — уплотнение саль-
никовое; 3 — болт, 4 — обойма; 5 — полость,
заполненная маслом; 6 — втулка; 7—вал
электродвигателя, S — торсион; 9— вал на-
соса
Рис. 4.8. Принципиальная гидравличе-
ская схема реактора РБМК:
1 — ГЦН; 2 — напорный коллектор; 3 — ре-
актор, 4 — паросепаратор; 5 — опускные тру-
бы; 6 — всасывающий коллектор; 7 — обрат-
ный клапан; 3 — регулирующая арматура
условий работы зубчатого соединения полость 5 муфты заполня-
ется смазкой. Для предотвращения вытекания смазки в нижней
части муфты установлено уплотнение 2. Колесо зубчатое и обойма
выполнены из стали 39Х2М0А, а втулка — из стали 40Х. Материал
торсиона — сталь ОХНЗМ
Электродвигатель оборудован маховиком 9, благодаря чему
обеспечивается такой темп падения частоты вращения ГЦН после
его обесточивания, который необходим для надежного охлаждения
реактора во всех эксплуатационных режимах. Под маховиком рас-
положен кольцевой электромагнит 8, который вместе с устрой-
ством для питания электромагнита и силоизмерительным тензо-
метрическим устройством, определяющим действующую на ради-
ально-упорный подшипник осевую силу, образует систему элек-
тромагнитной разгрузки этого подшипника от осевой силы. Нали-
чие такой системы позволило использовать в электродвигателе
ГЦН радиально-осевой подшипник с очень компактной встроенной
масляной системой вместо обычно применяемых в ГЦН упорных
подшипников колодочного типа.
200
Насос допускает нормальную работу при изменении темпера-
туры теплоносителя от 20 до 284 С при избыточном подпоре на
всасывании, равном 23 м вод. ст. Принципиальная гидравлическая
схема контура, в котором работают насосы, приведена на рис. 4.8.
При работе реактора 3 на выходе из активной зоны образуется
пароводяная смесь. В сепараторе 4 происходит сепарирование па-
ра от воды. Пар идет на турбины, а отсепарированная вода на
линии насыщения — в опускные трубы 5. В опускные трубы пода-
ется также питательная вода с температурой около 160°C в коли-
честве. равном расходу пара из турбины. В результате этого на
всасывание насоса 1 приходит вода, недогретая примерно па 14 С.
Выбор числа оборотов насоса определяется принятой схемой
насоса и располагаемым кавитационным подпором, который при
отсутствии питательной воды равен
Д^расп = Д^вс»
где AZ — разность отметок уровня в сепараторе и осн рабочего ко-
леса; Л/?п<- — гидравлическое сопротивление всасывающей трассы
от уровня в сепараторе до входа в колесо.
Выбор частоты вращения. При выборе числа оборотов насоса
обычно принимаются во внимание габариты рабочих органов, ско-
рости течения воды в проточной части и кавитация Для насоса
IIBII-7 основное ограничение на число оборотов агрегата наложи-
ло явление кавитации
В табл. 4.1 приведены значения кавитационного подпора, под-
Таблица 4.1
Кавитационный запас	Частота вращения, об/мин		
	750	1000	1500
Критический ДЛКр, м Допустимый А/гдоп, -м	12,0 15,6	17,0 22,0	28,0 36,5
считанные для различных чисел оборотов по формулам:
критический подпор
А/г = юЛг
допустимый подпор
Д^ДОП - ЪЗДЛщ,,
где п— частота вращения, об/мин; Q = 800 м3/ч— номинальная
подача насоса; с = ]ООО — кавитационный коэффициент быстроход-
ности. По условиям работы насоса в системе ДЛдОП = 23 м.
201
Как видно из табл. 4 1, кавитационном)' подпору удовлетворяет
насос с частотой вращения д=1000 об/мин, которая’и принята за
номинальную для насоса.
Коэффициент быстроходности насоса
п8 = 3,65-^-2-
60Д#/<
= 102.
Выбор геометрии насоса и расчет основных характеристик.
На стадии предварительного проектирования агрегата выбраны
габариты рабочих органов (проточной части) насоса, в соответст-
вии с которыми можно выбрать размеры модельного насоса.
В частности, коэффициент моделирования принят равным 4,5. При
отработке проточной части обычно испытывают несколько модифи-
кации рабочих колес и направляющих аппаратов, что позволяет
выбрать вариант проточной части насоса и уточнить ранее приня-
тые геометрические размеры рабочих органов. Геометрия проточ-
ной части насоса и его основные характеристики получены пересче-
том с модели.
Отношение линейных размеров натуры и модели
Основные геометрические размеры элементов проточной части
модели и натуры (в мм) приводятся в табл. 4.2.
Влияние технологии изготовления рабочего колеса на ха-
рактеристику напор — подача. Как известно, характеристики
Таблица 4.2. Основные геометрические размеры модельных и натурных
насосов, мм
Характеристика	Модель	Натура
Входной диаметр колеса	110	630
Приведенный входной диаметр	130.4	587
Число лопастей в колесе	/	“7 /
Выходной диаметр колеса	278	1280
Диаметр верхнего лабиринта	163	735
Диаметр нижнего лабиринта	160	720
Радиальный зазор в лабиринте	0,3	0,8-1,0
Длина ребер в заколссной полости	51	230
Высота ребер	5,5	25
Конечный диаметр ребер	278	1270
Число ребер	8	6
Начальный диаметр лопаток НА	311	1400
Высота лопаток НА	29	130
Число лопаток НА	8	8
Выходная ширина капала НА в плане	19,1	86
Диффузорноегь каналов НА	о	2
202
Рис. 4.10. Характеристики насоса без при-
вода (ротор неподвижен):
И — сопротивление проточной части насоса;
Л1Г—момент сопротивления: 1 — прямой ток
жидкости; 2 — обратный ток жидкости
Рис 4 9. Влияние технологии
изготовления рабочего колеса
насоса ЦВН 7 иа характери-
стику:
1 — теоретическая характеристика
Q — Н; 2 — характеристика Q — Н
при увеличении ширины колеса
на 2 мм и выходного угла лопасти
на 2’ 3. 4 — минимальная и мак-
симальная характеристика Q—И
по результатам испытаний восьми
серийных насосов
Рис. 4.11. Характеристики насоса без при-
вода:
п — частота вращения; Н с — сопротивление про-
точной части насоса; 1 — прямой ток жидко-
сти; 2 — обратный ток жидкости
Н—Q насосов, изготовленных по одним и тем же чертежам, отли-
чаются одна от другой технологическими допусками. В насосе с
направляющим аппаратом наибольшие допуски имеет рабочее ко-
лесо. Поэтому опо, главным образом, определяет отклонение ха-
рактеристики И — Q от номинального значения. В рабочем же
колесе основное влияние на напор оказывают выходные размеры:
ширина канала Ь2 и угол лопасти р?-
Оценка влияния отклонений Ь2 и р2 от расчетных значений на
характеристику напор — подача насоса проведена по [8]. Резуль-
таты расчета максимально возможных отклонений характеристик
Н — QJ вызываемых технологией изготовления рабочих колес,
представлены па рис. 4.9.
Характеристики насоса оез привода. Такими характеристиками
являются: зависимость гидравлического сопротивления, момента
сопротивления и частоты вращения насоса от расхода жидкости
через него.
При неработающем приводе движение жидкости через насос
203
возможно как в прямом (режим естественной циркуляции), так и
в обратном (отказ обратного клапана) направлении. При токе
жидкости в обратном направлении незаторможенный насос рас-
кручивается в противоположную от нормальной сторону.
Указанные выше параметры обычно получают по данным испы-
таний модели проточной части и представляют в относительных
величинах (рис. 4.10, 4.11):
Q Нс Мс п
9	9	Ж	*
Фном ^НОМ	лном
Из рис. 4.10 видно, что сопротивление заторможенного насоса
при обратном потоке воды меньше, чем вращающегося. Это озна-
чает, что при незакрытнн обратного клапана от работающих аг-
регатов через заторможенный насос пойдет больший расход, чем
через свободно вращающийся.
Пусковой момент насоса. Пусковой момент определяется
режимами пуска насоса.
Нормальный пуск — пуск при низком давлении на всасыва-
нии (холодная вода).
Пусковой момент Aft определяется по формуле
= fPr,
где Р = 300 кге— вес ротора насоса; f = 0,2— коэффициент трения
в упорном подшипнике; г=0,2375 м — средний радиус колодок
упорного подшипника.
Пуск из горячего резерва — пуск при номинальном давлении
на всасывании (Pi = 72 кгс/см2).
Пусковой момент Af0 в этом случае определяется по формуле
= fTj,
где Т[ =29 500 кге — осевая сила с учетом веса ротора (направлена
вверх), обусловленная давлением на всасывании при диаметре ва-
ла под уплотнением 0,24 м.
Пуск из турбинного режима. На АЭС насосы параллельно объе-
динены в группы. На напорных ветках последних установлены об-
ратные клапаны, которые могут «зависать». Вследствие этого че-
рез выключенный или вышедший из строя насос появляется допол-
нительная циркуляция от оставшихся в работе агрегатов, которая,
если не принять специальных мер, может вызвать обратное вра-
щение его.
Пусковой момент насоса Л12,з в этом режиме определяется по
формуле
М2,з = А4Г 4- А4С = Л4СЛ4НОЫ 4- f2T2r,
где Afn — гидравлический момент сопротивления, вызванный об-
ратным током жидкости; М,:— момент сопротивления статического
трения ротора в подшипниках (при п = 0): Л7С принимается по
рис. 4.10 при Q Qhom'. Q — расход через неработающий насос при
201
О V. 500 1000 1500200025003000 М. кге м
Рис. 4.13 Моментная характе
ристика насоса ЦВН-7 (тур
бинный режим):
Л13—1400 кге - м; Мз-1700 кге • м
Рис. 4 I2. Моментная характеристика
пасоса ЦВН-7:
м -I50 кгс-м Мс—1400 кге м — момент
трогания
отказе обратного клапана в режиме работы двух насосов; f2 —
коэффициент трения в упорном подшипнике; Т%— осевая сила с
учетом веса ротора.
Моментные характеристики насоса для нормального пуска и
пуска из турбинного режима представлены на рис. 4.12, 4.13. Из
этих рисунков следует, что момент страгивайия насоса из турбин-
ного режима равен моменту для нормального пуска (*М0=
= 1400 кгс-м), а момент страгивания насоса из заторможенного
состояния составляет —1700 кгс-м.
4.4 ГЛАВНЫЕ ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ ЗАРУБЕЖНЫХ
РЕАКТОРОВ ТИПА ВВЭР
В качестве примера рассмотрим ГЦН фирмы Westhinghouse,
имеющий подачу 5,5 м3/с.
Этот насос вертикального типа, одноступенчатый, состоит из
трех основных частей (рис. 4.14): проточной части; блока уплот-
нений, электродвигателя с короткозамкнутым ротором. Теплоноси-
тель поступает в ГЦН снизу, проходит через рабочее колесо 2,
диффузор 3 и отводится через нагнетательный патрубок, располо-
женный на боковой поверхности бака 1. Внутри корпуса, несколь-
ко ниже радиального подшипника 5, работающего на водяной
смазке, предусмотрен кольцевой теплообменник 4, внутри которо-
го циркулирует охлаждающая вода низкого давления. Этот тепло-
обменник обеспечивает защиту водяного подшипника и уплотнений
при авариях, сопровождающихся прекращением подачи запираю-
щей воды. Агрегат имеет три подшипника: два из них расположе-
ны в электродвигателе, третий — в ГЦН между теплообменником
и уплотнением вала. Уплотнение вала 6 трехступенчатое с регу-
лируемыми протечками. Очищенная запирающая вода подается к
валу насоса и обеспечивает охлаждение верхней и нижней частей
205
Рис. 4.14. Насос фирмы
Westinghouse:
1 — бак; 2 — рабочее ко-
лесо; 3 — диффузор; 4—теп-
лообменник:	5 — радиаль-
ный подшипник; 6 — блок
уплотнения вала
Рис. 4.15. Насос для АЭС «Ловиса»:
1 бак; 2 — крышка; 3 вал насоса; 4— нижний направляющий подшипник* 5 — уп-
лотнение вала; б— опора электродвигателя; 7 — соединительная муфта 8 — электромаг-
нит; 9—маховик; 10—электродвигатель
насоса и узла уплотнений. Очистка необходима для нормальной
работы нижнего радиального подшипника и уплотнения. Нижнее
уплотнение гидростатического типа работает без механического
контакта. Нормальная протечка через него составляет 0,19 м3/ч.
В этом уплотнении срабатывается почти весь перепад давления —
после него давление воды составляет всего 0,35 МПа.
Второе уплотнение также дросселирует через себя воду в ко-
личестве 0,19 м3/ч. В нем давление воды уменьшается от 0,35 хМПа
до нескольких метров водяного столба. Это — механическое кон-
тактное уплотнение обычной конструкции. Концевое уплотнение
(также механического типа) имеет весьма небольшую протечку.
Протекающая через это уплотнение вода, смазывающая и охлаж-
дающая трущиеся поверхности, сбрасывается под защитную обо-
лочку установки.
206
Нижний подшипник электродвигателя погружен в масляную
«ванну с встроенным теплообменником, через который прокачива-
ется охлаждающая вода. В подшипнике использована пара трения
баббит — сталь. Верхний упорный подшипник двустороннего дей-
ствия (типа «Кингсбери») смазывается и охлаждается маслом, по-
даваемым вспомогательным колесом, являющимся элементом под-
шипника Имеется, кроме того, система для подачи в подпятник
масла высокого давления во время пуска насоса, с помощью кото-
рой ротор ГЦН перед пуском слегка приподнимается.
Двигатель оборудован аптиреверсивным устройством, предот-
вращающим вращение остановленного насоса в обратную сторону.
Это устройство нс требует смазки, так как прп нормальной рабо-
те в нем нет движущихся элементов. В верхней части двигатетя
расположен маховик
Конструкция ГЦН позволяет вынуть из корпуса, приваренного
к трубопроводам, электродвигатель вместе с проточной частью
насоса. Имеется также возможность демонтировать из насоса узел
уплотнений без демонтажа электродвигателя. Масса насоса
105 т.
Насос предназначен для работы с частотой вращения
1200 об/мин прп частоте питающего напряжения 60 Гц.
Главный циркуляционный насос для АЭС «Ловиса». Насос
(рис. 4.15) содержит бак, выемную часть (диагональное рабочее
колесо с четырьмя лопатками и диффузор с семью лопатками),
асинхронный приводной электродвигатель с. короткозамкнутыми
обмотками ротора мощностью 1300 кВт на напряжение 6 кВ.
Бак 1 имеет боковой всасывающий и нижний напорный патрубки.
Такой подвод потока позволил упростить привязку трубопроводов
к баку насоса, уменьшить весогабаритные показатели бака и полу-
чить минимально возможные размеры по главному разъему Кро-
ме того, прп этом повышается эффективность уплотнения вала,
поскольку контурная ступень уплотнения непосредственно связана
с всасывающей полостью насоса
Вал 3 насоса жестко соединен с валом электродвигателя муф-
той 7, и. таким образом, образован единый ротор, вращающийся
в трех подшипниках. В качестве нижней направляющей опоры в
насосе применен гидродинамический подшипник скольжения 4,
смазываемый и охлаждаемый водой, циркуляция которой осущест-
вляется по автономному контуру посредством специального вспо-
могательного импеллера В электродвигателе расположены два
подшипника качения с масляной смазкой и осевой нагрузкой, пе-
редаваемой от насоса через соединительную муфту с помощью
кольцевых шпонок. Монтаж и демонтаж муфты осуществляется за
счет предусмотренного в ней продольного разъема. В самой муфте
между торцами валов оставлен зазор 370 мм, что позволяет про-
звонить без демонтажа электродвигателя замену узла уплотне-
ния и подшипника ГЦН.
Крышка насоса 2 уплотняется с помощью 24 шпилек в баке 1
через две спирально-витые прокладки с графитовым наполнителем.
207
Уплотнение вала имеет три ступени: две гидростатические тор-
цевые, работающие при полном перепаде давления, и верхнее кон-
цевое уплотнение, рассчитанное па перепад давления 0,5 МПа.
Детали проточной части, соприкасающиеся с теплоносителем,
выполнены из аустенитной нержавеющей стали.
4.5. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ
Для обеспечения нормального функционирования ГЦН пред-
назначены следующие системы:
масляная;
подачи запирающей воды;
питания ГСП;
разгрузки от осевых сил.
Рассмотрим их устройства и работу.
Масляная система. Надежность маслоснабжсния в большой
мере определяет надежность насоса, а следовательно, и установки
в целом. Прекращение подачи смазки при номинальной частоте
вращения вала может через несколько секунд привести к расплав-
лению баббита в подшипниках и последующему задеванию вала
об элементы уплотнения. Тяжелые последствия такой аварии тре-
буют повышенной надежности обеспечения подачи масла в под-
шипники во всех режимах.
Существует большое разнообразие схем маслоснабжения, отли-
чающихся типом применяемых вспомогательных насосов, степенью
централизации. В качестве типовой рассмотрим масляную систему
насосов РБМК (рис. 4.16). Она обеспечивает подачу турбпннсго
масла в верхние подшипники насосов и заполнение масляных ванн
подшипниковых узлов электродвигателей. Выносная масляная
система выполнена общей на четыре насоса. Масло из циркуляци-
онного бака 12, способствующего отстаиванию механических час-
тиц и пены, маслонасосами 1 подается через холодильник 3 и
фильтры грубой очистки 4 в раздающий коллектор 7. От раздаю-
щего коллектора масло поступает к каждому насосу через вен-
тиль 8, расходомерную шайбу и напорный бачок 10. Напорный
бачок служит для обеспечения подачи масла в радиально-упорный
подшипник ГЦН на период выбега в аварийных ситуациях, свя-
занных с отключением маслосистемы (например, при обесточива-
нии). При нормальной работе масляных насосов через бачок осу-
ществляется непрерывная циркуляция масла. При этом бачок пол-
ностью заполнен и находится под давлением, приблизительно рав-
ным давлению в полости подшипникового узла. В случае отказа
масляных насосов срабатывает автоматика и ГЦН отключается.
Масло под действием геометрического напора стекает из бачка в
полость верхнего подшипникового узла, обеспечивая тем самым
охлаждение и смазку рабочих поверхностей трения при выбеге на-
соса. Время истечения масла из масляного бачка — около 180 с
(время выбега насоса 150 с). Благодаря специально организован-
208
Рис. 4 16. Схема масляной системы насосов реактора РБМК:
1 — маслонасос; 2 — отбор масла на регенерацию 3 — холодильник: 4 — фильтр грубой-
очистки; S — фильтр тонкой очистки; 6 — байпас, 7 — раздающий коллектор; 8, 13 — вен
тиль чапорный, 9 — перепускная труба, 10— напорный бачок // — сливной коллектор;
12 — циркуляционной бак; р —давление; Др —перепад давления. G — подача; Г —тем-
пература
ному подводу утечка масла из напорного бачка в обратную сто-
рону, т. е. в масляную систему, исключается. Для предотвращения
образования в верхней части бачка газовой подушки, а также ва-
куума (при опорожнении) предусмотрена перепускная трубка
внутренним диаметром 6 мм, сообщающая верхнюю полость бачка
с атмосферой (трубопроводом свободного слива). Перепускная
трубка ввиду малого диаметра является одновременно гидравличе-
ским сопротивлением (дросселем), ограничивающим «паразитную»
утечку масла. Из насоса масло по трубопроводам верхнего и ниж-
него слива направляется в сливной коллектор //и возвращается
обратно в циркуляционный бак. Часть масла (~10 % общего рас-
хода) поступает па фильтры тонкой очистки и возвращается так-
же в циркуляционный бак. В номинальном режиме, когда масло
подается на четыре ГЦН, в работе находится три маслонасоса,
один холодильник, два фильтра грубой очистки и один фильтр тон-
кой очистки. На байпасе 6 вентиль должен быть полностью закрыт.
Заполнение масляной системы производится от системы объекта
открытием вентиля 13. Объем циркуляционного бака 12 выбира-
ется с учетом требуемой краткости циркуляции, а напорного 10 —
из условия обеспечения подачи смазки на время выбега ГЦН при
обесточивании.
Система маслоснабжения насосов ВВЭР-440 состоит из двух
масляных станций (маслоблоков), каждая из которых обеспечи-
вает маслом три ГЦН и включает в себя один циркуляционный
бак емкостью 8 м3, три электронасоса, три фильтра, два холодиль-
209>
ника, перепускной трубопровод и арматуру. В нормальном режиме
работает один маслонасос с фильтром и холодильником. При от-
ключении какого-либо из ГЦН происходит дистанционное закры-
тие одного из трех клапанов, перекрывающих подачу масла в под-
шипники отключенного ГЦН, с одновременным автоматическим
открытием клапана перепуска избыточного масла. Аналогично вы-
полнена и масляная система насосов ВВЭР-1000 с той только раз-
ницей. что предназначена она для обслуживания одновременно
двух ГЦН.
Основными недостатками общих (централизованных) систем
являются:
необходимость дополнительной отсечной арматуры на трубо-
проводах подачи масла па случай ремонта части ГЦН;
возможность загрязнения оборудования системы при проведе-
нии монтажных работ;
сложность контроля и управления.
Этих недостатков в значительной степени можно избежать,
выполняя маслосистему индивидуальной для каждого ГЦН.
В этом случае все оборудование системы размещается на одном
постаменте, т. е. скомпоновано в единый блок. Маслобак располо-
жен непосредственно в помещении ГЦН и связан напорным и слив-
ным трубопроводами с соответствующим насосом. Такое компоно-
вочное решение было принято для модернизированных ГЦН ре-
актора РБМК.
В зарубежной практике все чаще используются индивидуаль-
ные встроенные системы смазки. При этом подшипник ГЦН снаб-
жается всеми основными функциональными элементами системы
(насосом, баком, охладителем), которые находятся в непосредст-
венной близости от него в корпусе ГЦН и не требуют внешних
маслопроводов.
Система подачи запирающей воды. Анализ отечественного и
зарубежного опыта эксплуатации ГЦН па АЭС показывает, что
большинство вынужденных остановок блоков происходит из-за
неисправностей уплотнения вала и отказа обслуживающих его
систем.
Система запирающей воды уплотнения вала ГЦН представляет
собой сложный комплекс, в который входят нормальная и аварий-
ная системы подачи запирающей воды, контур охлаждения.
Система питания уплотнений с плавающими кольцами в силу
их конструкционных особенностей является наиболее энерго- и
металлоемкой. Рассмотрим се состав и функционирование на при-
мере ГЦН реактора РБМК- В уплотнение вата этого насоса не-
обходимо подавать холодную очищенную запирающую воду в ко-
личестве до 25 м3/ч на один ГЦН при давлении 7,5—8,0 МПа.
Предназначенная для этого система включает в себя контур запи-
рающей воды, элементы регулирования перепада давления на двух
нижних плавающих котьцах и аварийную газовую систему (^ГС).
Запирающая вода (рис. 4 17) из бака 10 двумя насосами 2 пода-
ется через один из мультш идроциклонов 1 и узел регулирования
210
Рис. 4.17. Схема системы питания уплотнения плавающими кольцами:
1 — мультигидроцнклс н; 2— насос; 3 — баллон для воздуха; 4— воздух от компрессора^
5 — баллон гидравлический; 6— группа редукторов; 7 — клапаны с пневмоприводом: 8 —
перепускная линия; 9 — баллон для воздуха; 10 — бак; 11 — слив протечек после конце
вого уплотнения; 12 — отвод запирающей воды- 13, 14 — подвод запирающей воды, 15 —
узел регулирования; 16 — байпас с дросселем; 17 — задвижка; 18 — байпас мультигпдро*
циклонов, у — уровень жидкости
15 в раздающий коллектор каждой насосной. От коллектора запи-
рающая вода по трубопроводу 13 поступает в уплотнение вала„
где разделяется на два потока. Часть воды через два нижних коль-
ца уплотнения подается в контур многократной принудительной
циркуляции (КхМПЦ), предотвращая выход горячей радиоактив-
ной воды в обслуживаемое помещение. Остальная часть воды
дросселируется на семи кольцах уплотнения и по трубопроводу
отвода запирающей воды 12 направляется под напором в общий
сливной коллектор и затем в бак запирающей воды. Протечки
через концевое торцевое уплотнение свободно сливаются по тру-
бопроводу 11 в специальную сливную емкость.
Насос 2 запирающей воды — горизонтальный, центробежный,,
многоступенчатый, марки ЦП 100—900, с приводом от электродви-
гателя переменного тока мощностью 350 кВт Номинальная по-
составляет Ю0 м3/ч при напоре 950 м, частота вращения
3000 об/мин.
Мультт троциклон 1 предназначен для очистки воды, пода-
ваемой в уплотнение. Известные методы очистки с помощью
1170
Рис. 4 18 Мультигидроциклон;
1 — корпус; 2 — выход чистой воды. 3 —
камера чистой воды; 4 — патрубок; 5 —
входное отверстие. 6 — вход очищаемой
воды; 7 — гидроциклон; & — сливное от-
верстие; 9 — отвод грязной воды
фильтров и центрифуг различ-
ных конструкций имеют ряд не-
достатков, из-за которых их ис-
пользование в системе нецеле-
сообразно. Это большие габа-
риты фильтров на высокие рас-
ходы и требуемую степень
очистки, необходимость перио-
дического обслуживания филь-
тров, что является нежела-
тельным фактором при нали-
чии «грязных» осадков в них,
сложность технологии изготов-
ления фильтрующих элемен-
тов, наличие трущихся и изна-
шивающихся детален в цен-
триф) гах.
Мультигидроциклон (рис.
4.18) практически избавлен от
этих недостатков. Он состоит
из 20 отдельных гидроцикло-
нов 7. Отделение механических частиц в гидроциклоне происходит
под действием центробежных сил, возникающих при закручива-
нии струи воды, входящей через отверстие 5 с определенной ско-
ростью по касательной к цилиндрической его части. При этом ча-
стицы отбрасываются к стенке и через отверстие 8 в вершине ко-
нуса попадают в полость «грязного» слива. В центре вихря обра-
зуется зона очищенной жидкости, которая через патрубок 4 на-
правляется в сборную камеру 3 чистой воды и далее в систему.
Для обеспечения степени очистки порядка 20—30 мм перепад дав-
ления па гидроциклоне должен быть не менее 0,2 МПа. Номиналь-
ный расход воды при указанном перепаде составляет 150 м /ч,
а расход по трассе «грязного» слива—10—15% общего расхода.
Узел регулирования 15 (рис 4 17) поддерживает требуемый
перепад давления на двух нижних кольцах уплотнения и выполнен
в виде двух параллельно работающих трубопроводов с регулирую-
щей и запорной арматурой. В случае ошибочного закрытия арма-
туры на одном из них второй обеспечивает минимально необходи-
мый расход запирающей воды.
Аварийная газовая система обеспечивает питание уплотнении
при кратковременном (3—4 мин) прекращении подачи запираю-
щей воды Система АГС включает в себя воздушные баллоны 3 с
рабочим давлением 20 МПа, гидравлические баллоны 5 с рабочим
:212
давлением 10 МПа, i руппу редукторов 6 для поддержания посто-
янного давления газа, подаваемого в гидравлические баллоны,
клапан 7 с пневмоприводом.
Пневматический распределитель, подающий воздух или газ в
полость силового цилиндра клапана 7, снабжен электромагнитом,
который при наличии напряжения поддерживает золотник распре-
делителя в положении «закрыто». При аварийном обесточивании
объекта, а также по сигналам снижения давления или расхода
запирающей воды питание электромагнита снимается, золотник
распределителя под действием пружины перемещается в положе-
ние «открыто» и воздух из баллона 9 открывает клапан. Газ из
«баллонов 3 через редукторы и пневмоклапаны поступает в гидрав-
лические баллоны и вытесняет воду через задвижки в раздающий
коллектор запирающей воды. Если в течение одной минуты после
открытия пневмоклапанов параметры запирающей воды не уста-
новились, насосы автоматически отключаются и АГС обеспечивает
питание их уплотнений па время выбега.
С целью исключения заброса газа в первый контур при дости-
жении нижнего уровня в гидравлических баллонах АГС подается
сигнал на закрытие задвижки 17 и пневмоклапана 7. Для пре-
дотвращения образования газовой подушки в гидравлических бал-
лонах 5 при длительной эксплуатации системы предусмотрена по-
стоянно включенная перепускная линия 8 с дроссельным устройст
вом.
Торцевые уплотнения благодаря существенно меньшим протеч-
кам запирающей воды требуют и соответственно менее громоздких
питающих систем. Особенно ярко это качество выражено у тор-
цевых гидродинамических уплотнений, которые в состоянии сохра-
нять работоспособность даже при полном отказе системы подачи
запирающей воды, переходя в режим работы па воде первого кон-
тура. В этом случае уплотнение должно быть защищено от пере-
грева мощным внутренним холодильником.
В качестве иллюстрации ниже рассматривается система подачи
запирающей воды в торцевое гидродинамическое уплотнение вала
модернизированного ГЦН для РБМК (рис. 4.19). Подача запираю-
щей воды в номинальном режиме осуществляется от насосов 14,
предназначенных для подпитки основного контура установки.
Запирающая вода через один из холодильников 15 (второй в
резерве или ремонте) и фильтр топкой очистки 1 подается в уп-
лотнение каждого ГЦП Из уплотнений часть воды через их кон-
турные ступени попадает в основной контур, а протечки через ат-
мосферные ступени свободным сливом отводятся в систему' сбора
протечек. В корпусе уплотнения на входе запирающей воды уста-
новлен обратный клапан 5, препятствующий выходу воды из уп-
лотнения в питающую систему при снижении давления в ней.
В с тстсме питания уплотнения предусмотрена также дренажная
•линия 10, обеспечивающая периодическую (один раз в 2 мес)
пр дувку внутренней полости уплотнения для удаления накаплива-
ющихся загрязнений, не улавливаемых фильтрами. На дренажной
213
Рис. 4.19. Схема системы запирающей воды модернизированных насосов реак-
тора РБМК-ГбОО:
1 — фильтр; 2 — баллон; 3 — предохранительный клапан; 4 — плунжерный насос; 5 — об-
ратный клапан; 6 — линия удаления воздуха; 7 — торцевое уплотнение; 8— слив проте
чек из уплотнения; 9 — дроссель: 10—дренажная линия; // — указатель протечек: 12—
главный циркуляционный насос; 13 — подвод и отвод охлаждающей воды: 14 — подпиточ-
ный насос; 15— холодильник
линии в корпусе уплотнения установлен дроссель 9, ограничива-
ющий расход воды при продувке.
В пусковых, переходных и аварийных режимах питание уплот-
нений производится от аккумулирующих баллонов 2 емкостью
0,4 м и рабочим давлением 10 МПа. Подпитка баллонов осущест-
вляется одним из плунжерных насосов с подачей 1—4 м3/ч и дав-
лением нагнетания 10 МПа, который автоматически включается и
отключается по мере изменения давления в баллонах. При недо-
статочной подаче одного насоса или в случае его невключения
автоматически вводится в работу второй.
Система запирающей воды выполнена общей на все насосы и
требует подачи не более 0,05 м3/ч на один ГЦН воды при давле-
нии 8—10 МПа. Такая высокая (по сравнению с уплотнением пла-
вающими кольцами) герметичность торцевого уплотнения позволя-
ет:
отказаться от постоянно работающих питательных насосов боль-
шой мощности, вместо которых периодически работает плунжер-
ный насос мощностью всею 10 кВт;
214
Рис 4.20. Схема питания гидро-
статического подшипника насоса
реактора РБМК:
1 — главный циркуляционный насос;
2— вентиль запорный; 3 — дроссель-
ное устройство: 4 7. 13 — клапан об-
ратный, 5 — эжектор; 6 — шайба рас-
ходомерная; 8,	10— задвижка; 9—
коллектор питания ГСП; 11 — тру-
бопровод подачи в ГСП; 12—муль-
тигидроциклон, 14 — трубопровод
грязного сли1 а из мультнгидроцик-
дона 15— трубопровод слива из
ГСП
снять нагрузку с аварийного дизель-генератора при обесточи-
вании блока:
высвободить помещения, занимаемые питательными насосами
п аварийной газовой системой;
исключить сложные громоздкие элементы регулирования уп-
лотняющей воды. Давление в уплотнении поддерживается в преде-
лах 8—10 МПа независимо от изменений давления в контуре;
ликвидировать аварийную газовую систему, так как ввиду7 ма-
лых утечек запаса воды в баллоне достаточно для запирания уп-
лотнений в период трехмнпутиого обесточивания установки. И,
главное, уплотнение сохраняет работоспособность в условиях дли-
тельного отсутствия запирающей воды при обесточивании подачи
охлаждающей воды в холодильник уплотнения
Системы, обслуживающие гидростатические торцевые уплотне-
ния, представляют собой нечто среднее между7 системами, питаю-
щими уплотнения с плавающими кольцами, и системами, питаю-
щими гидродинамические ториевые уплотнения. Это обусловлено
тем, что протечки через гидростатические уплотнения (0.5—
1,5м3/ч) хотя и малы в сравнении с протечками через плаваю-
щие кольца, все же не могут быть достаточно охлаждены встроен-
ными холодильниками в случае перехода уплотнения на контурную
воду. Поэтому система должна гарантировать бесперебойную по-
дачу запирающей воды, для чего должна иметь соответствующее
резервирование оборудования я надежную аварийную систему.
уистема питания гидростатических подшипников. Рассмотрим
осооенности этой системы насоса РБМК, где она обеспечивает
подачу воды в ГСП с напора ГЦН в нормальном режиме работы и
г пост роннего источника в аварийно-пусковых режимах
213
(рис. 4.20). В контур питания ГСП с напора ГЦН входят обрат-
ный клапан 13, мультигпдроциклоп 12, трубопровод подачи в ГСП
11 с расходомерной шайбой, трубопровод слива из ГСП 15, тру-
бопровод «грязного» слива из мультигидроциклона 14.
Контур питания ГСП от постороннего источника состоит из.
трубопровода подачи воды от питательных насосов реактора с
вентилем 2, обратным клапаном 4 и дроссельным устройством <?,.
эжектора 5 с расходомерной шайбой 6, трубопровода эжектируе-
мой воды с обратным клапаном 7 и задвижкой 8, общего на все
насосы коллектора 9 питания ГСП, трубопроводов подачи воды от
коллектора питания ГСП к мультигндроциклону каждого насоса с
задвижками 10.
Перед пуском первого из восьми ГЦН вода в его ГСП пода-
ется от постороннего источника через эжектор 5, коллектор ГСП 9,
подводящий трубопровод с задвижками 10, мультигидроциклон 12
и трубопровод 11 подачи в ГСП. Пз ГСП вода под напором сли-
вается на всасывание ГЦН по трубопроводу слива 15. После пус-
ка второго ГЦН подача воды от насосов питания уплотнения мо-
жет быть прекращена, так как для подачи воды в ГСП перед за-
пуском остальных насосов посторонним источником теперь могут
служить работающие ГЦН. которые одновременно питают собст-
венные гидростатические подшипники через обратный клапан 13,
мультигидроциклон 12 и трубопровод 11 подачи в ГСП. Преду-
смотренный в схеме эжектор представляет собой водоструйный
насос, состоящий из рабочего сопла, приемной камеры, камеры
смешения и диффузора, служит для подогрева воды в случае по-
дачи ее в ГСП от питательных насосов или от насосов уплотнения
вата и рассчитан на обеспечение необходимого расхода на ГСП
одного насоса. Подогрев необходим, ибо конструктивные элементы
проточной части ГЦН, и прежде всего ГСП, не выдерживают зна-
чительных температурных градиентов. Трубопровод питательной
воды подсоединяется к патрубку рабочего сопла эжектора, а тру-
бопровод контурной воды, идущий от напорного коллектора ГЦН
одной из насосных, крепится к патрубку камеры смешения. Пита-
тельная вода с температурой 165 С выходит из рабочего сопла
эжектора с большой скоростью и увлекает за собой горячую
(270°C) воду контура. Регулируя расходы по питательному и кон-
турному трубопроводам, можно установить температуры воды на
выходе" в ГСП всего на 20—30 СС ниже, чем возможная темпера-
тура корпуса ГСП и элементов проточной части (7 = 270 С).
Мультигидроциклон 12 при перепаде 0,2 МПа имеет поминаль-
ный расход чистой воды 45 м3/ч.
Системы разгрузки от осевых сил. Для ГЦН, работающих в кон-
турах высокого давления, имеют место высокие осевые усилия (до
1000 кН), которые в вертикальных насосах могут быть направле-
ны вверх или вниз в зависимости от режима работы. При включе-
нии такого насоса возникает высокая удельная нагрузка па упор-
ный подшипник, что может привести к его интенсивному нагреву
и износу. Кроме того, отсутствие гидродинамического клина в
216
упорном подшипнике при пуске ГЦН приводит к чрезмерно высо-
ким пусковым моментам, которые уже нс могут быть преодолены
приводным электродвигателем обычной конструкции. Поэтому с
помощью конструктивных мероприятий стараются понизить вели-
чину пускового момента. Это достигается, например, путем впрыс-
ка под высоким давлением масла между несущими колодками и
пятой и обеспечения за счет этого необходимой для легкого пуска
смазочной пленки. Применяется также гидравлическая или элект-
ромагнитная разгрузка.
Наиболее проста и удобна гидравлическая разгрузка, исполь-
зуемая в ГЦН РБМК. Она представляет собой трубопровод с
задвижкой, сообщающей заколесную полость со всасыванием на-
соса. При работе ГЦН на холодной воде, когда давление на всасы-
вании определяется геометрической высотой расположения бара-
бана-сепаратора (24 м), осевая гидравлическая сила, действующая
на ротор насоса вниз, имеет максимальное значение. С целью
уменьшения осевой силы необходимо перед пуском ГЦН открыть
задвижку и сообщить тем самым заколесную разгрузочную по-
лость со всасыванием насоса. По мере повышения давления в кон-
туре возрастает осевая выталкивающая сила, действующая на
ротор насоса вверх. При достижении давления в контуре 6,5 МПа
задвижку закрывают.
Глава пятая
НАСОСЫ ДЛЯ НАТРИЕВОГО ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ
5 1 КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ НАСОСОВ
В настоящее время в построенных и проектируемых установ-
ках с быстрыми реакторами в основных контурах используются
механические центробежные насосы.
Во вспомогательных контурах, а также в стендовых установках
применяются также электромагнитные насосы.
Они позволяют обеспечить герметизацию циркуляционного
тракта без применения каких-либо вращающихся частей.
Механические насосы для перекачки натрия должны иметь
надежно герметизированную от окружающей атмосферы внутрен-
нюю полость. Устройства для герметизации должны надежно удер-
живать нейтральный газ под небольшим давлением Поскольку в
качестве привода насоса наиболее целесообразно применять элект-
родвигатели нормального исполнения, для герметизации рабочей
полости насос должен иметь хстроиство, позволяющее без наруше-
ния герметичности вывести вал насоса в окружающую атмосфе-
ру для соединения с валом привода. В качестве такого устройства
применяется торцевое уплотнение Можно выполнить насос без
торцевого уплотнения по схеме с герметичным электродвигателем,
но при этом возникают довольно сложные проблемы защиты двп-
217
218
гателя от попадания паров натрия, усложняется конструкция
электродвигателя, можно использовать только асинхронные двига-
тели (без коллекторов и щеток). Поэтому схема насоса с торцевым
уплотнением явчястся более рациональной.
Механические насосы с торцевым уплотнением вала могут
быть выполнены погружными с одним или двумя гидростатически-
ми подшипниками и с протечками через щелевое уплотнение вала.
В погружных насосах противокавптацнонпый подпор на колесе
•создается за счет суммы гидростатического давления столба нат-
рия над колесом и давления газа в полости насоса. В насосах со
щелевым уплотнением вала подпор на колесе равен перепаду дав-
1епия на щелевом уплотнении. Насосы могут иметь следующее
конструктивное оформление.
Насос с протечками через щелевое уплотнение вала (рис. 5.1)
с рабочим колесом, консольно расположенным на валу, который
вращается на двух подшипниковых опорах скольжения, смазывае-
мых минеральной смазкой. Верхний подшипник — опорно-спорный,
нижний — опорный.
По такой схеме выполнены пасосы первого и второго контуров
реактора БН-350.
Насос первого контура реактора БН-350. Реактор БН-350 —
первый отечественный промышленный аппарат, где в качестве теп-
лоносителя применяется жидкий натрии. Пущен в эксплуатацию
в конце 1972 г. в г Шевченко Казахской ССР Электрическая мощ-
ность станции 350 МВт. Количество петель в контуре 6.
Конструктивная схема насоса второго контура аналогична схе-
ме насоса первого контура, все основные узлы унифицированы с
подобными узлами насоса первого контура. Отличие заключается
в параметрах насоса и геометрии проточной части. Приводной
электродвигатель также аналогичен электродвигателю первого
контура. Поэтому приводится описание лишь конструкции насоса
первого । онт^ра.
Насос первого контура — центробежный, одноступенчатый, кон-
сольного типа, вертикального исполнения, с торцевым уплотнени-
ем вращающегося нала.
Насос состоит из бака (корпуса) и выемной части. Бак насоса
1 является опорой выемной части и соединяется с ней при помощи
накидного фланца. Бак насоса, сварной из нержавеющей стали
типа XI8119, формирует проточную часть, включающую в себя
всасывающий патрубок 18 Ду 500, сменный направляющий аппа-
рат, напорный коллектор 3 с патрубком 17 Ду 500 и цилиндр бака
с патрубком 16 Ду 200 слива протечек и биологической защитой.
Рис. 5.1. Насос реактора БН-350:
/—бак; 2 — рабочее колесо; 3 —напорный коллектор; 4 — биологическая защита. 5 —мае
ло для нижнего подшипника; 6 — сплав Na—К для охлаждения вала. 7 —масло в нижний
подшипник й —масло для охлаждения вала; 9 —масло в пяту 10 — радиально-осевой
подшипник ./ уплотнение вала; /?—муфта; — электродвигатель; 14— масло и верх-
ний подшипник 1 — масло из пяты и верхнего подшипника, 16 — патрубок слива про-
течек; /. напорный патрубок; 18 — всасывающий патрубок
219
Выемная часть насоса состоит из корпуса с крышкой бака,
подшипниковых узлов, вала, рабочею колеса 2, торцевого уплот-
нения вала 11, а также стояночного (ремонтного) уплотнения.
Корпус — разъемный, выполнен из углеродистой стали, за исклю-
чением крышки бака с биологической защитой, которые выполнены
из нержавеющей стали Х18Н9. Для снижения температуры вала и
задержания паров натрия при работе насоса в корпус выемной
части встроен холодильник. Направляющие подшипники — цельно-
корпусные. со сменными втулками, залитыми баббитом, — являют-
ся опорами скольжения с принудительной смазкой под дав пением.
Осевой подшипник 10 состоит из плиты и семи самоустапавливаю-
щихся сегментов, наплавленных баббитом, которые вместе с опор-
ным диском вала заключены в камеру, куда подается масло под
давлением. Подшипниковые узлы насоса выносные, т. е. вынесены
за пределы натриевой полости бака насоса Газовая полость под-
шипниковых* узлов соединяется с газовой полостью бака насоса
кольцевой щелью между биологической защитой корпуса и валом.
Для исключения возможности проникновения смазки подшипников
в натриевую полость на крышке бака установлены лабиринты. Вал
насоса — полый, сварен из двух частей. Рабочие шейки вала вы-
полнены в виде втулок из цементированной стали, напрессованных
на вал. Рабочее колесо 2 литой конструкции крепится па валу при
помощи шпонки и диска с обтекателем. Ториевое уплотнение, со-
стоит из корпуса с неподвижными рабочими кольцами и обоймы,
герметично посаженной на вал насоса, в которой установлены вра-
щающиеся рабочие кольца с упругими элементами. Пары трения
графит—азотированная сталь образуют вместе с валом и непод-
вижным корпусом замкнутый объем, в который подается запира-
ющая жидкость, создавая гидравлический затвор и препятствуя
выходу газа из корпуса насоса. Стояночное уплотнение служит для
отсечения полости насоса при устранении неисправности или за-
мене торцевою уплотнения Уплотняющим элементом является
резиновая прокладка прямоугольного сечения, помещенная в под-
вижный фланец. Резиновая прокладка под/кимается фланцем к
опорным поверхностям корпуса и втулки, сидящей на валу. Осевое
перемещение подвижного фланца осуществляется подачей газа
под давлением от 6 до 10 МПа во внутреннюю полость сильфонов,
закрепленных на корпусе.
Привод насоса электромоторный. Приводной электродвига-
тель— асинхронный, с короткозамкнутым ротором, двухскоростной,
вертикального исполнения. Скорость на малых оборотах обеспечи-
вается дополнительной обмоткой. Мощность двигателя 1700 кВт
на скорости 1000 об/мин и 55 кВт на скорости 250 об/мин. Напря-
жение статора 6000/380 В. ток статора 195/290 А, КПД 95/78 %
Электродвигатель крепится на стальной станине, установленной
вместе с насосом на одной опорной плите. Насос и электродвига-
тель соединены зубчато-пружинной муфтой переменной жестко-
сти
Пуск насоса на рабочей среде осуществляется при заливке
220
натрия на 300 мм выше оси колеса. После пуска насоса уровень
натрия вею баке повышается за счет протечек через лабпринтно-
шелевое уплотнение из заколеспой области. Из бака протечки
натрия постоянно сливаются в сепарационный бак со встроенным
автоматическим регулятором уровня поплавкового типа, а затем
возвращаются на всасывание насоса.
Погружной насос с нижним гидростатическим подшипником
(рис. 5.2), с рабочим колесом, расположенным консольно на валу,
который вращается на двух подшипниках. Нижний опорный под-
шипник— гидростатический, работает на натрии от напора собст-
венного насоса Верхний подшипниковый узел вынесен из рабочей
полости насоса, работает па минеральной смазке (может приме-
няться как шарико- или роликоподшипник, так и подшипник сколь-
жения). Осевое усилие воспринимается верхним подшипниковым
узлом.
По такой схеме выполнены насосы реакторов БОР-60 и БН-600
Рассмотрим конструктивные особенности насосов реактора БН-600.
Насосы реактора БН-600 первого и второго контуров принципиаль-
но отличаются параметрами и конструкцией проточной части. На-
сос первого контура (см. рис. 5.2)—заглубленный, устанавлива-
ется в кессон 7 реактора. Рабочее колесо 3 закреплено на нижней
консоли вала 6, вращающегося в двух радиальных подшипниках:
верхнем — масляном гидродинамическом, нижнем 5 — гидростати-
ческом с обратнощелевым дросселированием, работающем на нат-
рии. Осевая нагрузка в насосах воспринимается масляным осевым
гидродинамическим подшипником 15.
Расположение торцевого уплотнения вала 13 ниже радиально-
осевого подшипника предотвращает попадание в натриевые по-
лости масла, используемого в подшипнике, а наличие ванны слу-
чайных протечек под уплотнением исключает такую возможность
даже в аварийных ситуациях.
Проточная часть насоса изготовляется сварной с последующей
механической обработкой из отливок стали 10X181112МЗЛ и
включает в себя рабочее колесо двустороннего всасывания 3.
верхнюю 4 и нижнюю 2 улитки и направляющий аппарат. Натрий
к каждой половине рабочего колеса подводится с помощью верх-
ней и нижней улиток, а отводится через направляющий аппарат и
вертикальные каналы в нижней улитке. Такое решение позволило
получить оптимальные габариты насоса с обеспечением высоких
кавитационных свойств при минимальном положительном подпоре
на всасывании колеса в условиях затесненного подвода.
Вал 6 насоса (сталь 10Х18Н9) для хменьшения массы и пере-
дачи тепла к верхнему подшипнику выполнен полым и сварен из
шести частей. Длина вала 7,6 м, наибольший диаметр 0,68 м. Для
предохранения крышки 8 от прогрева между поверхностью натрия
и крышкой установлены стальные экраны, а в самой крышке до-
полнительно встроен водяной холодильник 9 Кроме того, крышка
одновременно служит и биологической защитой Выполнена она в
виде стальных и графитовых плит общей толщиной 1000 мм
221
Рис. 5.2 Насос первого контура реактора БН-600:
/ — обратный клапан, 2— улитка нижняя. 3 — рабочее колесо; 4 — улитка верхняя. 5 —
гидростатический подшипник. Я— вал; 7— кессон: 8— крышка; 9— холодильник, 10 — теп-
лоизоляция; И— уровнемер; 12 — станина электродвигателя; 13 — уплотнение вала; 14—
привод обратного клапана; 15— осевой подшипник; 16— зубчатая муфта; 17 — электро-
двигатель
222
1S8&D
223
'(GOO мм стали и <500 мм графита), перекрывающих щели и зазоры
для исключения прямого прострела от излучения.
Протечки натрия из ГСП сливаются на всасывание внутри
насоса. Герметичность разъема между выемной частью насоса и
кессоном обеспечивается ремонтопригодным сварным швом. В кон-
струкции предусмотрено стояночное уплотнение. В рабочие силь-
фоны уплотнения подается аргон давления 1 МПа в количестве
50 л па одно закрытие.
Насос имеет запорный обратный клапан 1 (Ду 850) с гидрав-
лическим приводом 14. В слхчае остановки одного из трех рабо-
тающих насосов клапан отсекает его по напору от остальных до
возникновения потока натрия обратного направления. Время пере-
мещения цилиндра гидропривода при автоматическом закрытии
2,5—3 с. а открытия — 25 с.
Вал пасоса и ротор электродвигателя соединяются зубчатой
муфтой переменной жесткости. Основным материалом для изго-
товления насосов служит нержавеющая сталь Х18Н9.
Малозаглубленныи насос второго контура (рис. 5 3) устанав-
ливается на каждой петле в бак 14. В баке расположена двухза-
ходная. сваренная из двух половин улитка 16. Для разогрева бака
перед заполнением его натрием до температуры 250°C и автома-
тического се поддержания в диапазоне 200—250 °C на поверхности
бака предусмотрены электронагреватели мощностью 54 кВт.
В насосе второго контура в максимальной степени использованы
те же узлы, что и в насосе первого контура. К ним относятся: уп-
лотнение вала 5, стояночное уплотнение 4, верхний радиально-
осевой подшипник 6, соединительная муфта 7. Нижний гидроста-
тический подшипник повторяет конструкцию ГСП насоса первого
контура, но имеет мепыпий диаметр (350 мм). Протечки натрия
через ГСП до 180 м3/ч сливаются из бака по патрубку 2 в буфер-
ную емкость реактора. Давление газа в насосе второго контура
больше, чем в насосе первого контура, и равно 0,2 МПа Поэтому
его проточная часть, несмотря па малое заглубление, максимально
упрощена, имеет колесо 15 одностороннего осевого всасывания и
двухпоточный спиральный отвод. Уплотнение рабочих колес насо-
сов первого и второго контуров осуществляется щелевыми лаби-
ринтами. зазоры в которых (1—2 мм) выбраны несколько боль-
шими, что требуется по условиям сборки и бесконтактного враще-
ния, на случай непредвиденных температурных или механических
деформаций деталей. Максимально допустимое колебание уровня
натрия в насосе первого контура составляет 1,5 м.
Торцевое уплотнение полностью заимствуется с насосов уста-
новки БН-350. Принципиальное отличие заключается в месте уста-
новки уплотнения на насосах БН-600 уплотнение расположено
ниже верхнего подшипникового узла, что практически исключает
возможность попадания масла в натриевую полость, так как даже
в случае аварии уплотнения объема нпжерасположенных полостей
стояночного уплотнения и ваины случайных протечек более чем
достаточно для вмещения всего масла питания торцевого уплот-
224
Рис. 5 3. Насос второго контура реакто-
ра БН-600:
1 — патрубок напорный, 2 — патрубок слива
протечек. 3 — вал; 4 — стояночное уплотне-
ние, 5 — уплотнение вала; 6 — верхний под-
шипниковый узел; 7 — муфта соединитель-
ная; 8 — станина под электродвигатель; 9 —
выемная часть; 10 — уровнемер; II — тепло-
изоляция. 12 — плита опорная; 13 — элек-
тронагревателя теплоизоляции; 14 — бак;
/5 — колесо рабочее; 16 — улитка; 17 —
патрубок всасывающий
Рис. 5 4 Насос реактора «Э. Фермиэ:
1— рабочее колесо; 2, 3— опорные гид-
ростатические подшипники; 4 — труба
подачи натрия в подшипники; 6 — упор-
ный подшипник; 6 — нагнетательный пат-
рубок; 7 — корпус упорного подшипника;
в — электропривод; 9 — стояночное уп-
лотнение
8 Зак 812
225
нения, а маслосистема питания верхнего подшипникового узла
при таком расположении торцевого уплотнения негерметична и
слив из верхнего подшипникового узла открыт на атмосферу.
Уплотняющим элементом стояночного уплотнения является фторо-
пластовое кольцо, установленное в подвижном фланце. Закрытие
уплотнения обеспечивается поджатием фторопластового кольца к
втулке, посаженной герметично на вал, при подаче газа (аргона)
в рабочие сильфоны.
Верхний подшипниковый узел состоит из осевого и радиального
подшипников. Осевой подшипник типа Митчела с оптимальным
расположением ребра качения, нереверсивный, состоит из подпят-
ника и пяты Подпятник имеет семь самоустаиавливающихся сег-
ментов, поверхность трения которых залита баббитом, а опорой
служит ребро качения. Нагрузка на подпятник передается через
пяту, жестко сидящую на валу насоса. Поверхность трения направ-
ляющего подшипника также залита баббитом. Система смазки
подшипников, циркуляционная с охлаждением и фильтрацией мас-
ла, выполнена в виде маслоблока на общей фундаментной плите
с расположенными на ней циркуляционным баком с фильтром тон-
кой очистки, маслонасосами, холодильником, фильтром грубой
очистки, арматурой и трубопроводами.
Имеется вариант погружного насоса с нижним гидростатиче-
ским подшипником, отличающийся от описанного выше тем, что
верхний подшипник, работающий па минеральной смазке, не вы-
несен из рабочей полости насоса, узел уплотнения вала (УУВ) по-
мещен выше верхнего подшипника; в этом варианте в натрий по-
падает существенно большее количество минеральной смазки (за
счет ее испарения). Учитывая нежелательность попадания смазки
в натрии, следует признать, что предыдущая схема (см. рис. 5.2)
более предпочтительна.
Погружной насос с двумя опорными гидростатическими подшип-
никами (рис 5.4), с рабочим колесом, расположенным консольно
на валу насоса, имеет два гидростатических подшипника, работа-
ющих на натрии от напора собственного насоса. Подача натрия
в подшипники осуществляется по трубе. Опорный подшипник вы-
несен из рабочей полости насоса и работает на консистентной
смазке. Полость насоса герметизирована сильфоном, являющимся
одновремено компенсатором линейных расширений Электропривод
соединен с валом насоса через упругую муфту.
Такая конструктивная схема реализована в насосе первого
контура реактора «Эприко Ферми» (США). Интересные конструк-
тивные особенности имеют насосы реактора «Рапсодия». Первый
французский реактор на быстрых нейтронах тепловой мощностью
10 МВт был построен в Кадараше на юге Франции в 1967 г.
Насосы первого контура центробежные, одноступенчатые, за-
глубленного типа (рис. 5.5), установлены на «холодной» ветке цир-
куляционного контура петлевой компоновки. Вал насоса И вра-
щается в двух подшипниках: нижнем (узел II)—ГСП, верхнем
(узел I)—двойном роликовом радиально-осевом. В качестве при-
226
15
16
18
W
9
ц
3
2
Th
17
18
20
8
6
11
5.5. Насос реактора «Рапсодия»:
2 — рабочее колесо;
аппарат; 4 — улитка;
кольцо; 6 — горизон-
7 — внутренний антн-
8 — вертикальный успо-
12 — минимальный
натрия
11
Рис.
1 — обратный клапан;
3 — направляющий
5 — успокоительное
тальные успокоители
вихревой цилиндр;
коительный цилиндр; 9,
и максимальный уровни натрия соответст-
венно; 10 — уровнемер; 11 — вал; 13, 19 —
биологическая защита; 14 — роликовый
подшипник; 16 — электродвигатель; 16 —
механическая муфта; 17 — уплотнение ва-
да; 18 — уплотняющее кольцо; 20— подвод
газа для разогрева насоса; 21 — напорный
патрубок
8*	227
вода применен асинхронный электродвигатель 15 в герметичном
исполнении. Всасывание натрия организовано сверху благодаря
перевернутому рабочему колесу 2. Пройдя рабочее колесо, натрий
попадает в направляющий аппарат 3 и далее в напорный патру-
бок 21. В насос первого контура встроен обратный клапан 1, кото-
рый представляет собой поплавок с запирающим диском. Питание
ГСП осуществляется по сверлению в валу с напора рабочего коле-
са через три отверстия диаметром 12 мм и отверстие в обтекателе
рабочего колеса.
Чтобы избежать засорения дросселей, в обтекатель встроен
сетчатый фильтр. В самом ГСП имеются дроссели диаметром 7 мм.
Поверхность подшипника наплавлена колмоноем. Уплотнение ва-
ла— двойное торцевое, с масляным гидрозатвором. Охлаждается
уплотнение маслом, циркулирующим в замкнутом объеме с по-
мощью лабиринтного насоса, установленного на валу насоса. Мас-
ло охлаждается водой в холодильнике, вынесенном из корпуса на-
соса. Неподвижное кольцо пары трения — стальное со стеллито-
вой наплавкой, подвижное кольцо — графит. Ремонт верхних уз-
лов осуществляется без разгерметизации контура. Для этой цели
служит стояночное уплотнение (узел I), состоящее из диска, гер-
метично насаженного па вал, и запрессованного в него резинового
кольца. При отвертывании гайки, крепящей верхний роликовый
подшипник, вал насоса скользит вниз и садится резиновым коль-
цом на бурт в корпусе насоса. Конструкция верхнего подшипнико-
вого узла позволяет при ремонте демонтировать подшипник и уп-
лотнение единым блоком.
Насос второго контура аналогичен по конструкции насосу пер-
вого контура. По условиям работы в нем отсутствуют биологиче-
ская защита и обратный клапан.
Дальнейшее развитие идей, заложенных в насосе реактора
«Рапсодия», было сделано при разработке насосов для реактора
«Феникс» (эксплуатируется во Франции с 1975 г.).
За прототип насоса реактора «Феникс» был взят насос реактора
«Рапсодия».
Насос первого контура (рис. 5.6) представляет собой верти-
кальный, одноступенчатый, центробежный, погружной, со свобод-
ным уровнем агрегата насос Всасывание теплоносителя организо-
вано сверху благодаря перевернутому рабочему колесу. Пройдя
рабочее колесо 6, теплоноситель попадает в направляющий
аппарат и далее в напорную камеру, где встроен обратный
клапан
Вся длина насоса от двигателя до напорного патрубка состав-
ляет 17 м, длина вала равна 5 м.
Вал насоса 11 вращается на двух опорах. Верхней опорой яв-
ляется двойной роликовый подшипник, нижней — дроссельный
гидростатический подшипник 8, питаемый с напора колеса. Диа-
метр гидростатического подшипника равен 320 мм с зазором
0,5 мм.
Герметичность насоса по отношению к внешней среде осущест-
228
рис. 5.6. Насос реактора «Феникс»:
. - нижнее уплотнение; 2 — расходомер; 3 —
верхнее уплотнение; 4 — шарнир; 5 — напрлв-
ашоший аппарат; 6 — рабочее колесо; 7 —
подводящая улитка; 8 — гидростатический
подшипник; S —уровнемер; 10 — корпус на-
оса И— термопара; 12— вал; 13 — тепло-
ичоя’яция; 14 — сборник случайных протечек
масти; 15 — биологическая защита; 16 —
кожух воздушного охлаждения; 17 — блок
подшипник—уплотнение вала
вляется уплотнением вала по га-
зу. Уплотнение механическое,
двойное торцевое с масляным
гидрозатвором.
Ремонт верхних узлов насоса
производится без разгерметиза-
ции контура при закрытом стоя-
ночном уплотнении.
Биологическая защита состо-
ит из пробки 15, заполненной чу-
гунной дробью. На верхнем флан-
це защитной пробки имеется
двойная прокладка, которая гер-
метизирует активный газ в поло-
сти насоса от атмосферы. Про-
кладка, вероятно, изготовлена из
термостойких сортов резины.
Внизу защитной пробки преду-
смотрен слой изоляции 13, умень-
шающий поток тепла в сторону
верхних узлов насоса.
Соединение насоса с напор-
ным трубопроводом осуществля-
ется с помощью шарнирной муф-
ты. Шарнирная муфта позволяет
исключить перекос и перемеще-
ние насоса относительно напор-
ной трубы.
В насосе имеется инерционный
маховик, который позволяет по-
давать в активную зону достаточ-
ное количество натрия во время
трехсекундного перерыва при
обесточивании всей установки. При более длительном перерыве
маховик позволяет плавно снизить число оборотов в минуту до 100.
После этого автоматически включается вспомогательный мотор по-
стоянного тока с питанием от аккумуляторов. Главный привод на-
соса— это асинхронный двигатель, снабженный статическим пре-
образователем частоты. Статический преобразователь позволяет
229
плавно регулировать число оборотов насоса в диапазоне от 250
до 975 об/мин.
Главный двигатель охлаждается теплообменником вода — воз-
дух по замкнутому циклу.
В качестве вспомогательного двигателя служит мотор постоян-
ного тока с питанием от аккумуляторов, имеющий выпрямитель и
подсоединенный к вспомогательной сети низкого напряжения.
Автоматическое включение вспомогательного двигателя происхо-
дит при частоте вращения 100 об/мин. В случае полного обесточи-
вания главной сети аккумулятор может питать энергией вспомога-
тельный двигатель в течение часа.
На случай, если обратный клапан не сработает, в насосе име-
ется тормоз, который воздействует на обод маховика, тем самым
исключается работа насоса в режиме турбины.
Насос устанавливается на скользящие опоры и перемещается
в соответствии с тепловыми расширениями крышки реактора.
5.2. УПЛОТНЕНИЕ ВАЛА НАСОСА
Поскольку конструктивные особенности подшипников рассмот-
рены в гл. VII, в данном параграфе рассмотрим особенности уп-
лотнений по газу.
Назначение уплотнения в насосах для жидкого металла сво-
дится к герметизации газового объема. При избыточном давлении
инертного газа уплотнение должно предотвратить утечки газа в ок-
ружающее помещение, а при разрежении в газовом объеме — ис-
ключить натекание атмосферного воздуха в полость насоса.
На рис. 5.7 показано возможное место расположения уплотне-
?ис. 5.7. Расположение уп-
лотнения вала в насосах
для жидкого металла при
уплотнении по газу (а) и
по металлу (б, в):
1	— гидравлическая часть;
2	— узел уплотнения; 3 — при-
водной электродвигатель; 4 —
вал насоса; 5 — газовая по-
душка; б — холодильник; 7 —
замерзающее уплотнение; 8 —
жидкий металл
230
Рис. 58 Схема замерза-
ющего уплотнения:
1 — втулка корпуса: 2 —
накидная гайка; 3.	5 —
подвод и отвод охлаж-
дающей жидкосиг 4 — хо-
лодильник б — слой метал-
ла:	7 — жидкий металл;
8 — вал
Рис. 5 9 Схема уплотне-
ния вала по газу (ва-
риант 1):
1,	7 — нижний н верхний
фланцы; 2— диафрагма;
3— обойма; 4 — пружина;
5 — вал; 6 —опорный диск;
8 — уплотнительные коль-
ца; 9 — корпус
ния вала в насосс. Как видно из рисунка, можно уплотнять и не-
посредственно металл.
На рис. 5.8 изображены конструкция замерзающего уплотнения
и распределение «замороженного» металла в зазоре. Между вра-
щающимся валом 8 и корпусом замерзающего уплотнения 1 обра-
зуется застывший слой металла 6, надежно герметизирующий
внутреннюю полость насоса и препятствующий вытеканию метал-
ла из него. За счет мощности трения и тепла, передаваемого по
валу, вокруг него создастся весьма тонкая пленка жидкого ме-
талла, которая в виде «чулка» выдавливается вдоль вала наружу,
где застывает и разрушается. Протечки металла за счет этого не-
значительны. Для уменьшения температурных напряжений по-
лость охлаждения выполнена в отдельном узле 4, который с по-
мощью накидной гайки 2 натягивается на внешнюю коническую
поверхность корпуса /, что улучшает теплопередачу по сравнению с
посадкой на цилиндрическую поверхность. Выбор длины охлаждае-
мого участка зависит от перепада давления, который уплотнение
231
должно удерживать. Приближенно минимальную длину охлаждае-
мого участка можно определить из выражения
I = ЗбР/т,
где д — радиальный зазор между втулкой и валом; Р — перепад
давления на уплотнении при вращении вала; т — напряжение среза
застывшей среды.
Момент Л/л. необходимый для «срыва» замерзающего уплотне-
ния при трогании вала, с достаточной для практических целей точ-
ностью можно определить из выражения
Мо = 2яР2бР,
где R — радиус вала; это выражение получено при вполне реаль-
ном предположении, что длина затвердевшего слоя металла в уп-
лотнении составляет 2/3 длины уплотнения.
При вращении вала за счет дополнительного выделяющегося
в уплотнении тепла граница зоны затвердевания несколько сме-
щается к внешнему краю охлаждаемого участка (к сечению I—I).
Надежная работа уплотнения обеспечивается бесперебойной
подачей охлаждающей жидкости. Первоначально замораживание
металла производится при стоящем насосе в процессе его запол-
нения. Если при работе насоса по причине прекращения подачи
охлаждающей жидкости замерзающее уплотнение «разморозит-
ся», то вновь заморозить его возобновлением подачи охлаждаю-
щей жидкости без остановки насоса, как правило, не удается, так
как с протекающим металлом подводится значительное количество
тепла.
Замерзающее уплотнение имеет два существенных недостатка:
оно не абсолютно герметично, во время работы в зазор между
валом и втулкой постоянно идет утечка в виде «чулка» застывше-
го металла вследствие наличия перепада давления по уплотнению;
надежность уплотнения полностью определяется надежностью
системы охлаждения уплотнения.
К тому же для охлаждения замерзающего уплотнения в случае
использования натриевого или натрий-калиевого теплоносителя
применение воды исключается. Необходимо использовать среду,
не взаимодействующую с металлом, а это предполагает уже трех-
контурную схему охлаждения.
Во всех насосах со свободным уровнем металла уплотняется
инертный газ с помощью торцевого уплотнения гидродинамическо-
го типа. Простейшая конструкция двойного торцевого уплотнения
вала по газу (УВГ) с невращающпмися аксиально подвижными
узлами показана на рис. 5.9. На валу 5 установлен неподвижный
опорный диск 6 (жесткий элемент), с которым соприкасаются уп-
лотнительные кольца 8. Каждое кольцо поджимается несколькими
цилиндрическими пружинами 4. Изменение нагрузки на парах
трения производится изменением силы сжатия пружин. Уплотни-
тельные кольца крепятся в металлической обойме 3 и за счет ре-
зиновых диафрагм 2 образуют подвижную в осевом направлении
232
Рис. 5 10. Уплотнение вала по газу (вариант 2):
.1 — газовая полость; Б — масляная полость; Б — атмосфера; 1. 7 — ннжний и верхний
несущие фланцы 2— диафрагма; 3 — холодильник; 4 — вращающийся опорный диск; 5,
9 — верхнее и нижнее подвижные кольца; б, 10 — верхнее и нижнее неподвижные кольца;
j— корпус
систему. Корпус 9 совместно с фланцами I и 7 образует масляную
полость Б, которая отделяется от газовой полости Л и атмосферы
В парой трения. Для того чтобы активный газ прошел через уп-
лотнение, ему необходимо миновать две пары трения и масляную
полость между ними. Давление масла в полости Б поддерживается
равным давлению газа в насосе плюс, давление столба масла (не-
сколько метров). Протечки масла через верхнюю пару (атмосфер-
ную) сливаются в герметичный бачок. Съем тепла может осущест-
вляться встроенным холодильником или циркуляцией масла через
вынесенный холодильник.
Па рис. 5.10 приведена конструкция с вращающимися аксиаль-
но подвижными узлами. Она отличается от предыдущей тем. что
в нижнем 1 и верхнем 7 иривалочных фланцах неподвижно закреп-
лены графитовые кольца 6 и 10. Стальныне кольца 5, 9, имеющие
подвижность в аксиальном направлении, закреплены в диске 4,
который вращается вместе с валом.
Уплотнение вала по газу для натриевых насосов, так же как
и торцевые уплотнения для водяных ГЦН, проектируют, принимая
во внимание прежде всего коэффициент нагруженности k. При
уменьшении коэффициента повышается сопротивляемость терми-
ческой деформации, однако увеличивается опасность раскрытия
стыка уплотняющих колец.
Нормальным режимом работы торцевого УВГ большинство
специалистов считают полужидкостное трение. Однако трудно
провести границу между трением жидкостным и полужидкостным,
233
когда уплотнение имеет малую протечку, а уплотнительная сре-
да — большую вязкость. Толщина смазочной пленки от 3 до
10 мкм обеспечивает полное несоприкосновение поверхностей
скольжения. Как указывалось выше, учет величины и распреде-
ление давления в зазоре чрезвычайно важны при проектировании
уплотнения. На основании имеющихся опытных данных для уп-
лотнения, работающего на масле, можно рекомендовать коэффи-
циент нагруженностп Л=0,75.
Статический расчет торцевых ВГ сводится к анализу опреде-
ляющих конструктивных параметров проектируемого УВГ и стрем-
лению, чтобы их величины укладывались в пределы, характерные
для уже хорошо зарекомендовавших себя образцов.
Изображенная па рис. 5 10 конструкция была принята за ос-
нову при разработке УВГ для насосов реакторов БОР-60, БИ-350
и БН-600, причем для насосов БН-350 и БН-600 она взаимозаме-
няема. Материал пар трения: графит 2П-1000 (неподвижное коль-
цо) -— азотированная сталь 38XMIOA (кольцо, вращающееся с ва-
лом). Сталь азотирована па глубину' от 0,4 до 0,6 мм с твердостью
верхнею слоя HRC = 56. Поверхность графитовых колец, кроме
плоскости контакта, омеднена с последующим лужением в целях
исключения утечки масла через поры графита. Удельная нагрузка
на пару трения составляет 0,25 МПа. Промежуточная камера
между парами грения заполняется маслом, образующим масляный
затвор. Суммарные протечки масла через обе трущиеся поверх-
ности не превышают 30 см3/ч. Подпитка маслом обеспечивается
бачком-питателем. Съем тепла в масляном уплотнении произво-
дится водяным холодильником, встроенным в корпус уплотнения.
Конструктивно уплотнение выполнено в виде единого блока, уста-
навливаемого в сборе на вал насоса.
Эксплуатация этих уплотнений показала их достаточно высо-
кую надежность и долговечность, но они имеют ряд недостатков.
Прежде всего это зависимость ресурса уплотнения от срока служ-
бы резиновой манжеты. Кроме того, прочностью манжеты oipanif-
чиваегся максимальное рабочее дав теине в уплотнении — до
0,25 МПа. Недостатком является также возможность раскрытия
одной из ступеней вследствие одностороннего перемещения вала
насоса (в статике) и соответственно перераспределения усилия
сжатия пружин между уплотнительными стыками. Усовершенство-
ванная конструкция уплотнения показана на рис. 5.11. Это уплот-
нение обеспечивает герметичность пасоса при аварийном увеличе-
нии давления во втором контуре до 2,0 МПа. Двойное торцевое
уплотнение гидравлически разгружено, имеет вращающиеся ра-
ди ально-подвижпые элементы 8 и 17, каждый из которых закреп-
лен в основании 9 и 13 соответственно. Основания, установленные
на ступицу 11 с радиальным зазором 0,05—0.10 мм, имеют как осе-
вую. так и некоторую угловую подвижность. Путь утечки масла
через радиальный зазор перекрывается проводкой круглого сече-
ния 10 из термостойкой резины. Уплотнительные кольца (как
подвижные, так и неподвижные) выполнены из силицированного
234
Рис- 5.11 Модернизированное
уплотнение вала по газу
j _ слив протечек в герметичный
бачок; 2 — подача воды в хо-
лодильник; 3 — слив воды'
из холодильника; 4 — слив про-
течек в иегерметнчпый ба-
чок; 5 — регулировочное коль-
цо; ’ б, 10, 16, 19 — резиновые про-
кладки: 7 18 — неподвижные гра-
фитовые кольца; 8, 17 — подвиж-
ные графит, выс кольца; 9, 13 —
подвижные основания; 11 — втул-
ка пала; 12—ползун; 14—штифт;
/5 -- сухарь
графита и уплотняются по опорным плоскостям (в местах контак-
та с несущими деталями) резиновыми прокладками круглого се-
чения 16 и 19. Восемнадцать пружин, равномерно расположен-
ных по окружности, прижимают вращающиеся уплотнительные
кольца к неподвижным с усилием 130 II. Пружины размещены в
ступице 11 таким образом, что среднее давление на площади кон-
такта уплотнительных колец не зависит от перемещения вала на-
соса. Передача крутящего момента от вала к уплотнительным
кольцам осуществляется поводковым устройством.
Трущиеся элементы поводкового устройства — сухарь 15 и пол-
зун 12 — выполнены из различных сталей и термообработаны. Ре-
гулировка величины зазора между ползуном и сухарем при сборке
производится вращением штифта 14, посадочная и несущая по-
верхности которого эксцентричны.
Резиновые прокладки круглого сечения вторичного уплотнения
10, герметизирующие радиальный зазор между ступицей и акси-
ально-подвижным основанием, защищены от выдавливания в за-
зор фторопластовыми кольцами. Газовая полость насоса гермети-
зируется прокладкой круглого сечения 6 и также защищается с
обеих сторон фторопластовыми кольцами.
Работоспособность УВГ зависит не только от хорошей совме-
стимости материалов трущейся пары и рационально выбранных
размеров для заданных параметров, но и от многих других так
называемых «случайных» факторов. Это, например, недостаточное
обеспечение чистоты при сборке, возможные отклонения по допус-
кам и др. С учетом этого узел выполнен в виде отдельного само-
стоятельного б, ока, который можно изготовлять и обкатывать
(прирабатывать) отдельно от насоса и без дополнительной ревизии
235
отправлять на сборку. Уплотнение монтируется в насос блоком,
причем для удобства монтажа регулировочное кольцо 5 распола-
гается над верхним фланцем уплотнения. Основные параметры,
размеры и особенности УВГ приведены в табл. 5.1.
Таблица 5.1. Характеристики уплотнений
Характеристики безманжетных уплотнений	Варианты уплотнений		
	1	2	3
Тип уплотнения Уплотняемая среда	Двойное торцевое механическое Инертный газ		
Запирающая среда	Минеральное вакуумное масло		
Давление уплотняемой среды, МПа	0-1	0—1,6	0—2,0
Диаметр уплотняемого вала, мм Материал уплотнительных колец	120	170 ПРОГ-2400С	250
Размеры графитовых уплотнительных ко-	018ОХ	0250 X	0340 х
лец, мм	Х0145Х18	X 0200x25	X 0280x30
Средняя скорость скольжения, м/с	12,4	11,2	15,2
Ширина контакта уплотнительных колец.	6	6	6
мм			
Площадь поверхностного контакта, сма	30	39	55
Усилие сжатия пружин, Н	1330	2500	2500
Среднее давление, создаваемое пружинами	0,22	0,32	0,23
на площади контакта, МПа			
Коэффициент нагруженности	0,84	0,84	0,67
Максимально допустимый ход вала насо-	6	8	14
са, мм Расчетный ресурс, ч			
	30 000	30 000	30 000
Мощность, потребляемая уплотнением при	5	7	15
максимальном давлении, кВт			
Максимально допустимая температура в	90	90	120
уплотнении, VC			
Большинство конструкций уплотнений зарубежных насосов для
жидкого металла не имеют принципиальных отличий от рассмот-
ренных.
Интересная конструкция уплотнения показана на рис. 5.12.
Его основным элементом является втулка, герметично закреплен-
ная па валу насоса и имеющая две
направленные навстречу друг другу
винтовые нарезки При вращении
вала втулка работает как винтовой
насос, поэтому в заполненном жид-
костью (маслом) зазоре между
втулкой и корпусом 1 возникает
перепад давления, препятствующий
Рис. 5 12 Схема вязкостного уплотнения:
•/ — корпус 2 — втулка вала: 3 — винтовые на-
резки; 4 — вал
236
1 2 3 4 5 6
Рис. 5.13. Схема стояночного уплотнения натриевого насоса:
)— корпус; 2— пружина, 3 — фторопластовое кольцо; 4 — гайка, 5 — фланец, 6 — силь-
фон
выходу уплотняемой среды (газа) наружу. Выполненные внутри
корпуса* каналы позволяют использовать возникающий перепад
хавления масла для того, чтобы организовать его циркуляцию
и отвести выделяющееся в зазоре тепло через оребренный корпус
в окружающее пространство. Гибкое крепление 3 втулки позволя-
ет ей за счет гидродинамического эффекта компенсировать биения
вала и сохранять равномерным кольцевой зазор, что повышает
эффективность втулки как винтового насоса. Кроме того, в кон-
струкции предусмотрено стояночное уплотнение, автоматически
закрывающееся от повышения давления под ним при остановке
насоса.
Стояночное уплотнение предназначено для герметизации по-
лости остановленного насоса при устранении неисправностей или
замене основного уплотнения, а также верхнего радиально-осе-
вого подшипника.
На рис. 5.13 показано уплотнение, разработанное для отечест-
венных насосов, перекачивающих натрий. Уплотняющим элемен-
том данного уплотнения является фторопластовое кольцо 3, уста-
новленное во фланце 5. Осевое перемещение фланца при включе-
нии уплотнения осуществляется подачей аргона под давлением во
внутреннюю полость сильфонов 6. При этом сильфоны растягива-
ются, преодолевая силу пружин 2, фланец с прокладкой поджима-
ется к выступу, герметизируя полость насоса. При снятии давле-
ния пружины открывают стояночное уплотнение.
5 3. СИСТЕМЫ, ОБСЛУЖИВАЮЩИЕ НАТРИЕВЫЕ НАСОСЫ
-Натриевые насосы обслуживают следующие системы: питания
уплотнения вала по газу, поддержания уровня натрия в бакс насо-
са, смазки подшипников, разогрева, регулирования частоты.
237
Рис 5.14 Схема маслосистемы насосов реактора БН-600:
/ — электродвигатель: 2 — напорный бак УВГ; 3 — т рубопровод слива масла; 4 — напор-
ный маслобак; 5, 7 — расходомерная шайба; 6 — напорный трубопровод масла, в — холо-
дильник: 9 — фильтр грубой очистки* 10 — насос винтовой; // — фильтр тонкой очистки;
/2 — циркуляционный бак; 13 — бак приема аварийных протечек масла; 14 — бак сбора
протечек через нижнюю ступень УВГ; 15 — бак сбора протечек через верхнюю ступень
Система питания уплотнения. Все насосы для перекачки натрия
снабжены системой питания маслом уплотнения вала по газу.
Схема такой системы приведена на рис. 5.14. Она имеет напорный
маслобак 2, соединенный с уплотнением, и два бачка приема про-
течек: 14 — через нижнюю пару трущихся колец, 15 — через верх-
нюю пару колец из полости, сообщенной с атмосферой. В общем
виде высота установки маслобака, м, определяется из условия
где РГп—максимальное давление газовой подушки в насосе,
МПа; Р& — давление в маслобаке, МПа; р — плотность масла,
кг/м3.
Из формулы следует, что маслобак располагается на 2 м вы-
ше, чем насос, если его газовая полость сообщается с газовой по-
лостью насоса. Если же полость бака сообщается с атмосферой,
то он дополнительно должен быть поднят над УВГ на высоту, ве-
личина которой пропорциональна величине избыточного давления
газа в контуре.
По мере утечек из УВГ заполнение напорных баков 2 обеспечи-
вается маслонасосом. Можно, в принципе, осуществить питание
УВГ не от напорного бака, а организовать постоянную циркуля-
цию масла через него и более эффективно отводить выделяющееся
тепло. Однако схема питания маслом УВГ, в которой подача мас-
ла в уплотнение осуществляется из периодически наполняемого
напорного бака, с точки зрения безопасности и экономичности яв-
238
ляется предпочтительной. На случай разгерметизации УВГ с од-
новременным нарушением нормального слива по трубопроводам
в баки 13, 14 в насосе предусматриваются полости, в которые
вместится весь объем масла из уплотнения и напорного бака На
период ремонта или замены уплотнения вала при наличии давле-
ния газа в насосе включается стояночное уплотнение
Охлаждение уплотнения вала обычно осуществляется техни-
ческой водой. Однако из-за опасности реакции натрия с водой в
случае их контакта принимаются особые конструктивные меры,
например охлаждение через двойные стенки, проектирование ох-
лаждающих элементов повышенной безопасности (исключение
разъемных соединений, сведение к минимуму сварных соединений,
увеличенные запасы по прочности, стабилизации температурных
напряжений) и др. Такие меры предосторожности оправдали себя,
и на отечественных насосах аварийные ситуации по этой причине
отсутствовали.
Одним из основных вопросов безопасной эксплуатации натрие-
вых насосов является вопрос об исключении возможности попада-
ния масла или его паров в первый контур. Натрий для установок
такого рода должен содержать углерода не более З-Ю-3^. Уве-
личение содержания углерода в натрии возможно в результате
попадания в пего паров масла из масляной ванны нижнего под-
шипника или из газовой полости герметичного бака сбора проте-
чек масла.
В масляную ванну нижнего подшипника сливается масло с тем-
пературой около 50 СС. Вся полость выше уровня натрия в баке
насоса заполнена аргоном. При пуске масляной системы в ванне
нижнего подшипника образуется масляный туман с концентрацией
по крайней мере не ниже концентрации насыщенных паров масла
при соответствующей температуре. Аналогичная картина наблю-
дается и в насосах, в которых УВГ располагается ниже подшип-
никового узла Только в этом случае в газовой полости присутст-
вуют пары масла. В баке насоса в начальный период работы над
натрием масляных паров нет. Таким образом, масляные пары или
туман в бак насоса могут попасть за счет диффузии, с потоком
газа, подсасываемым из масляной ванны пли газовой полости бака
герметичных протечек, а также при снижении уровня в баке на-
соса или при пуске маслосистемы. Проведенные для реактора
БН-350 расчеты показали, что количество паров масла, проникаю-
щих из подшипников в контур, может быть значительным. Замет-
ного снижения этой величины можно добиться заменой турбинно-
го масла на вакуумное, облачающее гораздо меньшей упругостью
паров (например, на бустерное масло марки «Г», упругость паров
которого при 50 С равна 0,02 На вместо 12 Па для масла Т22).
Из опенок следует, что такая замена приводит к снижению ве-
роятного количества масла, попадающего в контур, примерно в
150 раз.
Известен и конструктивный метод защиты от масляных паров,
практически полностью исключающий возможность их проникнове-
239
Рис. 5.15. Схема продувки
насосов реактора БН-350:
1-— расходомерная	шайба.
2 — компрессор;	3 — фнльтр-
маслоотделитель; 4 — фильтр-
ловушка; 5 — трубопровод от
coca парой масла; 6 — глав-
ный циркуляционный насос;
7 — трубопровод слива масла;
8 — подача очищенного газа;
3 —сборник масла
ния в основной контур циркуляции. Для насосов БН-350 разрабо-
тана специальная система продувки (рис. 5.15), состоящая из
компрессора 2, фильтра-маслоотделителя 3, ловушек паров 4, тру-
бопроводов и арматуры. Газ с парами масла отбирается из нижней
подшипниковой полости насоса, очищается в фильтрах и затем
возвращается в щелевой зазор в районе выгородки масляной ван-
ны и холодильника вала насоса. При постоянно работающей
системе продувки с расходом 30 м3/ч диффузионное проникновение
паров масла будет предотвращено. Попадание паров масла в бак
насоса из-за изменения давления в баке насоса (пульсации) при
нормальной работе на 1000 об/мин, очевидно, также будет невоз-
можно из-за гидравлического затвора, созданного системой про-
дувки. Следовательно, при наличии системы продувки проникно-
вение паров масла в контур возможно только по двум причинам:
с чистым потоком аргона, вдуваемого в щель для создания
гидравлического затвора. Плотность паров масла в потоке газа,
выходящего из сорбционного фильтра, составляет не более одной
десятитысячной плотности паров на входе в фильтр. Расчет пока-
зывает, что количество паров, проникающих в бак с чистым арго-
ном при работе на вакуумном масле, будет не более 6,5-10~4 г
в год;
из-за снижения уровня в баке насоса при пуске из горячего
резерва, которое будет уменьшено вследствие наличия гидравли-
ческого затвора, созданного системой продувки.
Однако более рациональным решением представляется распо-
ложение уплотнения вала по газу ниже масляного подшипника,
как это сделано, например, в ГЦН БН-600. При этом резко сокра-
щается количество паров масла в районе газовой полости ГЦН и
полностью исключается возможность заброса масла в теплоноси-
тель первого контура даже в случае разрушения УВГ. Последнее
гарантируется наличием внутренних полостей ГЦН общей вме-
240
стимостью 60 л, в то время как объем масла, которое может по-
ступить при аварийной ситуации из напорного бака и УВГ, заве-
домо не превышает 60 л.
Таким образом, даже при ошибочных действиях обслуживаю-
щего персонала масло в теплоноситель первого контура может
быть заброшено лишь в случае реализации следующей цепи неза-
висимых событий:
происходит заправка напорного бака;
торцевое уплотнение ГЦН первого контура разрушено;
нижний сигнализатор уровня в напорном баке уплотнения не
работает, отсутствуют блокировка на отключение ГЦН и сигнал
о неисправности торцевого уплотнения;
проходимость масла по трубе Ду 20 слива протечек масла че-
рез нижнюю пару трения уплотнения ГЦН отсутствует;
проходимость масла по трубе Ду 20 слива случайных протечек
масла из стояночного уплотнения отсутствует;
проходимость масла по трубопроводу Ду 50 слива масла из ка-
меры аварийных протечек отсутствует;
напорный бак к моменту разрушения торцевого уплотнения
оказался полон, резервные полости стояночного уплотнения и ка-
меры случайных протечек заполнены и не могут дополнительно»
принять масло из заправочной емкости объемом 50 л.
Очевидно, что одновременное наложение такого числа незави-
симых событий является крайне маловероятным. Поэтому можно
заключить, что надежность мер, предупреждающих заброс масла
из насосов реактора БН-600 в перекачиваемый теплоноситель, до-
статочно высока и необходимость в специальной системе продувки
отсутствует.
Система поддержания уровня теплоносителя в баке насоса.
Как уже отмечалось, все механические насосы для жидкого метал-
ла— вертикальные, со свободным уровнем металла в баке. Рабо-
чее колесо насоса размещается на такой высоте, чтобы при пер-
воначальном заполнении реактора оно было полностью залито. За
счет расширения теплоносителя при разогреве контура уровень
его в насосе несколько повышается. Кроме того, при работе насо-
са некоторая часть теплоносителя постоянно проникает в бак через
узкую кольцевую щель между валом и корпусом насоса, а в не-
которых конструкциях — между баком и корпусом из за наличия
перепада давления между заколесной полостью и баком насоса.
Изменения уровня в баке в зависимости от режима работы уста-
новки могут быть значительными. Поэтому принимаются специ-
альные меры для их ограничения.
Радикальным решением является применение привода с регу-
лируемой частотой вращения. Такой привод позволяет эксплуати-
ровать насосы с постоянным расходом независимо от числа парал-
лельно работающих насосов.
Реальны конструкционные решения с использованием специ-
альной системы по поддержанию уровня в баке. Однако это, бе-
зусловно, усложняет насосный агрегат.
241
Рис. 5.16. Схема сис-
темы принудитель-
ного возврата проте-
чек:
1—Сак главного цир-
куляционного насоса;
2 — соединение газо-
вых полостей; 3 — бак
слива протечек; 4 —
электромагнитный на-
сос; 5 — возврат про-
течек в основной кон-
тур
Оптимизация компоновочных и схемных решений для ЯЭУ в
целом также позволяет уменьши гь колебания уровня в баке насо-
сов. Например, если выполнить общими входные и выходные ка-
меры у всех теплообменников, то можно свести к минимуму коле-
бание уровня в насосе независимо от количества функционирую-
щих в данный момент ГЦН. Если же этого не делать, то при из-
менении количества работающих насосов с трех до одного (его
подача возрастет на 70%) изменение уровня в баке составляет
270 % номинального значения.
Для насосов с малым заглублением рабочего колеса предпоч-
тительна схема с поддержанием уровня в баке за счет перелива
теплоносителя по специальной трубе с возвратом его в контур.
Возможны два варианта такой системы.
1. Возврат протечек теплоносителя в контур вспомогательным
насосом, например электромагнитным (рис. 5.16). Подача вспомо-
гательного уровня насоса должна регулироваться так, чтобы изме-
нения в сливном баке не превышали допустимых пределов.
2. Саморегулируемый слив протечек в точку контура с давле-
нием меньшим, чем давление в баке насоса. В этом случае линия
возврата протечек может быть и внутренней, например через раз-
грузочные отверстия в рабочем колесе или по зазорам между ба-
ком и выемной частью, как это выполнено в насосах реактора
БП-600 (рис. 5.17). Если в процессе работы необходимо контроли-
ровать и регулировать величину протечек, то наиболее удобен
внешний контур с соответствующими контрольно-измерительными
приборами.
Саморегулируемая система поддержания уровня в насосах ре-
актора БН-350 представлена па рис. 5.18. Условия работы насосов
таковы, что за счет сопротивления всасывающего трубопровода
давление на всасывании меньше давления газа в баке насоса. Для
исключения возможности попадания газа через разгрузочные от-
верстия на всасывание насоса применено щелевое уплотнение ва-
ла с гарантированной протечкой в бак, возвращаемой в основной
контур, причем для ее возвращения в насосах используется пе-
репад между давлением газа в баке и давлением во входном па-
трубке насоса. Из бака насоса протечки по специальной трассе
слива протечек 5 возвращаются во всасывающую трубу 6. Для
поддержания в баке насоса практически постоянного уровня па
всех режимах работы слив протечек осуществляется полным се-
чением трубопровода (чтобы предотвратить захват газа) под уро-
242
Рис. 5.17. Схема системы слива проте-
чек в насосе реактора БН-600:
/ — рабочее колесо; 3 — всасывающая улит-
ка; 3 — гидростатический подшипник; 4 —
бак; 5 — вал насоса
Рис. 5.18. Схема системы поддержания
уровня в насосе реактора БН-350:
1 — реактор; 2 — насос первого контура:
3 — бак слива протечек; 4— теплообменник.
5 — трасса слива протечек; 6 — всасывающий
трубопровод ГЦН
вень в бак слива протечек 3. Слив организован через сепарацион-
ную емкость с поплавковым регулятором, который поддерживает
уровень в баке насоса, так чтобы он был всегда несколько выше
сливного отверстия. Это практически предотвращает увеличение
газа отводимыми протечками натрия. Небольшое количество газа,
которое все-таки может попасть в натрий, выделяется в сепараци-
онной емкости. Регулятор слива протечек (рис. 519) состоит из
корпуса и регулирующего устройства. Корпус регулятора пред-
ставляет собой бак, в который из бака насоса поступает натрий.
Регулирующее устройство состоит из поплавка 6, соединительных
тяг 5 и клапана. Клапан представляет собой корпус-седло 3,
внутри которого помещается игла 2 с двумя тарелками. Игла нз-
243
Рис 5.19 Схема бака слива про-
течек с поплавковым регулятором
разгруженного типа:
I — выходной патрубок; 2 — игла;
3 — корпус-седло: 4 — входной патру-
бок; 5 — тяги соединительные; 6 —
поплавок; 7 — уровнемер
Рис. 5.20 Зависимость подачи Q
через клапан при различном пе-
репаде h от высоты его подъема
меняет проходное сечение
клапана в зависимости от
уровня натрия в баке слива
протечек. Перемещение иглы
осущесюляется поплавком с
помощью соединительных
тяг. При пуске насоса созда-
ется перепад давления, ко-
торый вызывает понижение
уровня натрия в баке слива
протечек. Поплавок и игла
клапана перемещаются до
тех пор, пока игла полно-
стью не перекроет проход-
ное сечение отверстия регу-
лятора и не прекратится по
нижение уровня. При отсут-
ствии протечек из бака на-
соса игла клапана находится
в нижнем положении. При
увеличении протечек уровень
натрия в баке слива проте-
чек поднимается вместе с по-
плавком и увеличивает про-
ходное сечение регулятора
244
до тех пор, пока количество натрия, поступающего в бак проте-
чек, не станет равным количеству натрия, вытекающего из него.
Эта система весьма успешно в течение длительного времени фун-
кционирует на насосах БН-350. Характеристика поплавкового ре-
гулятора уровня приведена на рис. 5.20.
Система разогрева. Насосы для перекачивания жидкого метал-
ла снабжены системой элсктроразогрева для обеспечения предва-
рительного разогрева их корпусов перед заполнением, а также для
поддержания необходимой температуры металла внутри насоса.
Температура внутри бака натриевых насосов должна быть в пре-
делах 150—200°С. Полезно иметь на!реватели и па крышке насо-
са. Эти нагреватели позволяют перед пуском насоса расплавить
натрии, застывший в щелях между холодильником и валом насо-
са при его стоянке.
Система регулирования частоты вращения ГЦН. В качестве
привода ГЦН в подавляющем большинстве случаев используется
электродвигатель. Насосы первого и второю контуров в силу осо-
бенностей теплотехнической схемы установки должны иметь плав-
ное или ступенчатое регулирование частоты вращения.
Известны следующие приводы ГЦН с регулируемом частотой
вращения, применяемые в настоящее время в отечественной и
зарубежной практике.
асинхронный электродвигатель с изменением частоты вращения
при помощи электромагнитных муфт, гидромуфт и зубчатых ре-
дукторов;
двигатель постоянного тока с регулированием напряжения в
цепи якоря;
асинхронный двшатель с фазным ротором и жидкостным рео-
статом в цепи ротора;
двухскоростной асинхронный электродвигатель;
синхронный короткозамкнутый электродвигатель со статичес-
ким преобразователем частоты (вентильный привод);
асинхронный электродвигатель с фазным ротором, работающим
в системе асинхрошю-всптильного каскада (АВК).
Наиболее перспективными из перечисленных способов считают-
ся последние три, и именно они применяются в настоящее время
па современных установках.
Привод насоса с двухскоростпым асинхронным электродвига-
телем наиболее часто применяется ввиду его простоты. Снижение
частоты вращения происходит ступенчато за счет подключения об-
мотки с большим числом полюсов. Обмотка малой скорости может
быть выполнена независимо от обмотки большой скорости и может
подключаться к автономной сети аварийного источника. Достоин-
ства данного привода-
относительная простота конструкции;
простота схемы управления;
возможность питания обмотки малой частоты вращения от ав-
тономного источника, что увеличивает надежность привода;
245
возможность использования генераторного торможения для
уменьшения времени перехода с большей частоты па меньшую;
отсутствие систем регулирования частоты вращения, требующих
дополнительною помещения и снижающих надежность электро-
привода.
К недостаткам следует отнести:
ступенчатое регулирование частоты, что сокращает диапазон
возможных режимов установки в целом;
большие пусковые токи, ограничивающие число пусков электро-
двигателя;
более низкие энергетические показатели, чем у односкоростного
электродвигателя.
Привод насоса с синхронным электродвигателем и статическим
преобразователем частоты (вентильной электропривод) состоит из
статического преобразователя частоты с естественной коммутаци-
ей!, синхронного неявпополюсного электродвигателя и возбудите-
ля с системой управления. Этот вид привода заслуживает внима-
ния, потому что синхронный двигатель более надежен по сравне-
нию с асинхронным и обладает высоким пусковым моментом и ма-
лыми пусковыми токами, чем обеспечивается пуск ГЦН из тур-
бинного режима.
Недостатками данного электропривода являются
наличие бесконтактного возбудителя, увеличивающего высоту
двигателя;
сложность переключения двигателя на сеть и обратно на пре-
образователь из-за наличия поля двигателя;
необходимость установки разделительного трансформатора для
уменьшения искажений, вносимых в цепь;
необходимость дополнительного помещения для преобразовате-
ля частоты.
Блок-схема асинхронно-вентильного каскада (АВК) состоит из
асинхронного электродвигателя с фазным ротором, управляемого
роторного выпрямителя и управляемого инвертора. Наличие уп-
равляемого роторного выпрямителя обеспечивает возможность ре-
куперативного торможения двигателя, а также позволяет снизить
габаритную мощность инвертора и, следовательно, всего электро-
технического оборудования По технико-экономическим показате-
лям АВК обладает следующими достоинствами по сравнению с
другими приводами:
высоким КПД;
возможностью использования аппаратуры на напряжение не
свыше 1000 В;
малыми искажениями напряжения, вносимыми в сеть;
изменением частоты вращения без размыкания токовых цепей;
возможностью работы в аварийных режимах на сопротивлениях
в цепи ротора.
К недостаткам данного привода относятся:
сложность изготовления двигателя с фазным ротором;
большое количество оборудования;
246
необходимость периодической замены щеток электродвигателя.
Таким образом, регулируемый электропривод сложнее, дороже,
требует большей площади для размещения оборудования и менее
надежен, чем привод с фиксированной частотой вращения.
Оценивая характеристики регулируемых приводов, необходимо
отметить, что в режиме малой частоты вращения все они имеют
низкие энергетические показатели вследствие недоиспользования
мощности электрооборудования, что особенно заметно в длитель-
ных режимах расхолаживания или перегрузки активной зоны реак-
тора.
В этих случаях целесообразно использование специальною
электродвигателя — пони-мотора, установленного на главном
элсктродви!ателе и связанного с насосом через редуктор. Пони-
мотор позволяет снизить потребляемую из сети мощность (в ука-
занных режимах в 5—10 раз по сравнению с регулируемыми при-
водами и не менее чем в 2 раза по сравнению с двухскоростным
электродвигателем.
Критерии выбора схемы насоса. Как видно из изложенного
выше, натриевые насосы — это очень сложные агрегаты, имеющие
большую металлоемкость и значительную стоимость.
Тенденция развития быстрых реакторов обусловливает необхо-
димость разработки ГЦН с подачей не менее 15 000 м3/ч, и поэто-
му весьма важно уже на ранних стадиях проектирования выбрать
приемлемые конструктивные размеры насоса.
Ниже излагается методика выбора параметров и размеров на-
соса.
Из большого количества требований, предъявляемых к натрие-
вым насосам первого контура, обычно рассматривают три опреде-
ляющих фактора: избыточное давление инертного газа в реакторе,
массогабаритные характеристики насоса, стоимость изготовления
насосов.
Избыточное давление инертного газа в реакторе по условиям
прочности его корпуса, металлоемкости и конструкции уплотни-
тельных узлов поворотных пробок не должно превышать 0.04—
0,05 лМПа. Массогабаритные характеристики насоса зависят от
подачи, напора и частоты вращения вала. Учитывая, что напор
натриевых насосов невелик и слабо зависит от мощности реактора,
для анализа принимаем напор насоса постоянным, равным 100 м ст.
жидкости. Подача насоса при заданных значениях напора — наи-
более емкая характеристика, влияющая на компоновку, частоту
вращения вала, Maccoi абаритные характеристики насоса.
Анализ расчетов при выборе варианта конструкции показал,
что из условий бескавитационпой работы насосов (А/?р>Д/гДсШ) и
получения минимальных габаритов многоступенчатые схемы насо-
сов, имеющих последовательно работающие ступени, не имеют
преимуществ перед многопоточными схемами насосов, т е. насоса-
ми, имеющими два или несколько параллельных потоков. Поэто-
му в дальнейшем рассматриваются варианты конструкции насосов
с различным числом параллельных потоков.
247
Рис. 5 21. Зависимость частоты вращения вала от наружного диаметра колеса
насоса и от подачи при различном числе потоков (а) и конструкционные схемы
организации потоков в насосе при различном их числе (б)
На рис. 5.21 показан график зависимости частоты вращения
насоса и наружною диаметра его рабочею колеса от подачи для
различного числа параллельных потоков.
График удобен для выбора в первом приближении при задан-
ной подаче варианта конструкции насоса и опенки его габаритов.
На рис. 5.22 показаны схемные варианты решения одно-, двух-
и четырехпоточных проточных частей. Из анализа следует, что
увеличение количества параллельных потоков и проточной части
насоса приводит к увеличению допустимой (из условий бескави-
тационнои работы) частоты вращения вала, в результате чего
можно получить существенный выигрыш в габаритах насоса и его
стоимости. В этом смысле четырехпоточная схема имеет выигрыш
в стоимости около 30 % по сравнению с двухпоточпой конструк-
цией и около 20 % по сравнению с однопоточной. Однако увеличе-
ние числа параллельно работающих ступеней приводит к увеличе-
нию консоли вала и как следствие—к трехопорной компоновочной
схеме ГЦП.
Выполненный анализ позволяет утверждать, что:
1)	подача главного циркуляционного насоса первого контура
должна находиться в пределах 15—20 тыс. м3/ч. Это наиболее
приемлемый вариант с точки зрения минимальной стоимости комп-
лекта насосов на установку, умеренных габаритов, достаточно вы-
сокой частоты вращения. Дальнейший рост подачи единичного на-
соса связан со значительным увеличением его габаритов, услож-
нением технологии изготовления, повышением стоимости комплек-
та па установку. Уменьшение подачи единичного насоса также не-
желательно из-за значительного увеличения количества насосов на
установку и роста стоимости комплекта на объект. Кроме того,
увеличение количества насосов усложняет всю установку, увеличи-
вает ее габариты;
2)	увеличение количества параллельных потоков в насосе при-
водит к увеличению допустимой из условий бескавитационной ра-
боты частоты вращения вала насоса, в результате чего можно
248
Рис. 5.22. Схема одно- (а), двух- (б) и четырехпоточных (в) ГЦН:
1 — электродвигатель; 2 — соединительная муфта; 3 — осевой подшипник; 4— радиальный
подшипник. 5 — уплотнение вала; 6 — кессон; 7—биологическая защита; 8—вал; S — гид-
ростатический подшипник; 10— рабочее колесо; 11—диффузор. 12— обратный кла-
пан
получить существенный выигрыш в габаритах насоса и его стои-
мости. Однако это правило нс распространяется на однопоточный
насос, проигрыш в частоте вращения вала которого компенсирует-
ся уменьшением металлоемкости конструкции вследствие" ее
простоты. В итоге стоимость комплекта насосов однопоточной кон-
струкции на установку оказывается ниже стоимости комплекта
насосов двухпоточной конструкции;
249
3)	четырехпоточная конструкция насоса несмотря на ее слож-
ность имеет преимущество перед одно- и двухпоточной конструк-
циями в стоимости изготовления. Выигрыш в стоимости составляет
около 30 % по сравнению с двухпоточной конструкцией и около
20 % по сравнению с однопоточпой. Однако кроме увеличения
сложности гидравлической части четырехпоточная конструкция
имеет еще один недостаток: увеличение числа параллельно рабо-
тающих ступеней приводит к увеличению участка вала небольшого
диаметра, на котором они посажены, что требует установки рото-
ра такого насоса не менее чем на трех радиальных опорах.
Глава шестая
ПИТАТЕЛЬНЫЕ, КОНДЕНСАТНЫЕ И ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ
НАСОСЫ. НАСОСЫ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ
6.1. СХЕМЫ ВКЛЮЧЕНИЯ ПИТАТЕЛЬНЫХ НАСОСОВ
Как уже упоминалось во введении, конструктивные особенности
ПН зависят от схемы включения в систему и параметров рабочего
тела.
Возможны три схемы включения питательной установки — одно-
подъемпая, с бустерным насосом и двухподъемная.
При одноподъемной схеме (рис. 6.1, а) питательный насос
создает полное давление, необходимое для подачи воды в парооб-
разующую установку. При одноподъемной схеме с бустерным на-
сосом (рис. 6.1, б) напор последнего относительно невелик — около
1,5 лМ.Па, Его основное назначение — создать необходимый подпор
на всасе главного насоса. Основная часть необходимого напора
развивается главным насосом. Установка бустерного насоса обус-
ловлена следующими причинами. При увеличении мощности тур-
бин увеличивается и подача применяемых насосов. Но с увеличе-
нием подачи повышается требуемый подпор па всасе насоса, если
одновременно не снижать частоту вращения ротора. Снижение же
частоты вращения уменьшает напор, развиваемый ступенью насо-
са, по квадратичной зависимости и требует увеличения количества
ступеней. Это делает насос более тяжелым, дорогим и требующим
много места для установки (особенно для высокопапорных насо-
сов) .
Чтобы избежать этого, насос, как бы разделяют на два: пер-
вый— бустерный — имеет малую частоту вращения и не требует
большого подпора, второй — основной — большую частоту враще-
ния и, следовательно, получается более компактным, что возмож-
но благодаря подпору, создаваемому бустерным насосом. Оба на-
соса обычно приводятся в действие одним электродвигателем
и по существу представляют собой единый агрегат.
Одноподъемную схему с двумя насосами используют в атомной
энергетике при применении быстроходных турбоприводов пита-
250
Рис. 6.1. Схемы включения питательных насосов
/— подогреватели питательной воды; 2— деаэратор; 3. 5, 6. 7—питательный насос; 4—
бустерный насос
тельных насосов. При двухподъемной схеме (рис. 6.1, в) устанав-
ливают два питательных насоса с последовательным их включени-
ем. Первый из них должен создавать давление, обеспечивающее
невскппание питательной воды во всех ПВД, в том числе в пи-
таемом греющим паром первом отборе турбины. Поэтому давление
воды после насоса первого подъема должно быть выше давления
в первом отборе при любом режиме работы турбины. Далее вода
поступает в питательный насос второго подъема, создающий пол-
ное давление питательной воды.
Двухподъемная схема включения питательных насосов получи-
ла распространение только при сверхвысоких давлениях, которые
для атомной энергетики пока не характерны.
251
В качестве питательных насосов обычно используют центро-
бежные многоступенчатые насосы с сальниковым, а на однокон-
турных атомных станциях —с механическим уплотнением вала.
Число и производительность питательных насосов принимают с
учетом необходимой бесперебойности работы питательной уста-
новки Питательные центробежные насосы выбирают на полный
расход питательной воды для обслуживаемой ими установки — па-
рогенератора или реактора. Все насосы должны быть однотипны-
ми. Для мощности блока менее 500 МВт устанавливают один ре-
зервный насос. Число работающих насосов и производительность
резервного выбирают так, чтобы при включении одного из рабо-
тающих насосов и включения резервного производительность пи-
тательной установки сохранялась па уровне 100%. Если полную
производительность обеспечивают два работающих насоса, то ре-
зервный выбирается исходя из 50 %-ной нагрузки всей установки.
Так, для парогенераторов АЭС с ВВЭР-440 предусмотрены на
каждый блок один резервный и четыре основных насоса, работаю-
щих па питательную магистраль, общую для всех парогенераторов
каждого блока. Производительность каждого насоса составляет
25 % общего расхода питательной воды.
Для блока с ВВЭР-1000 резервирование питательных насосов
не предусмотрено При выходе из строя одного из двух установ-
ленных насосов соответственно снижается мощность блока. В зна-
чительной степени это обусловлено выбором для них турбопривода.
Для одноконтурных АЭС турбопрпвод менее применим, так как
появляется еще один элемент, требующий биологической защиты
(конденсатор приводной турбины). Для этих АЭС число и произ-
водительность питательных насосов выбирают с резервом, как бы-
ло указано выше.
В отношении резервирования и числа aiperaTOB для бустерных
насосов действуют те же правила, что и для основных.
Большое значение имеет выбор типа привода для питательных
насосов — электропривод или турбопривод с установкой специаль-
ной приводной турбины. Электропривод питательных насосов наи-
более распространен благодаря своей простоте, быстроте включе-
ния и высокому КПД. Для электропривода используют асинхрон-
ные электродвигатели. По условиям конструирования таких
двигателей верхний предел единичной мощности их ограничивает-
ся. Синхронные двигатели не ставят таких ограничений, по они
менее удобны при пуске и в эксплуатации. Поэтому, когда мощ-
ность питательной установки велика, целесообразно использовать
специальную приводную турбину, тем более что при этом КПД
станции повышается. Бустерный насос, обеспечивающий бескави-
тационную работу основного насоса, имеет привод от той же тур-
бины через понижающий редуктор.
Так, для АЭС на 1000 МВт и более мощность питательной
установки достигает (в зависимости от параметров и типа реакто-
ра) 20—25 /МВт. Для атомных станций турбопривод имеет еще и
то преимущество, что в случае аварийного обесточивания питание
252
Парогенераторы
турбины Nd	туро ины
Рис. 6 2. Схема включения питательного
насоса с турбоприводом
реактора может продолжаться до полного его расхолаживания
за счет снабжения приводном турбины свежим паром с выхлопом
последнего в атмосферу (для одноконтурной станции через барбо-
тер, установленный для сброса пара из предохранительных клапа-
нов). Положительными качествами турбопрпвода являются также
экономичное регулирование производительности насосов изменени-
ем числа оборотов, непосредственный привод насоса без редукто-
ра и неограниченная единичная мощность.
При установке для мощных блоков двух питательных насосов
по 10—12,5 МВт каждый приводная турбина должна быть много-
ступенчатой.
Для атомных электростанций с ВВЭР-1000 предусмотрен тур-
бопривод с конденсационной приводной турбиной с собственным
конденсатором и подачей конденсата в основной контур. Турбина
питается паром, отбираемым после промежуточного пароперегре-
вателя основной турбины (260°C; 1,144 МПа), но предусмотрена
также подача редуцированного острого пара На атомных электро-
станциях с ВВЭР-1000 устанавливают два питательных насоса с
турбоприводом. Напорные линии питательных насосов соединены
(рис. 6.2).
Для обеспечения аварийного питания парогенераторов в ус-
ловиях полного обесточивания предусмотрены четыре аварийных
электронасоса, производительность которых выбирают в зависи-
мости от мощности реактора в пределах 2—3 % номинальной.
Напорные линии насосов объединены. Всасывающие линии этих
насосов не объединены. Два насоса подсоединены каждый к от-
дельному аварийному баку холодного конденсата по 500 м3 каж-
дый, расположенным вне главного здания. Забор воды из этих ба-
ков возможен только аварийными насосами, поэтому эти баки
всегда заполнены, а после аварийного израсходования наполпяют-
253
<ся вновь. Аналогичное решение применимо для аварийного пита-
ния на одноконтурных АЭС.
В приложениях 4, 5 приведены технические характеристики
6 2. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
ПИТАТЕЛЬНЫХ НАСОСОВ
На рис. 6.3 представлена типичная конструкция ПН на отно-
сительно небольших напорах (ПН-100-53).
Эти насосы — центробежные, горизонтальные, однокорпусные,
секционного типа, с односторонним расположением рабочих колес
и гидравлической пятой для восприятия осевого усилия
Между входной 5 и напорной 11 крышками расположены сек-
ции 7, в которых по напряженной посадке установлены направля-
ющие аппараты 8 и уплотнения колес 9. Крышки и секции стяги-
ваются между собой длинными болтами, образуя корпус насоса.
Крышки и секции центрируются между собой на заточках. Герме-
тичность стыков обеспечивается за счет металлического контакта
от усилия затяжки болтов.
Оба патрубка насоса направлены вертикально вверх.
К крышке всасывания и корпусу гидропяты па заточках кре-
пятся корпусные детали концевых сальниковых уплотнений <?,
которые имеют кронштейны для установки корпусов и подшипни-
ков. Для охлаждения сальника и предотвращения выхода горячей
воды наружу предусмотрен подвод холодного конденсата. Холод-
ный конденсат подводится также к нажимной втулке для предот-
вращения парения сальника. Корпуса сальников имеют ребристую
поверхность для улучшения охлаждения. В каждом уплотнении
Рис. 6 3 Питательный насос на небольшие напоры:
I — подшипники скольжения; 2— вал ротора; 3 — сальниковое уплотнение вала; 4_____
сальниковая набивка; 5 — входная крышка; 6— рабочее колесо; 7— секции: 8— направляю-
щий аппарат; 9— уплотнение колеса; 10— корпус; 11— напорная крышка; 12 — подушка
пяты; 13 — разгрузочный диск; 14— опоры
254
устанавливается по четыре кольца сальниковой набивки 4. На-
правляющие аппараты в секциях фиксируются от проворачивания
винтами. Ротор насоса состоит из вала 2, комплекта рабочих ко-
лес 6 из стали 20X13, защитных втулок и разгрузочного диска 18
из стали 20X13. Рабочее колесо первой ступени имеет повышенные
антикавитационпые качества Колеса с помощью шпонок установ-
лены на вал по скользящей посадке. Разгрузочный диск через
втулку сальника круглой гайкой фиксируется на валу в осевом
направлении. Между диском и комплектом рабочих колес предус-
мотрен тепловой зазор.
Опорами ротора служат два подшипника скольжения 1 с
кольцевой смазкой. Корпуса подшипников и вкладыши имеют го-
ризонтальный разъем. Уровень масла в подшипнике контролиру-
ется маслоуказателем (щупом). В корпусах подшипников предус-
мотрены камеры для охлаждающей воды.
Гидравлическое разгрузочное устройство состоит из разгрузоч-
ного диска 13, подушки пяты 12 (сталь 30X13) и неподвижной ци-
линдрической втулки, которые крепятся в корпусе гидропяты круг-
лой гайкой. Вода из камеры гидропяты отводится во входной
патрубок.
Насос и электродвигатель соединяются между собой при по-
мощи эластичной пальцевой муфты.
На рис. G.4 приведена конструкция насоса для высоких пара-
метров (ПЭ-380-185/200).
С целью обеспечения безопасности эксплуатации насосы выпол-
нены двухкорпусными с внутренним корпусом секционного типа.
Принято одностороннее расположение рабочих колес.
При двухкорпусной конструкции усилия от присоединенных
трубопроводв воспринимаются очень жестким наружным корпусом
и не передаются внутреннему корпусу, обусловливая нормальную
его работу.
В наружном корпусе 5 из качественной углеродистой стали
устанавливается узел внутреннего корпуса 8, основные детали ко-
торого выполнены из хромистой стали С торцов наружный кор-
пус закрывается напорной 9 и входной 2 крышками. Напорная
крышка крепится к наружному корпусу шпильками. В корпусе
предусмотрена установка датчиков для контроля температуры
нагрева нижней и верхней частей насоса.
Конструкция насоса позволяет производить отбор питательной
воды от третьей ступени внутреннего корпуса. Отбор осуществля-
ется с помощью шести осевых сверлений в теле секции, вследствие
чего они имеют утолщенную обечайку. Вода попадает в камеру
между наружным корпусом и стыковой крышкой внутреннего кор-
пуса, а оттуда по сверлению в наружном корпусе направляется в
трубопровод отбора. В стыке между камерой отбора н полностью
между наружным и внутренним корпусами предусмотрены про-
кладки из хромистой стали.
Рабочие колеса 4 посажены на вал 6 по скользящей посадке
2-го класса точности. Между торцами ступицы рабочего колеса
255
Рис 6.4 Высоконапорный питательный насос:
/ — подшипники скольжения; 2 — входная крышка; 3 — направляющий аппарат; 4 — рабочее колесо, 5 — наружный корпус; б — вал: 7 — ко
жух: 8 — внутренний корпус; 9 — напорная крышка, 10 — концевые уплотнения: 11 — разгрузочный диск; 12 — подушка пяты; 13 — уплот
пенне рабочих колес
256
последней ступени и втулки разгрузочного диска предусмотрен
зазор для компенсации температурных расширений деталей ротора.
Для предотвращения попадания воды через этот зазор на вал пре-
дусмотрено двустороннее уплотнение с помощью колец из термо-
стойкой резины. Рабочее колесо первой ступени имеет увеличен-
ную входную воронку для повышения всасывающей способности.
Остальные колеса имеют одинаковую проточную часть. Уплотне-
ния рабочих колес промежуточных ступеней 13— двухщелевые с
зубом, первой ступени — однощелевое, гладкое. Межступенные
уплотнения — однощелевые ступенчатые.
Осевое усилие, действующее на ротор, воспринимается гидрав-
лическим разгрузочным устройством — гидропятой, состоящей из
разгрузочного диска 11 и подушки пяты 12, закрепленной в на-
порной крышке.
Соединение секций внутреннего корпуса осуществляется на
цилиндрических заточках при помощи шпилек. Плотность стыков
секций достигается за счет металлического контакта уплотняю-
щих поясков. В качестве дополнительного уплотнения в стыках
устанавливаются кольца из термостойкой резины. Направляющие
аппараты 3 устанавливаются в секциях по напряженной посадке
и фиксируются от проворачивания специальными винтами.
Концевые уплотнения 10 — щелевого типа с промежуточным
подводом холодного и отводом отработанного конденсата. На вы-
ходе из концевых уплотнений предусмотрены водоотбойныс коль-
ца для исключения возможности попадания воды в подшипники
при аварийном состоянии уплотнений.
В некоторых ПН используется комбинированная первая ступень
с предвключенным осевым колесом (рис. 6.5). Применение такой
ступени дает возможность уменьшить высоту расположения де-
аэратора или отказаться от применения бустерного насоса. Пред-
включенное колесо работает в условиях развитой кавитации, оно
обеспечивает бескавитационную работу центробежной ступени.
Колесо выполнено из стойкой против кавитационного разрушения
хромистой стали. Для уменьшения кавитационных разрушений
предвключенное колесо иногда бывает выполнено с увеличенным
зазором по внешнему диаметру.
Рассмотрим более подробно конструктивные особенности от-
дельных \злов ПН.
Корпус насоса. Распространение получили три типа конструкции
корпуса.
корпус с осевым разъемом, секционный и двойной корпуса
(рис. 6.6).
Разъемный корпус (рис. 6 6, а) состоит из двух частей* нижней
крышки 2 и крышки корпуса 1, изготовляемых отливкой формы.
Непосредственно в отливках выполняются спиральные и кольцевые
подводы, отводы и переводные каналы. Иногда жидкость от сту-
пени к ступени переводится по переводным трубам, которые более
благоприятны в гидравлическом отношении по сравнению с пере-
водными каналами, но увеличивают габариты насоса. Отливка
9 Зак. 812	257
258
Рис. 6.6. Конструкции корпуса питательных насосов:
и — разъемный: 1 — крышка корпуса; 2 — нижняя крышка; 3— крышка; 4— стяжные бол-
ты: б — секционный: 1 — крышка всасывания; 2— секция; 3— крышка нагнетания; 4—
стяжной болт; в — двойной: 1 — наружный корпус; 2— внутренний корпус; 3. 5 — крышка
нагнетания п всасывания; 4 — шпилька
корпусных деталей должна обеспечивать высокую точность геомет-
рических размеров и чистоту поверхностей проточной части.
Крышка корпуса обычно крепится к нижней части шпильками.
Плоскость разъема уплотняется или прокладкой толщиной 0.5—
1 мм, или за счет металлического контакта тщательно обработан-
ных плоскостей крышки и нижней части корпуса. Наличие гори-
9*	259
зонтального разъема даст возможность производить разборку на-
соса без отсоединения трубопроводов.
Для неагрессивных холодных жидкостей при давлениях до
5 МПа корпус обычно отливается из серого чугуна. При более
высоких давлениях применяется литье из углеродистой стали.
Для специальных насосов корпуса отливаются из легированных
сталей.
Секционный корпус (рис. 6.6, б) применяется для многоступен-
чатых насосов. Корпус состоит из крышек всасывания 1, нагнета-
ния 3, комплекта секций 2, соединенных между собой стяжными
болтами 4.
Крышки всасывания и нагнетания выполняются цельнолитыми,
сварно-литыми или сварно-коваными с приварными патрубками,
опорными лапами, направляющими шпонками. К крышкам под-
соединяются корпуса концевых уплотнений.
Секции, представляющие собой литые, кованые или штампо-
ванные цилиндрические оболочки, центрируются между собой
крышками на цилиндрических заточках по напряженной’посадке.
Уплотнение стыков осуществляется за счет металлического контак-
та тщательно обработанных уплотняющих поясков или при помо-
щи уплотнительных колец круглого сечения. В особо ответствен-
ных насосах применяют комбинированное уплотнение стыков: ме-
таллический контакт и резиновое кольцо.
Секции отдельных ступеней находятся под разным внутренним
давлением, однако по технологическим соображениям они обычно
выполняются с одинаковой толщиной стенок. Если конструкцией
насоса предусмотрен отбор жидкости от промежуточной ступени,
то ее секция имеет увеличенную толщину цилиндрической части.
Крышки насоса изготовляются из серого чугуна, углеродистой
или малолегированной стали. Уплотнительные пояски крышек
могут иметь наплавку электродами из нержавеющей стали.
Двойной корпус (рис. 6.6, в) состоит из наружного 1 и внутрен-
него 2 корпусов, закрытых с торцов крышками всасывания 5 и
нагнетания 3.
Основной деталью является наружный корпус, представляю-
щий собой кованый полый цилиндр. К корпусу привариваются
входной и напорный патрубки, которые могут быть расположены
вертикально вверх или вниз.
Правильность осевого расположения корпуса при тепловом
расширении обеспечивается двумя продольными шпонками в ниж-
ней части корпуса, которые с малым зазором входят в пазы на-
правляющих планок плиты.
В некоторых конструкциях планки плиты имеют передвижные
щеки, с помощью которых устанавливается необходимый зазор
при установке корпуса на плите.
Наружный корпус имеет со стороны входного патрубка уступ
для упора внутреннего корпуса, разграничивающий полости вы-
сокого и низкого давления, который имеет эрозионно стойкую на-
плавку. В корпусе предусмотрены расточка для камеры отбора и
260
Рис. 6.7. Направляющий аппарат
эксцентричная выточка для подвода жидкости к напорному па-
трубку. В теле корпуса имеются радиальные каналы для подсое-
динения трубопроводов отбора. Выполнены также специальные
отверстия для прогрева насоса.
Крышка нагнетания 3 крепится к торцу наружного корпуса при
помощи шпилек 4. Крышка воспринимает большие усилия от
давления, создаваемого насосом Наряду с прочностью она должна
обладать достаточной жесткостью, что определяется условиями
работы узлов гидравлической разгрузки и концевого уплотнения,
расположенных в крышке. В крышке имеется сверление, по кото-
рому отводится вода от гидравлического разгрузочного устройства.
С наружной стороны к крышке шпильками крепится корпус зад-
него концевого уплотнения.
Вместе с ротором детали внутреннего корпуса 2 образуют про-
точную часть насоса. Корпус представляет собой набор отдель-
ных секций, скрепленных между собой болтами. Секции, в которых
выполнены каналы для отбора, имеют увеличенную толщину стен-
ки. Они крепятся между собой специальными винтами. Конструк-
ция внутреннего корпуса аналогична секционному.
Секция последней ступени внутреннего корпуса выполняется
как одно целое с направляющим аппаратом и имеет бурт для цент-
ровки с крышкой нагнетания.
Внутренние корпуса питательных турбонасосов имеют горизон-
тальный разъем, позволяющий применять неразборный ротор.
Внутри секций по плотной или скользящей посадке устанавли-
ваются направляющие аппараты, которые от проворачивания в
секции фиксируются специальными стопорными штифтами.
Наиболее часто встречающиеся типы направляющих аппаратов
показаны па рис. 6.7. На рис. 6.7, а представлен направляющий
аппарат лопаточного или канального типа, в котором диффузор-
ные отводящие каналы соединены непосредственно с обратными
261
Рис. 6.8 Конструкция ротора питательного насоса:
/ — полумуфта 2 — защитные кольца: 3 — вал; 4 — рабочее колесо. 5 — разгрузка от осе-
вого у <ла; 6 — водоогбойкые кольца
подводящими каналами следующей ступени; па рис. 6.7, б —
направляющий аппарат лопаточного типа, в котором отводящие и
обратные подводящие каналы разъединены безлопаточным коль-
цевым пространством; на рис. 6 7, в — направляющие аппараты,
в которых каналы отвода выполнены в одной детали, а обратные
подводящие каналы — в сопрягаемой с вей детали.
При неразборном роторе насоса приходится применять направ-
ляющие аппараты с разъемом по оси ротора (рис 6 7, г). Обе
половинки соединяются между собой болтами.
Ротор (рис. 6 8, в) состоит из вала 3, комплекта рабочих ко-
лес < деталей разгрузки осевого усилия 5, защитных 2 и водоот-
бойных (маслоотбойных) 6 колец, полумуфты 1 и крепежа.
В одноступенчатых насосах рабочее колесо располагается либо
на консольном участке вала с вылетом (рис. 6 8, </), либо между
опорами (рис. 6.8, б) на равном расстоянии между опорами.
Конструкция ротора многоступенчатого насоса зависит от кон-
структивной схемы насоса. При одностороннем расположении ра-
бочих колес и скользящей посадке па вал (разборный ротор)
рабочие колеса торцами ступиц упираются друг в друга и переда-
ют суммарное осевое усилие на бурт вала (рис. 6.8, в). В случае
пепсрпендпкулярности торцов ступиц возможны возникновение
перетоков жидкости по валу и его дополнительный изгиб. Поэтому
торны ступиц рабочих колес обрабатываются с перпендикучяр-
постью 0,01—0,02 мм при высокой чистоте контактных поверхно-
стей. В горячих насосах между комплектом рабочих колес и упор-
ной втулкой предусмотрен зазор 0,5—1 мм для компенсации тепло-
262
вых расширений деталей ротора. Скользящая посадка рабочих ко-
лес на вал создает возможность для разбалансирования ротора.
Для обеспечения надежной стабильности балансировки рабочие
колеса должны быть посажены на вал с натягом (рис. 6 8, г).
Сборка и разборка такого ротора, как правило, производится с
подогревом ступицы рабочего колеса. Вал такого ротора имеет
ступенчатое уменьшение диаметров посадочных поверхностей под
колеса.
При больших осевых силах во избежание смятия торцов ступиц
рабочие колеса по группам или каждое в отдельности имеют ин-
дивидуальный упор в разъемное кольцо, располагаемое в выточке
вала.
Максимальный диаметр вала обычно выбирается в месте по-
садки рабочих колес, а к концам вала диаметр ступенчато умень-
шается.
Валы насосов, перекачивающих холодные жидкости, обычно
изготовляются из проката пли поковок стали 40 45 или 40Х. Ма-
териал вала горячих насосов должен сохранять свои механические
свойства при высоких температурах и иметь коэффициент линей-
ного расширения, примерно равный коэффициенту линейного рас-
ширения других дета ien ротора. Для валов питательных насосов
широко применяются поковки из стали 40ХФА. Для предохране-
ния вала от коррозии и эрозии применяются втулки — цилиндри-
ческие детали, насаженные на вал. Основное требование к ним —
высокая твердость наружной поверхности. Часто втулки изготовля-
ют из термообработанной хромистой стали.
В энергетических центробежных насосах преобладающее рас-
пространение получили рабочие колеса закрытого типа, заготов-
ки для которых получаются методами точного литья Рабочие ко-
леса двустороннею входа выполняются цельнолитыми или состоя-
щими из двух половин (сварно-литыми). Наиболее часто рабочие
колеса высоконапорпых насосов изготовляются из хромистой ста-
ли 20Х13Л, углеродистой стали 25Л и чугуна СЧ18-36.
Соединительные муфты в энергетических насосах чаще всего
применяются трех типов: упругие, упруго-пальцевые и зубчатые.
Посадка их па вал производится обычным способом.
Важными конструктивными элементами являются уплотнение
насоса и подшипниковые опоры. Конструктивные особенности уп-
лотнения вала и подшипниковых опор, а также методики их рас-
чета приведены в гл VII.
6.3.	ПИТАТЕЛЬНЫЕ НАСОСЫ ЗАРУБЕЖНОГО ПРОИЗВОДСТВА
Конструктивное исполнение зарубежных питательных насосов
имеет много сходных решений с исполнением отечественных на-
сосов.
Для мощиых насосов высокого давления большинство фирм
приме 1яют двухкорпусную конструкцию. В то же время ряд фирм
выпускает однокорпусные питательные насосы с давлением нагне-
263
Рис. 6 9 Зоны использования одно- и двух-
корпусных насосов
Рис. 6.10 Питательный одноступенчатый
насос
тания 40 МПа и выше. Решающее влияние при выборе схемы на-
соса имеет соотношение между создаваемым давлением и темпе-
ратурой перекачиваемой жидкости. На рис. 6.9 приведены зоны
использования однокорпусных и двухкорпусных насосов, опреде-
ляемые на основании статистического обследования питательных
насосов зарубежных фирм.
Па АЭС обычно используются два параллельно работающих
питательных насоса. Для повышения надежности в насосах при-
меняются малое число ступеней, жесткий большого диаметра вал,
разгрузка осевой силы с помощью барабана с упорным подшипни-
264
ком Митчела или комбинированным (гидропята и барабан)
устройством, увеличенные зазоры в уплотнениях.
Большинство питательных насосов для АЭС за рубежом вы-
полняются одноступенчатыми с рабочим колесом двустороннего
входа Примером может служить насос (рис. 6.10), имеющий сле-
дующие основные параметры-
Подача, т/ч (м3/с)...........................................   2345(0,67)
Напор, м........................................................•	835
Температура перекачиваемой жидкости, К •	  412
Частота вращения, об/мин............................................ 5645
Мощность насоса, кВт................................................ 6600
Спиральный корпус насоса с двухзаходной спиралью имеет два
торцевых разъема, закрываемых крышками. Применение двухза-
ходной спирали не только уравновешивает радиальные силы, но и
повышает жесткость корпуса. Язык спирали продлен в напорный
патрубок, направленный вертикально вверх. Стыки уплотняются
плоскими металлоасбестовыми прокладками, хорошо работающи-
ми при резких колебаниях температуры. Надежность обжатия про-
кладок обеспечивается за счет применения промежуточных кры-
шек корпуса. Принятая конструкция корпуса позволяет довольно
просто производить разборку и сборку насоса без отсоединения
трубопроводов.
Ротор насоса обладает повышенной жесткостью за счет боль-
шого диаметра вала, малого расстояния между опорами, плотной
посадки деталей ротора на вал. Это дает возможность кратковре-
менной работы насоса при запаривании. Неуравновешенные осе-
вые усилия ротора воспринимаются двусторонним сегментным
упорным подшипником.
Опорные подшипники скольжения с принудительной смазкой
из-за отсутствия выносных корыт максимально приближены к ра-
бочему колесу насоса
Конструкция двухступенчатого высокооборотного питательного
насоса с подачей 1150 м3/ч, частотой вращения 8650 об/мин пред-
ставлена на рис. 6.11. Параметры ступеней следующие
Первая Вторая
Параметр	ступень ступень
Напор, ....................................................... 1157	760
Мощность, кВт . . . •	•................................... 4600	3090
Диаметр рабочего колеса,	мм.................................... 340	200
Конструктивными особенностями данного насоса являются:
малое число ступеней, отсутствие сильно нагруженной напорной
крышки, удобство сборки-разборки.
Литые рабочие колеса из хромокобальтового сплава имеют ин-
див {дуальные упоры на валу. Число ступеней выбрано по пределу
прочности материала для обеспечения коэффициента удельной
оыстроходности ступени ns= 1004-120. Осевое усилие уравнове-
265
Рис. 6 11 Высокооборотныи двухступенчатый питательный насос
шивается разгрузочным барабаном. Остаточные неуравновешен-
ные усилия воспринимаются двусторонним упорным подшипником
скольжения. Соединение насоса с приводом осуществляется упру-
гой муфтой с металлическим элементом. Привод насоса располо-
жен с напорной стороны насоса
В качестве концевых уплотнений применены лабиринтные ще-
левые уплотнения. Уплотнение ротора при неработающем насосе
осуществляется сегментами, прижимающимися витыми пружина-
ми. При частоте вращения 660 об/мин под действием центробеж-
ных сил эти уплотнения раскрываются и начинают работать щеле-
вые уплотнения. Для уменьшения протечек на втулках уплотнений
и разгрузочном барабане выполнены кольцевые канавки.
Опорные подшипники скольжения максимально приближены к
рабочим колесам для уменьшения пролета вала.
Увеличенные зазоры в целевых уплотнениях ступеней, жесткий
вал, разгрузочный барабан дают возможность кратковременно ра-
ботать при парообразовании в проточной части в случае выхода
из строя бустерного насоса.
При числе ступеней бопес десяти в некоторых насосах иност-
ранных фирм испозьзуется дополнительная промежуточная опора
в середине насоса в виде гидростатического подшипника. В момент
пуска насоса опора работает как обычный подшипник скольже-
ния, смазываемой перекачиваемой жидкостью. При работе насоса
под действием напора одной ступени опора работает как гидро-
статический подшипник, уменьшает прогиб и повышает крити-
ческую частоту вращения ротора.
266
Рис. 6.12 Предвключенный питательный насос:
1 — рабочее колесо: 2—корпус 3 —подвод: 4,	9—входной и напорный
патрубки; 5— ротор, 6 — торцевое уплотнение: 7 — подшипник; 6’ — уплот-
нительные кольца рабочего колеса: 10 — осевой подшипник
В связи с возросшей единичной мощностью блоков АЭС уве-
личилась мощность питательных насосов. Вместе с тем существен-
но возросли требования по надежности. Поэтому в последнее время
некоторые зарубежные фирмы перешли на изготовление сварно-
кованых корпксов предвключенпых питательных насосов (анало-
гично корпусам основных насосов). Эти корпуса имеют простую
цилиндрическую форму, поддающуюся более точному расчету и
проверке качества металла и сварных соединений рентгеном и
ультрадефектоскопией.
Типовая конструкция предвключенного питательного насоса
для АЭС показана на рис. 6 12.
Насос — горизонта тьный одноступенчатый с рабочим колесом 1
двустороннего входа. Базовой деталью насоса служит корпус 2,
выполненный из стальной отливки за одно целое с входным 4 и
напорным 9 патрубками и опорными лапами. Подводы насоса 3
являются продолжением входного патрубка и образуют камеры
подвода воды к рабочему колесу, а также служат торцевыми
крышками корпуса насоса и базовыми деталями для размещения
тепцевых уплотнений 6 вала и крепления подшипников скольже-
н я насоса 7. Отводящее устройство воды из насоса — двухзавпт-
ковая спираль, переходящая в напорный патрубок.
Ротор насоса 5 опирается на подшипники скольжения. Для
восприятия неуравновешенных сил ротора предусмотрен упорный
подшипник скольжения 10 типа Кингсбери
абочее колесо и уплотнительные кольца 8 рабочего колеса
ып л йены из высокохромистой стали.
267
6.4.	ИСПЫТАНИЯ И ПОДГОТОВКА К ЭКСПЛУАТАЦИИ ПИТАТЕЛЬНЫХ
НАСОСОВ ДЛЯ АЭС
Испытания питательных насосов для АЭС осуществляются по
ГОСТ 6134—71 «Насосы динамические. Методы испытаний».
Приемо-сдаточные, испытания серийных насосов производятся
с целью проверки их соответствия основным требованиям техни-
ческой документации, утвержденной в установленном порядке, на
стендах заводов — изготовителей насосов, как правило, на пони-
женной частоте вращения. Приемо-сдаточным испытаниям под-
вергается каждый насос.
В комплект питательных электронасосных агрегатов входят:
питательный насос в собранном виде, электродвигатель и другие
изделия, а также техническая документация.
Комплектность поставки определяется техническими условиями
завода-изготовителя.
Электродвигатель, приводная турбина и их комплектующие
изделия поступают на электростанцию непосредственно с заво-
дов-изготовителей этого оборудования.
Монтаж и наладку насосного агрегата должны производить
специализированные организации под техническим руководством
заводов-изготовителей насоса и привода насоса.
На монтажную площадку насосы поступают запломбированны-
ми. Поэтому при наличии заводских пломб проточную часть насоса
можно не вскрывать, но следует обязательно проводить ревизию
подшипников и узла разгрузки ротора, концевых уплотнений вала.
Ревизия производится по усмотрению шеф-персонала предприятия-
изготовителя.
Ревизия подшипников заключается в их расконсервации и про-
верке зазоров во вкладышах подшипников, а также натягов меж-
ду вкладышами и крышками подшипников. В случае их несоот-
ветствия требованиям чертежей производится подгонка После
ревизии подшипников и перемещения ротора насоса в радиальном
положении согласно чертежу при помощи установочных винтов
подшипников осуществляется проверка осевого положения ротора
и ревизия разгрузочного устройства.
Подгонка осевого положения ротора осуществляется: при на-
личии гидропяты — подрезкой торца втулки или рабочего торца
разгрузочного диска гидропяты, при наличии разгрузочного бара-
бана— подрезкой торцов прокладок, находящихся под колодками
упорного подшипника.
Насос, прошедший ревизию, поступает на монтаж. При монта-
же насос выставляют па фундаменте на закладных прокладках в
положение, указанное на строительном чертеже, центрируют по
оси с приводом и крепят фундаментными болтами. Центровка
производится специальными приспособлениями, поставленными
заводом-изготовителем, с использованием индикаторов. Точ-
ность центровки указана на чертежах и в техническом паспорте
насоса
268
После установки в проектное положение насосного агрегата и
комплектующих узлов (маслоустаповка, компенсационное устрой-
ство) осуществляют монтаж трубопроводов. Важным моментом
при монтаже трубопроводов является их чистота внутри и отсут-
ствие усилий, передающихся на агрегат, превышающих величины,
указанные на чертежах.
Смонтированный насосный агрегат в местах установки на фун-
дамент заливается бетоном. Пуск и остановка питательных насо-
сов осуществляются автоматически. Перед пуском наладку, конт-
роль работы КИП и автоматики производит специализированная
организация.
6.5.	КОНДЕНСАТНЫЕ НАСОСЫ
Для выбора числа и производительности конденсатных насосов
решающее значение имеет подход к их резервированию. Напри-
мер, для АЭС с ВВЭР-1000 конденсатные насосы выбраны без ре-
зерва— два на одну турбину К-500-60/1500, т. е. каждый на 50 %
производительности. Поскольку устанавливают два насоса, выход
из строя одного из них вызывает не остановку машины, а лишь
снижение мощности. Так как установка конденсатного насоса об-
ходится недорого, то более целесообразно использование трех на-
сосов— двух рабочих и одного резервного, каждый па 50 % произ-
водительности, тем более что обычно конденсатные насосы выхо-
дят из строя чаще, чем питательные.
Конденсатные насосы выбирают всегда с электроприводом, так
как потребляемая ими мощность существенно меньше, чем пита-
тельных
Напор конденсатных насосов определяют исходя из давления
в деаэраторе и преодоления сопротивления всей регенеративной
системы и всего тракта от конденсатора до деаэратора, в том числе
н высоты гидростатического столба в связи с установкой деаэра-
тора па значительной высоте по условиям обеспечения подпора
питательных насосов. Если же принята бездеаэраторная схема, то
конденсатный насос работает по отношению к питательному как
бустерный и выбор обоих насосов необходимо делать совместно.
Параметры некоторых конденсатных насосов могут быть выбра-
ны из табл. 1.2 Применяют обычно сальниковые насосы (т. е. на-
сосы с протечкой). Насосы с напором более 100 м выполняются
многоступенчатыми с односторонним расположением колес по
схеме, аналогичной изображенной па рис. 1.16.
Рассмотрим конструктивные особенности конденсатных насо-
сов. Конденсатные насосы Кс-1000—220 иКС-1600-220 (рис. 6.13) —
центробежные, горизонтальные, спирального типа, одноступенча-
тые, с рабочим колесом двустороннего входа, предназначены для
подачи конденсата с температурой до 333 К.
у1нтой чугунный корпус 3 имеет осевой разъем в горизонталь-
ной плоскости. Обе части корпуса соединяются с помощью шпилек,
по разъему проложена паронитовая прокладка толщиной 0,5 мм.
В корпусе отлиты каналы полуспирального подвода и двухзавит-
269
Рис. (i 13 Одноступенчатым конденсатный насос-
Л б подшипники скольжения; 2 —концевые уплотнения; 2 — корпус; 4 — рабочее колесо; 5 — вал
270
нового спирального отвода. Входной и напорный патрубки распо-
ложены горизонтально в противоположные стороны в нижней час-
ти корпуса. Для выпуска воздуха из насоса в верхней части име-
ется отверстие с вентилем, в нижней части выполнены заглушен-
ные пробками отверстия для слива воды из насоса
Ротор насоса состоит из вапа 5, рабочего колеса 4, втулок,
полу муфты и крепежа. Сварно-литое рабочее колесо из хромистой
стали двустороннего входа посажено на шпонке и в осевом на-
правлении фиксируется резьбовыми втулками. Направление резь-
бы выполнено таким образом, чтобы предотвратить самоотвинчи-
вание втулок при работе насоса. Под сальниковыми втулками
предхсмотрены резиновые уплотнения для предотвращения проте-
чек по валу. На коническом конце вала со стороны привода поса-
жена зубчатая полумуфта. Ротор в сборе балансируется динами-
чески.
Опорами ротора служат подшипники скольжения 1, 6 с прину-
дите 1ьиой и кольцевой смазкой. Корпуса подшипников выполнены
таким образом, что в них постоянно находится определенное ко-
личество масла.
Концевое уплотнение 2 насоса — сальникового типа с кольцом
гидрозатвора. Уплотнение охлаждается холодным конденсатом,
который по отверстиям из охлаждающей полости подводится к
кольцу гпдрозатвора. Доступ к уплотнению ослществляется через
окна в корпусе подшипника. Рекомендуемая набивка сальника —
АГ-1. В последнее время в ряде насосов применяется торцевое
уплотнение.
Электродвигатель устанавливается на фонарь насоса и соеди-
няется с ним упругой муфтой.
На рис. 6 14 приведен конденсатный насос КсВ 200-220. В оте-
чественной практике конденсатные насосы с подачей 200 м3/ч и
выше — центробежные, вертикальные, двухкорпусные, секционные,
многоступенчатые, с односторонним расположением колес. Отличи-
тельной особенностью насосов данного типа является то, что их
сборка и разборка может производиться без отсоединения трубо-
проводов.
Сварной наружный корпус состоит из двух частей: приемной
17 и напорной 7. К наружному корпусу приварены расположенные
горизонтально в противоположные стороны входной и напорный
патрубки. В приемной части корпуса имеются резьбовые отвер-
стия для отвода паров и слива воды из насоса.
Внутренний корпус состоит из напорной крышки 8, корпусов
секции 11 с направляющими аппаратами 12. подвода к первой
ступени 14. Эти детали внутреннего корпуса соединены между
собой стяжными шпильками и центрируются друг с другом на
цилиндрических заточках. В корпусах секции установлены уплот-
няющ ic кольца десяти рабочих колес, в направляющих аппара-
тах — кольца девяти межступенчатых уплотнений. К напорной
крышке крепятся опорный фонарь 4 электродвигателя и унифи-
цированные для всех насосов корпуса сальникового уплотнения 6
271

и опорно-упорного подшипника 3. Базовые детали внутреннего
корпуса, за исключением уплотняющих колец и втулок, изготов-
лены из серого чугуна. Внутренний корпус в сборе с ротором де-
монтируется вверх без отсоединения подводящего и напорного
трубопроводов насоса.
Ротор насоса состоит из вала 5, комплекта рабочих колес, упру-
гой муфты /, разгрузочного барабана, втулок и крепежа. Ротор
балансируют в собранном виде динамически.
Перед рабочим колесом 13 первой ступени установлено осевое
предвключенное колесо 15 для улучшения всасывающей! способ-
ности насоса. Эти дета пи изготовлены из хромистой стали.
Рабочее колесо первой ступени для повышения кавитационных
качеств имеет специальную форму проточной части (расширенный
вход). Рабочие колеса остальных ступеней имеют одинаковую
форму проточной части и изготовлены из чугуна.
Осевое усилие уравновешивается разгрузочным барабаном, ко-
торый обеспечивает почти полное уравновешивание лишь при по-
минальной подаче.
Опорами ротора служат два подшипника. Верхний опорно-упор-
ный подшипник 2 выполнен из сдвоенного радиально-упорного ша-
рикоподшипника с жидкой смазкой. Подшипник воспринимает вес
ротора и неуравновешенное осевое усилие и фиксирует положение
ротора в насосе. В корпусе подшипника выполнена масляная ван-
на, из которой винтовой втулкой масло подается к подшипнику.
Отработанное масло по пазам самотеком сливается в ванну. На
выходе из подшипника установлено маслоотбойное кольцо. Под-
шипник охлаждается водой технического водопровода.
Нижний опорный подшипник 16 скольжения из металлофторо-
пластовой композиции смазывается перекачиваемым конденсатом,
который из специально предусмотренной камеры подастся к под-
шипнику втулкой с многозаходной резьбой и, пройдя через зазор,
отводится в полость всасывания. Зазор в подшипнике выставля-
ется с помощью установочных винтов, после чего втулка штифту-
ется. Для предохранения от попадания твердых частиц подшипник
закрыт сеткой.
Концевое уплотнение 6 насоса — сальникового типа с кольцом
гидрозатвора.
Конденсатные насосы зарубежных фирм. На рис. 6.15 показан
базовый вариант конденсатного насоса для АЭС фирмы Sulzer.
Насос вертикальный, многоступенчатый, секционный. Число ступе-
ней насоса может изменяться в зависимости от требуемого давле-
ния насоса. Напор на ступень составляет 40—60 м Осевое усилие
Рис. 6.14. Многоступенчатый конденсатный насос:
/-—упругая муфта; 2 — верхний радиально-осевой подшипник; 3— корпус подшипника; 4—
радиальный подшипник: 5 — вал; 6— корпус сальникового уплотнителя; 7 — напорная часть
/о—^ИОГО к°РпУса: в — напорная крышка; 9 — кольца многоступенчатых уплотнителей;
пят- у,11лотня!?1цне кольца рабочего колеса; П — корпус секции; 12 — направляющий аппа-
рабочее колесо первой ступени: 14—подвод к первой ступени: /5 — предвклю-
о колесо; 16 — нижний подшипник: П — корпус
273
Рис 6 15, Конденсатный насос фирмы Sulzer
ротора уравновешивается разгрузочным барабаном. Неуравнове-
шенные силы воспринимаются упорным сегментным подшипником
с картерной смазкой. Нижний опорный подшипник смазывается
перекачиваемой жидкостью. Уплотнение вала — сальникового ти-
па с подводом запирающего конденсата из напорного патрубка
насоса. Насос соединяется с электродвигателем упругой муфтой.
Более мощные насосы соединяются с электродвигателем зубчатой
муфтой. Некоторые разновидности насосов данного типа выпуска-
ются с двойным торцевым уплотнением. В этом случае зубчатая
муфта выполняется с проставкой для обеспечения возможности
выема уплотнения без демонтажа насосною агрегата.
6.6.	ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ
В зависимости от схемы вoдocнaбzheния и мощности агрегата
на электростанциях в качестве циркуляционных насосов применя-
ются главным образом три типа насосов осевые, центробежные
(вертикальные и горизонтальные) и центробежные с рабочим ко-
лесом двустороннего входа
Преобладающее распространение получили осевые насосы вер-
тикального типа.
Технические данные некоторых осевых насосов приведены в
табл. 6.1.
Главным конструктивным отличием осевых насосов является
способ крепления лопастей к втулке. Различают насосы с непод-
вижно закрепленными лопастями — жестколопастный насос
(тип 0) — и с лопастями, угол установки которых может изменять-
ся,— поворотнолопастный насос (тип ОП). В зависимости от типа
поворотного механизма изменение угла установки лопастей (ре-
жима работы насоса) может осуществляться как на остановлен-
ном, так и па работающем насосе Осевой насос типа ОПВ
(рис. 6.16)—вертикальный, консольный, поворотнолопастныи.
Закладное кольцо 1 устанавливается в верхней части колена
всасывающей трубы или над камерным подводом. На нем смон-
тированы переходный конфузор и камера рабочего колеса 2. На
камере рабочего колеса устанавливается выправляющий аппарат
4, с которым соединяется литой диффузорный корпус 6. Корпус с
отводящим коленом, выполненным под углом 60° или 90 к оси
ротора, лапами опирается па фундамент. Рабочее колесо 3 пред-
ставляет собой втулку с обтекателем, к которой крепятся поворот-
ные лопасти. Во втулке расположен механизм поворота лопастей.
Между торцами лопастей и камерой рабочего колеса предусмат-
ривается зазор па сторону около 0,001 м. Рабочее колесо жестко
посажено на вал насоса 7.
Выправляющий аппарат представляет собой ряд неподвижных
профи (ьных лопаток, отлитых совместно с обечайкой и вту’лкой.
Во втулке выправляющего аппарата расположен нижний опорный
подшипник 5 с резиновым вкладышем. К втулке крепится обтека-
тель вала.
275-
Таблица 6.1. Основные технические характеристики осевых насосов
			ГС F- CJ § s S?	tc X	ГС о		о		
Тип насоса	Подача, м’/ч	Напор, м	Допустимый ка циоппый запас, вод ст., не мс	Частота вращен об/мин	Мощность иасо кВт	КПД. %	Диаметр рабоче колеса, мм	Габаритные размеры, мм	Масез, кг
ОПВ2-ИО	11 160 15.840 19 368 22 320 к-'ТИ	14,4 8,8 15,3 10,2	10 14 13 11,7	485	547 474 916 775	80 80 88 80	1100	2540X1450X5540	7600
ОПВЗ-1Ю	14 400 17 928 19 152 20 062 22 500	22 15,4 22,8 21,5 14,6	12 13,5 14 13,5 14	585	1080 905 1368 1350 1160	80 83 87 87,5 87	1100	2540 X1450 X 5540	7700
ОПВ5-ПО	14 760 15 588 20 520 23 892	9,5 8,4 11,5 7,8	10 10,5 13 12	485	477 455 750 632	80 80 85,5 80	1100	2540x1450x5540	7500
На горловине отвода установлен верхний радиальный подшип-
ник 8 с резиновым вкладышем. Вкладыши подшипников некото-
рых типов насосов выполнены из специального древесного пласти-
ка. Смазка нижнего и верхнего подшипников осуществляется про-
точной водой. Давление от подводимой воды должно на 0,07—
0,09 МПа превышать давление насоса.
Уплотнение вала 9 — сатыгикового типа с мягкой набивкой.
Валы насоса и электродвигателя соединены жесткой муфтой 10.
Втулка рабочего колеса изготовляется из стали марки 25Л-П,
лопасти — из хромоникельтитаповой стали, камера рабочего ко-
леса— из углеродистой или легированной стали. Корпусные дета-
ли — чугунные, вал — поковка углеродистой стали.
Насос типа В (рис. 6.17)—центробежный, консольный, верти-
кальный, с рабочим колесом одностороннего входа.
Спиральный корпус 4 опирается лапами на закладные части
фундамента 12. Корпус имеет разъем по оси ротора. Снизу к кор-
пусу подсоединяется конфузорный переходник 13, служащий для
соединения со всасывающим коленом. Сверху корпус закрывается
литой крышкой 11.
276
Рис. 6.16. Осевой насос:
1 — закладное кольцо; 2 — камера ра-
бочего колеса; 3 — рабочее колесо; 4 —
выправляющий аппарат, 5 — нижний
подшипник; 6 — корпус; 7 — вал 8 —
верхний радиальный подшипник; 9—
уплотнение вала. 10— муфта
Рис. 6 17. Насос типа В:
1— обтекатель рабочего колеса; 2—винт; 3— рабочее колесо; 4 — корпус; 5 — трубка
подачи воды к подшипнику; 6 — сальник; 7 — нажимная втулка; 6 — вал; 9— корпус
уплотнения. 10— корпус подшипника; 11— верхняя крышка; ’/2 — фундамент; /3 —пере-
ходник
Рабочее колесо 3 жестко крепится к фланцу кованого вала 8.
Место крепления рабочего колеса закрывается обтекателем 1, ко-
торый крепится к торцу вала винтом 2. В насосах последних вы-
пусков обтекатель отсутствует, а втулка имеет обтекаемую форму.
В верхней крышке 11 установлен корпус 10 подшипника с дре-
весно-слоистыми вкладышами. Для смазки подшипников по трубке
5 подводится вода. К крышке крепится корпус 9 концевого уплот-
нения, в котором расположен сальник 6 с мягкой набивкой и на-
жимной втулкой 7.
Шейка вала 8 в зоне расположения подшипника имеет наплав-
ку из нержавеющей стали. Вал насоса соединяется с валом
электродвигателя. Осевое усилие и вес ротора передаются на
упорный подшипник электродвигателя. Основные технические ха-
рактеристики насосов типа В приведены в табл. 6 2.
В системах циркуляционного водоснабжения используются и
насосы двустороннего типа Д, которые выпускаются с параметра-
ми: подача 160—12 600 м3/ч; напор 15—90 м; частота вращения
485-2900 об/мин.
277
Таблица 6.2. Основные технические характеристики центробежных насосов
типа В
Тип насоса*	Каин рационный запас, м ст жидкости, не менее	Частота вращения, об/мин	Мощность, кВг	кпд, %	Габаритны? размеры мм	.Масса, кг
(500В-1,6/100	12	750	1620	88	2450x2300x4650	7450
800В-2,5/100	12	600	2450	88	2810x2850x4715	11 000
800В-25/40	12	600	1300	87	2850X2316X4720	13 800
1000В-4 63	12	500	3600	88	2810x2980x4510	13 000
1000В-4/40	12	500	1810	87	3160x2800x5335	13 200
1200В-6,3/100	12,5	375	7440	88	4190X4080X6850	34 100
1200В-6,3/6.3	12	375	4180	89	3675x3260x6150	23 800
I200B-6.3/40	8	300	1600	87	4075x3780x7000	35 000
1600В-10'40	9	250	3000	88	4850X4600X6220	34 160
200В-16/35	—	250	9500	86	5870x5235x18610	100 000
* Условное обозначение насоса: шифра ’’перед буквой—диаметр напорного патрубка, мм;,
буква В—вертикальный, цифры в числителе—подача, ма/с; в знаменателе—йапор, м.
Насос типа Д (рис. G.18) —одноступенчатый, горизонтальный,
с рабочим колесом двустороннего входа.
Литои чугунный корпус 3 состоит из двух половин. В нижней
части корпуса отлиты опорные лапы, входной и напорный патруб-
ки, расположенные горизонтально и развернутые в противополож-
ные стороны. Горизонтальный разъем между нижней частью кор-
пуса и крышкой уплотняется мягкой прокладкой. Уплотняющее
усилие создается шпильками, распределенными по плоскости
разъема. В корпусе отлиты водопроводящие полости, образующие
двусторонний полуеппральный подвод, и спиральный отвод и пре-
дусмотрены отверстия, закрытые резьбовыми пробками, для выпус-
ка воздуха п слива воды из насоса
Ротор насоса 4 представляет собой отдельный сборочный эле-
мент, состоящий из вала, рабочего колеса, дистанционных и за-
щитных втулок, крепежа Чугунное колесо крупных насосов кре-
пится на валу двумя шпонками Защитные втулки под сальники
имеют повышенные твердость и чистоту рабочих поверхностей.
Ротор насоса имеет дв\сторонние выносные опоры 1, 5 в виде
подшипников скольжения с консистентной смазкой. Разъемные
корпуса подшипников на заточках шпильками крепятся к крон-
штейнам корпуса насоса. Для восприятия остаточного неуравнове-
шенного осевого усилия одни из подшипников 5 зафиксирован в
корпусе в осевом направлении.
Концевые уплотнения ротора 2 — сальникового типа с кольца-
ми гидрозатвора, к которым подводится вода из напорной полости
насоса.
278
Рис. 6.18 Насос типа Д;
/, <5 — подшипники; 2— уплотненно; Я — корпус, I—ротор; 6 — муфта
С электродвигателем насос соединяется упруго-пальцевой муф-
той 6. Некоторые типы насосов имеют два приводных конца вала,
что дает большие удобства при компоновке насосной станции.
Перспективным направлением развития насосов для систем
охлаждения является использование регулируемых диагональных
насосов. Путем изменения угла установки лопаток направляющего
аппарата можно изменить закрутку потока на входе в рабочее ко-
лесо и режим работы насоса.
6 7. СЕТЕВЫЕ НАСОСЫ
В зависимости от места установки такие насосы применяются
в качестве насосов: первого подъема, подающих воду из обратного
трубопровода в подогреватели; второго подъема для подачи воды
после подогревателей в теплофикационную сеть; рециркхляцион-
ных. установленных после водогрейных котлов.
Основной особенностью работы сетевых насосов являются ко-
лебания температуры подаваемой воды в широких пределах, что в
свою очередь вызывает изменение давления внутри насоса. Сете-
вые насосы должны надежно работать в широком диапазоне по-
дач, что безусловно требует стабильной формы напорной характе-
ристики.
Основные технические характеристики насосов приведены в
табл. 6.3.
Таблица 6.3. Основные технические характеристики сетевых насосов
Тип насоса	Подача, м*/с (м*/ч)	Напор, м 		Допустимый кавита- ционный запас, м ст. жидкости, не менее	Частота вра щения (син- хронная), об/с (об/мин)	Мощность, кВт	КПД, % не менее	Масса насоса, кг
СЭ-1250-140	0,47 (1250)	140	7,5	25(1500)	518	82	4141
СЭ-1250-140	0,347(1250)	140	7,5	25 (1500)	518	82	4141
СЭ-1600-50	0,445(1600)	50	8,5	25(1500)	234	83	—
СЭ-1600-80	0,445(1600)	80	8,5	25(1500)	388	80	—
СЭ 2000-100	0,555(2000)	100	22,0	50 (3000)	572	85	—
СЭ-2000-140	0,555 (2000)	140	22,0	50 (3000)	810	84	—
СЭ-2500-60-11	0,695(2500)	60	12,0	25(1500)	422	86	3770
Сетевые насосы — центробежные, горизонтальные, с приводом
от электродвигателя. В зависимости от создаваемого напора могут
быть одно- и двухступенчатые, с синхронными частотами враще-
ния 1500 и 3000 1/мин.
Основным отличительным признаком является количество сту-
пеней, по которому все сетевые насосы делятся на одно- и двухсту-
пенчатые
280
В качестве примеров конструктивного исполнения рассмотрим
насос СЭ-1250-140 (рис. 6.19).
Базовая детачь насоса — чугунный корпус с горизонтальным
разъемом. Входной и напорный патрубки расположены в нижней
части корпуса, что дает возможность производить разборку на-
соса без демонтажа трубопроводов.
Рабочие колеса двустороннего входа упираются в выступы
вала пли защитные втулки и фиксируются в осевом направлении
через втулки гайками. В местах сальниковых уплотнений на валу
располагаются защитные втулки из хромистой стали. Втулки
сальников от проворачивания фиксируются шпонками. Рабочие
ко чеса посажены на вал по скользящей посадке. Ротор разгружен
от осевых сил путем применения рабочих колес двустороннего вхо-
да Роторы двухступенчатых насосов после сборки балансируются
динамически, одноступенчатых — статически.
Опорами ротора в зависимости от размера насоса служат под-
шипники качения или скольжения. Опорный подшипник со стороны
привода может быть либо роликовым, либо шариковым Опорно-
упорнып подшипник со стороны свободного конца вала, восприни-
мающий остаточные осевые усилия, состоит из двух радиально-
упорных шарикоподшипников, устанавливаемых в разъемные кор-
пуса Смазка подшипников — кольцевая, маслом «турбипное-22».
В корпусах предусмотрены камеры или змеевики для водяного ох-
лаждения.
Подшипники скольжения крупных насосов имеют разъемные
вкладыши п. как правило, принудительную смазку. Для обеспече-
ния смазки в период разгона и выбега насоса предусмотрены сма-
зочные кольца Некоторые типы насосов имеют только подшипни-
ки скольжения с кольцевой смазкой.
Концевые упчотнения сетевых насосов применяются двух ти-
пов сальниковые и торцевые. Торцевые уплотнения обычно исполь-
зуются при давлении на входе в насос выше 0,1 МПа н темпера-
туре перекачиваемой воды примерно 453 К.
Общим у всех сальниковых уплотнений сетевых насосов явля-
ется наличие довольно развитой системы охлаждения и разгрузки.
Подводимая к сальнику^ холодная вода разделяется на два пото-
ка. Одна часть омывает снаружи камеру сальника и вытекает че-
рез штуцерные соединения в дренаж Другая часть через гидрав-
лическое кольцо подводится к набивке Протечки через сальник
собираются в корыте и отводятся в дренаж.
Если конструкцией предусмотрена разгрузка сальника, то вода
разгрузки отводится в трубопровод. В насосах с торцевым уплотне-
нием к нему также подводится охлаждающая вода.
Насосы большой мощности соединяются с электродвигателем
зубчатой муфтой, которая может компенсировать небольшие рас-
цептровкп агрегата, возникающие при изменении температуры пе-
рекачиваемой воды. Муфта заполняется консистентной смазкой.
Насосы малой мощности соединяются с электродвпгатечем упру-
го пальцевой муфтой.
281
Рис. 6.19. Сетевой насос
6 8 НАСОСЫ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ (ДЛЯ ВВЭР-1000)
Бессальниковые насосы деаэрированной воды (НДВ) предназ-
начены для подачи дистиллята, а такгке для подачи промывочной
воды и имеют следующие технические характеристики:
Подача. м3 »	.......... .................................. 5,5—12,0
Напор, м вод. ст. •..................................... ....	58—42
Допустимы) кавитационный запас, м вод. ст................... 2,5
Температура перекачиваемой жидкости, С........................ От	40 до 100
Давление на bxoic в насос, МПа........... .................. 1,6
Напряжение питания электродвигателя, В . . • . . -.......... 380
Потребляемая мощность, кВт ................................. 5,5
Расход ожидающей жидкости, м8/ч......................... ....	0,25
Температура охлаждающей жидкости, °C..................... ...	28
Насос грязного конденсата (НГК) предназначен для подачи
волы из баков грязного конденсата на установку спецводоочистки
для ее термической обработки. Насосы грязного конденсата такие
же. как и насосы деаэрированной воды — центробежные, герметич-
ные, горизонтатьные с трехфазным асинхронным двигателем с ко-
роткозамкнутым ротором
Насос конденсата греющего пара предназначен для откачки
охлажденною конденсата из бака конденсата в турбинное отделе-
ние блока. Насос горизонтальный, четырехступепчатый, с односто-
ронним подводом конденсата к рабочим колесам, имеет следующие
технические характеристики.
Подача, м3/ч . .	•.................................................... 12
Напор, м вод. ст........................................................И0
Допустимое давление на всасе, МПа . .	........................0,4
Допустимая температура перекачиваемой жидкости, °C.....................125
Система организованных протечек имеет в своем составе псит-
робежнын насос со следующими характеристиками:
Подача, м:,/ч...........................................................10—40
Напор при Q = 40 м3/ч, м................................................ 220
Частота вращения, об/мин .............................................. 2950
КПД, %................................................................... 45
Мощность электродвигателя, кВт........................................... 75
Утечка через торцевое уплотнение, м3/ч................................. 0,05
Диаметр рабочего колеса, мм............................................ .	292
Насос аварийного вспрыска бора ЦН-150-110
Подача, м3/ч . . •......................................•............... 150
Напор, м вод. ст.......................................................  110
Частота вращения, об/мин..................•............................ 2970
Давление во входном патрубке, МПа......................................  0,2
Дав пение в напорном патрубке, МПа ... •................................10,4
Расход охлаждающей воды, м3/ч...................................  •	- .	9
Температура охлаждающей воды, С . . . .... •........................... . 15—33
Температура перекачиваемой жидкости, °C.................................20—60
КПД в номинальном режиме, %	............... 64
283
Приводом насосного агрегата ЦН-150-110 служит асинхронный
электродвигатель 2ЛЗМ80016000, имеющий следующие техниче-
ские данные:
Мощность, кВт...................................'....................... 600
Напряжение питания, В . - •...............................•............ 6000
Частота вращения, об/мин............................................... 2970
Масса, кг . . • ................................•..................... 3830J
Насос спринклерный
Подача, м3/ч..........................  •............................... 100
Напор, м вод. ст........................................................ 115
Рабочее давление на входе,	МПа.......................................... 0,7
Частота вращения, об/мин............................................... 2970
Температура перекачиваемой жидкости, °C...................•............. 40—60
Утечка запирающей воды через уплотнение, см3/ч........................... 30
Насос аварийного расхолаживания
Подача, м3/ч............................................................ 150
Напор, м вод. ст......................................•................. 238
Частота вращения, об/мин ...	. •................................. 2975
Температура перекачиваемой жидкости, °C................................20—60
Утечка запирающей воды на уплотнение, см3/ч . • •........................ 30
Масса, кг.............................................................. 2490
Мощность электродвигателя, кВт.......................................... 600
Напряжение питания, кВ................................................. 6
Система промежуточного контура (ПК) предназначена для
отвода тепла от оборудования первого контура. Система ПК пред-
ставляет собой замкнутую систему с принудительной циркуляцией
теплоносителя.
Насос НПК — одноступенчатый, горизонтальный, с колесом
двустороннего входа, имеет следующие технические характеристи-
ки:
Подача, м3/ч....................................................... 400—600
Напор, м вод. ст..................................................... 35
Допустимая температура перекачиваемой жидкости, °C . ................ 80
Допустимый подпор на всасывании, МПа................................ 0,3
Мощность электродвигателя,	кВт..................................... 100
Частота вращения, об/мин........................................... 1450
Подпиточный центробежный насос —- двухкорпусный, секцион-
ный, четырехступенчатый, предназначен для восполнения органи-
зованных и неорганизованных протечек первого контура, для по-
дачи запирающей воды на уплотнение ГЦН. заполнения емкостей
систем аварийного охлаждения зоны, имеет следующие технические
характеристики:
Подача, м3/ч........................................................ 60
Давление на входе, МПа .............................................. 0.5
Давление на выходе, .МПа...........................................  18,0
Температура перекачиваемой воды, °C.................................. 70
КПД, %............................................................... 48
Мощность насоса, кВт.................................................610
Маслосистема — предназначена для смазки подшипников,
гидромуфты и насоса, зубчатой пары, зубчатой муфты, соединяю-
щей насос с гидромуфтой.
284
Состав маслосистемы: маслонасос с электродвигателем, масло-
охладитель МО-25Х4, маслобак, маслофильтры, дренажные насо-
сы, бак грязного масла, бак перелива.
Маслонасос трехвинтовой. Технические характеристики:
Подача, м3/ч...................................................... 35
Напор, м.......................................................... 45
Частота вращения, об/мин.........................................1450
КПД, % ........................................................... 68
Мощность электродвигателя, кВт..................................   13
Дренажный насос МНДР-1
Подача, м^ч....................................................... 18
Напор, м вод. ст.................................................. 30
Частота вращения, об/мин........................................  980
Мощность, кВт ... •............................................   4,2
Температура перекачиваемой жидкости, °C........................... 70
Предвключенный подпиточный насос (ППН) служит для созда-
ния подпора на всасе основного подпиточного насоса, что обеспе-
чивает бескавитационпую работу его. Это центробежный, горизон-
тальный, одноступенчатый насос с двойным торцевым уплотнени-
ем, имеющий следующие технические характеристики:
Подача, м3/ч ........................................................... 90
Напор, м вод. ст........................................................ 50
Частота вращения, об/мин...............................................1400
Мощность, кВт.........................................................   55
Технологические системы бассейна выдержки (БВ) предназ-
начены.
для проведения транспортно-технологических операций с топ-
ливом при перегрузках реактора;
для хранения отработанных кассет;
для размещения транспортного контейнера.
Насос расхолаживания служит для осуществления циркуляции
части воды кассетного отсека, одноступенчатый, горизонтальный,
с колесом двустороннего входа. Технические характеристики:
Подача, м3/ч...................................................... 600—400
Напор, м вод. ст..................................................35—40
Частота вращения, об/мин........................................... 1450
Мощность, кВт...........................................  •	. . . .	100
КПД, % ... .......................................................... 79
Температура перекачиваемой	жидкости, °C.............................. 80
Насос заполнения бассейна (НЗБ) — герметичный, горизонталь-
ный, центробежный, имеет следующие технические характеристики:
Подача, м3/ч...................................................... 40
Напор, м вод. ст .... •........................................... 50
КПД, %............................................................ 38
Температура перекачиваемой жидкости, °C............................ 40—100
285
Насосы очистки борного раствора БВ:
Подача, м3/ч........................................................ 45
Напор, м ........................................................... 54
КПД, “о.............................................................  40
Температура перекачиваемой жидкости, С . . . . •............... 40—100
Насос откачки воды из отсека Б В:
Подача, м'1 ч....................•............................. 16
Напор, м в д ст................................................ 30
Подпор на всасывании, м........................................ 0—14
Мощность электрэдвигателя, кВт................................. 5,5
Частота вращения, об/мин .	............................... 3000
Температура перекачиваемой среды, ~С . . - . ....................Не	более 100
Глава седьмая
КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ НАСОСНОГО АГРЕГАТА
7.1.	ПОДШИПНИКОВЫЕ ОПОРЫ
Требования к подшипниковым опорам:
высокая надежность на всех режимах работы, включая пуски
и остановки, а также ресурс не менее 50 тыс ч;
работоспособность в среде с высокой температурой, давлением
и возможным наличием мелких твердых частиц;
отсутствие склонности материалов, применяемых для трущихся
пар подшипников, к «самосвариванию» и «схватыванию» при ава-
рийном отсутствии питающей жидкости, к деформациям и фазовым
превращениям при температуре до 400°C, к изменению размеров
при проведении дезактивации контура моющими растворами; ис-
пользуемые материалы должны быть в максимальной степени
технологичными, дешевыми и взаимно совместимыми; нежелатель-
но присутствие в материале подшипника элементов, которые под
облучением в реакторе приобретают долгоживущую наведенную
радиоактивность (например, Со60); недопустимо выделение из ма-
териалов подшипника коррозионно-опасных веществ (например,
фтора);
хорошая ремонтопригодность;
относительно малая чувствительность к изменению нагрузки,
к нарушению заданной соосности опор в процессе работы, доста-
точная впбростоикость;
используемые для подшипников смазочно-охлаждающие жид-
кости должны быть огнестойкими и нетоксичными
В качестве опор в насосах могут применяться как подшипники
качения, так и подшипники скольжения. Наиболее важными ха-
рактеристиками подшипника являются ею несущая способность
и потери на трение. Несущая способность подшипника качения оп-
ределяется в соответствии с известными рекомендациями и ограни-
чивается диаметром вала и его частотой вращения. Характеристи-
ки подшипников скольжения, которые разделяют па гидродинами-
ческие и гидростатические (ГСП), во многом определяются свойст-
ве
Рис. 7.1 Зависимость предельных нагрузок
для подшипников качения (сплошные ли-
нии) и гидродинамических подшипников
(штрихпунктирные липни) от угловой ско-
рости:
/ — предельная граница для подшипников каче-
ния; Г — для высокоскоростных роликоподшип-
ников; 11— для гидродинамических подшипни
ков, исходя из условий повреждения пала;
// —для гидродинамических подшипников, ис-
ходя из условий допустимой критической тол
шины масляной пленки
Рис. 7.2. Зависимость предельных
нагрузок для различных типов
упорных подшипников:
1 — предельная нагрузка для под-
шипников качения; Г—для высоко-
скоростных роликоподшипников; П —
для гидродинамических подшипников,
исходя из условий повреждения ва-
ла //—для гидродинамических под-
шипников. ИСХОДЯ ИЗ УСЛОВИЙ ДОИЭ
стпмой критической толщины мас-
ляной пленки
вамп применяемых материалов и параметрами рабочей среды. Не-
сущая способность гидродинамического подшипника в общем слу-
чае ограничена минимально допустимой толщиной смазочной плен-
ки и критической температурой смазки и зависит в основном от
частоты вращения вала. Эти подшипники мало чувствительны к
изменениям направления и уровня нагрузки. По графикам
рис 7.1 и 7.2 можно предварительно оцепить возможность приме-
нения намечаемого типа подшипника. Окончательная оценка долж-
на делаться на основе тщательного расчета и рассмотрения кон-
кретных условии работы.
В большинстве случаев при проектировании насосов АЭС
предпочтение отдастся подшипникам скольжения*, так как они
в большей мере отвечают перечисленным ранее требованиям.
Развитие подшипников скольжения. Развитие подшипников
скольжения неотделимо от развития машиностроения. Совершен-
ствование их происходило по нескольким направлениям: во-первых,
путем усовершенствования конструкции элементов деталей, осу-
ществляющих вращательную кинематическую пару, а также дета-
лей, сопряженных с ними; во-вторых, путем улучшения качества
смазочного материала; в-третьих, путем применения для каждого
отдельного случая наиболее рационального подшипникового мате-
риала.
В некоторых насосах, имеющих незначительные осевые силы, возможно
применение верхнего радиально-осевого подшипника качения.
287
При усовершенствовании конструкции подшипников скольже-
ния стремились: во-первых, устранять помехи, препятствующие раз-
витию несущей способности масляного слоя; во-вторых, улучшать
отведение тепла, развивающегося при трении (в обоих случаях
повышается качество работы вращающейся кинематической пары),
и, в-третьих, облегчить ремонт подшипников.
Существенно полезным оказалось применение самоустанавли-
вающихся подшипников, вкладыши которых имеют сферические
опоры, и которые поворачиваясь на этих вкладышах, могут уста-
навливаться так, чтобы их ось и ось шеики были по возможности
параллельны, т. е. так, чтобы устранялась возможность образова-
ния местных сближений трущихся поверхностей из-за непарал-
лельное™ (перекоса) осей элементов пары.
Вместо размещения рабочей пары непосредственно в масляной
ванне, где несмотря на обилие смазочной жидкости не обеспечи-
вается должное поступление смазки в горячие зоны трущихся по-
верхностей, стали применять подачу смазки непосредственно на
рабочую поверхность.
Подачу смазки на рабочую поверхность осуществляли перво-
начально с помощью фитилей, затем, используя свойства налипа-
ния смазки, — с помощью вращающегося диска или кольца и, на-
конец, путем непосредственного нагнетания насосом, создающим
избыточное давление.
Забота об облегчении ремонта подшипника привела к введению
легко вынимаемых и устанавливаемых вкладышей вместо не-
разъемной втулки. В этом случае антифрикционный слой помеща-
ется на вкладышах, а не на деталях опоры.
Развитие вкладышей прошло две фазы. В период первой фазы
вкладыши были индивидуальными, т. е. такими, у которых окон-
чательная обработка рабочих поверхностей происходила совместно
с деталями опоры.
В период второй фазы развития вместо индивидуальных вкла-
дышей стали применять взаимозаменяемые, т. е. такие, которые
при ремонте машины не требуют дополнительной механической об-
работки рабочих поверхностей вместе с опорой.
Улучшение качества смазочных материалов также прошло не-
сколько фаз. Первая фаза улучшения качества смазочных мате-
риалов характеризуется применением продуктов перегонки дере-
ва —- дегтя, смолы, а также животных жиров (сало) и раститель-
ных масел для смазки деталей машин. Во второй фазе развития
получили распространение минеральные смазочные масла и
густые смазки, являющиеся продуктами разгонки нефти В настоя-
щее время находят применение синтетические смазочные мате-
риалы.
В последней фазе развития смазочных материалов получили
широкое применение присадки — химические соединения, вводи-
мые в основной продукт в относительно небольших количествах (от
долей единиц процентов). Назначение присадок — улучшать основ-
ные смазочные и эксплуатационные свойства смазки.
288
7.2.	ТРЕНИЕ В ОПОРАХ СКОЛЬЖЕНИЯ
Приближенная зависимость для определения силы трения по-
коя выражается формулой Амонтопа
т = /а;
где N—сила нормального давления между трущимися поверхно-
стями; f—коэффициент трения скольжения, зависящий от мате-
риала и состояния поверхностей.
Более точную зависимость дает закон Кулона
T=fN + A,
где А— постоянная величина, зависящая от сил молекулярного
притяжения.
Данные формулы относятся к случаю сухого трения. При сколь-
жении смазанных поверхностей, отделенных друг от друга тонким
слоем смазки, сила трения и коэффициент трения не остаются по-
стоянными— они зависят от скорости скольжения и свойств сма-
зочной пленки. При достаточной толщине ее, когда поверхности
скольжения полностью отделены друг от друга, сопротивление
движению определяется силами вязкости жидкости: элементарная
сила т по закону Ньютона зависит от динамической вязкости ц и
градиента скорости dv/dn по нормали к элементу поверхности-
Сила трения Т определяется как интеграл по поверхности S:
Для иллюстрации процесса изменения коэффициента трения в
подобных подшипниках скольжения служит кривая Гарен —
Штрибека, показанная на рис. 7.3: при весьма малой скорости
скольжения — порядка 0,1 мм/с—и очень тонком смазочном
слое — порядка 0,1 мк—имеет место граничное трение; коэффи-
циент трения / почти не изменяется при возрастании скорости до
некоторого значения; этот период изо-
бражается на кривой участком /о—1-
При дальнейшем возрастании скоро-
сти коэффициент трения быстро умень-
шается; поверхности скольжения отда-
ляются друг от друга, но не настолько,
чтобы исключить возможность сопри-
косновения отдельных выступов шеро-
ховатых поверхностей, следовательно,
граничное трение не полностью исклю-
чено, поэтому такое трение условно
называется полу жидкостным (участок
1—2 кривой).
Рис. 7 3 Зависимость коэффи-
циента трения от параметра X
Ю Зак 812
289
Коэффициент трения f достигает минимума в тот момент, когда
смазочный слой лишь покрывает шероховатости поверхностей
скольжения; дальнейшее течение кривой f определяется в зависи-
мости от безразмерной характеристики режима работы
где ц —динамическая вязкость; со—угловая скорость шипа; р —
средняя удельная нагрузка на подшипник:
здесь Р — радиальная нагрузка на подшипник; d и Z — его диаметр
и длина.
С возрастанием X толщина смазочного слоя увеличивается, пе-
рекрываются с избытком все неровности поверхностей скольжения
и исключается непосредственный контакт их; сопротивление дви-
жению определяется всецело внутренними силами вязкой жидко-
сти, поэтому такое трение называется жидкостным (участок 2—3
кривой). По мере увеличения Z и толщины смазочного слоя коэф-
фициент трения несколько возрастает, соответственно увеличива-
ется и тепловыделение в рабочей зоне подшипника. Теоретически
наивыгоднейшие условия работы опоры были бы в точке 2 при
минимальном значении /. однако здесь нет запаса толщины смазоч-
ного слоя, и малейшее уменьшение величины л, например вслед-
ствие снижения вязкости жидкости или у гловой скорости шипа,
повлечет за собой увеличение коэффициента трения и соответст-
венно большое тепловыделение, что обусловит повышение темпера-
туры смазочного слоя и снижение динамической вязкости смазки р;
таким образом, переход от точки 2 влево влечет за собой прогрес-
сирующее возрастание коэффициента трения и перегрев подшип-
ника. Наоборот, при увеличении л в зоне жидкостного трения на
участке 2—3 кривой работа подшипника характеризуется стабиль-
ностью характеристики режима. Если расчетному режиму работы
соответствует точка т, лежащая между точками 2 и 3, то при
отклонении от заданного режима вправо к точке п коэффициент
трения увеличится, соответственно возрастет тепловыделение, тем-
пература смазочного слоя поднимается, что вызовет снижение
динамической вязкости р и уменьшение т. е. приближение этой
величины к ее расчетному значению. Аналогичный эффект воз-
никнет и при отклонении от расчетного режима влево к точке к,
но при этом коэффициент трения снизится, тепловыделение умень-
шится. температура упадет и вязкость возрастет — в результате X
увеличится, приближаясь к расчетному значению. Следовательно,
практически оптимальному режиму работы соответствует не точка
2, а некоторое положение вправо от нее.
При жидкостном трении прекращается износ поверхностей
шипа и вкладыша подшипника, так как исключено их непосредст-
венное касание; казалось бы, вопрос о целесообразном подборе
материалов для опор скольжения может быть снят, однако это не
290
так: если в расчетном длительном режиме будет обеспечено доста-
точно большое значение л, гарантирующее жидкостное трение, то
в процессе пуска или остановки машины, когда частота вращения
вала мала, неизбежен будет переход к полужидкостному и гра-
ничному трению Для уменьшения трения и износа опор в этих
условиях надо подбирать для трущихся пар такие материалы, ко-
торые характеризуются наименьшими потерями на трение и воз-
можно низким значением коэффициента сухого трения.
Для режима жидкостного трения и отчасти полужидкостного
решающее значение имеют вязкость масла и изменение ее в зави-
симости от температуры и давления
Вязкостью масла называется сопротивление слоя жидкости от-
носительному сдвигу. Сила вязкого сдвига, называемая также си-
лой жидкостного трения, определяется по закону Ньютона
rri	du п
Г = и---о,
dn
где ц — коэффициент динамической вязкости, называемый обычно
динамической вязкостью; dvjdti — градиент скорости сдвига по
нормали к направлению движения, S—площадь сдвига.
В международной системе единиц СИ единица динамической
вязкости Па-с.
В технических характеристиках масел, указываемых в стан-
дартах, приводится обычно кинематическая вязкость v; она пред-
ставляет собой отношение динамической вязкости к плотности
жидкости:
V = р/р.
В системе СИ кинематическую вязкость измеряют в м2/с. Еди-
ницей кинематической вязкости в системе СГС служит стокс,
имеющий размерность см2/с; одна сотая стокса называется санти-
стоксом; соответствующие обозначения — Ст и сСт. Очевидно, что
1 Ст=10-4 м2/с.
Для перехода от динамической вязкости в кГс/м2 к кинемати-
ческой вязкости в сСт служит выражение
9807ц
V =  ---—.
Y
Оптимальные условия работы опор скольжения обеспечиваются
при жидкостном трении, когда смазочный слой полностью отделяет
поверхности цапфы и подшипника друг от друга.
Работоспособность подшипника обусловлена вязкостью смазки
и ее количеством, проходящим через зазор в единицу времени.
Однако такой режим работы может быть реализован лишь при
определенных соотношениях ряда параметров — скорости сколь-
и^ дрИЯ* вязкости смазкп» удельной нагрузки, размеров подшипника
Для многих опор, работающих с большой удельной нагрузкой
и малой скоростью скольжения, режим жидкостного трения неосу-
10*	291
ществим. С возрастанием удельной нагрузки и уменьшением
скорости скольжения, а также в опорах с реверсивным вращением
цапфы полужидкостное трение может перейти в граничное со зна-
чительно большим коэффициентом трения. В каждом из рассмот-
ренных режимов работы должны быть соблюдены определяемые
расчетом условия, гарантирующие требуемую работоспособность
опоры. Однако между полужидкостным и жидкостным трением
трудно провести четкую границу, а в расчетной методике для этих
двух случаев имеются сходные критерии. Что же касается гранич-
ного трения, то такой режим не может быть отнесен только к од-
ной какой-либо группе опор, так как все подшипники независимо
от основного эксплуатационного режима обязательно проходят че-
рез граничное трение при пуске и остановке машины.
Расчет подшипников скольжения, работающих в режиме, близ-
ком граничному трению, выполняется обычно как проверочный,
так как размеры подшипника (длина I и диаметр d} определяются
конструктивно в соответствии с размерами вала и оптимальным
для данного типа опор отношением l/d.
Расчет подшипников скольжения, работающих в режиме
жидкостного трения, основан на гидродинамической теории смазки.
7.3.	ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ
Рассмотрим случай течения смазки между плоскостями, постав-
ленными наклонно под угол а друг к другу. Пусть одна плоскость
неподвижна, а другая движется со скоростью vQ (рис. 7.4).
Выберем начало координат в точке пересечения плоскостей.
Направим ось х по движущейся плоскости, ось у—перпендику-
лярно к ней в направлении толщины масляного слоя h. Примем
следующие допущения:
1)	плоскости бесконечно длинны (размер их, взятый перпенди-
кулярно направлению движения, бесконечно велик); следователь-
Рис. 7.4. Схема движения плоскостей
292
но, можно пренебречь компонентом скорости, перпендикулярным
плоскости ху\
2)	поток смазки непрерывный и ламинарный (без завихрений);
3)	смазочная жидкость не сжимается под действием высоких
давлений, создающихся в масляном слое, и не расширяется под
влиянием повышения температуры, создающейся в слое от тре-
ния; вязкость ее постоянна; она полностью заполняет пространство
между плоскостями;
4)	силы инерции движущихся частиц смазки невелики по срав-
нению с силами, обусловливаемыми вязкостью;
5)	давления в поперечных сечениях слоя постоянны;
6)	плоские поверхности абсолютно чисты и ровны;
7)	вязкая жидкость полностью прилипает к ограничивающим
поток плоскостям.
Вылетим в потоке смазки (см. рис. 7.4) элемент, имеющий раз-
меры dx и dy в направлениях осей х и у и единицу длины в направ-
лении, перпендикулярном плоскости ху. Его расположение харак-
теризуется координатами х и у, относящимися к переднему ниж-
нему углу.
В направлении движения (по оси х) на заднюю грань действует
сила (р+ -^~dx)dy; ей противодействует сила сопротивления,
dx
действующая на переднюю грань и равная pdy. Кроме того, при
движении элемента жидкости действуют силы трения.
Напряжение сдвига вязкой жидкости т по закону Ньютона рав-
но
т=р-у-.	(7.1)
dy
где и —местная скорость потока жидкости, относящаяся к точке,
характеризуемой кородпнатами х и у (в данном случае берется
полный дифференциал, так как рассматривается двухмерное тече-
ние).
Отсюда сила, действующая на нижнюю грань, равна
xdx = р dx,
dx
а сила, действующая на верхнюю грань,
(т -г dy\ dx = р I	dy \ dx.
\ dy J L dy dy2 J
На торцевых поверхностях элемента силы вязкости не дают
составляющей, так как ограничивающие плоскости весьма длинны;
следовательно, нет потока жидкости в направлении, перпендику-
лярном плоскости ху.
Написав уравнение равновесия сил, получим
п dp ,1 , dv .	, Г dv d*v , 1 . .
P ~ dx ]dy + p — dx=pdy-Li\ — + --—dy dx,
dx	dy	L dy dy-
293
отсюда
Интег рируя уравнение
dp	d2v
= р----.
dx	dy*
(7.2), напишем
(7.2)
P = _L
2и
/ + Cty + С2	(7.3,
(для каждого определенного значения х величина dp/dx постоян-
на).
Принятое допущение о полном прилипании
ограничивающим поток плоскостям приводит
»/ — О СЧ 	-   '	Л
вязкой жидкости к
к выражениям: при
ен --------L ± /г _£о_ .
2ц dx h ’
С2 =
что позволяет написать
Воспользуемся допущением,
чество жидкости, протекающей
отнесенное к единице длины
кости ху, выразится как
----Д).	(7.4)
2ц dx \ Л J
что жидкость несжимаема. Коли
в единицу времени вдоль оси л,
измерения, перпендикулярного плос-
Подставляя в уравнение
получаем
h
М ~ \vdy.	(7.5
о
(7.3) выражение г из уравнения (7.4)
М=~и0±--^- J1L.	(7.6)
° 2 dx 12ц	'
Жидкость несжимаема, а потому количество ее, протекающее
в единицу времени через сечение, расположенное на любой абсцис-
се, одинаково, что позволяет написать
dM
dx
откуда
dh
v° ~7~	\
dx	dx \
Проинтегрируем выражение (7.7), непо-
стоянной примем, что максимум давления,
dp dx--=0, располагается там, где h — h
294
d
(7.7)
dx 6ц /
. причем для определения по-
. т. е. сечения слоя, где
т, и соответственно х = х,„.
Тогда получим
4-=6pv0 h-^=±.	(7.8)
dx	/i3
Если угол наклона плоскостей обозначить а, то соответственно
dp   6uv0 хт — х	(у g)
dx а2 х3
Интегрируя (7.9; и воспользовавшись граничным условием, что
на краях неподвижной плоскости (при л = Х| и х=х2) давление
внутри слоя равно нулю, получим
= 6цу0 (х2 —х) (х —хг)	(7.10)
а2 (Xj 4- х2) х2
Переход к трехмерному течению смазки, т. е. к небольшим
размерам потока в направлении оси г, перпендикулярной плоско-
сти ху усложняет решение.
Принятие в этом случае допущений, изложенных выше (за ис-
ключением п.1), позволяет упростить задачу и свести ее к следую-
щей системе уравнений:
<	р д2и
—	— = и----- ;
дх ‘ ду2
др
dz ~ '1 ду- ’
-	Д- -=0;
ду
dv дги ди п
---- -]-------------— U,
)х dz ду j
где х, у и г —осн прямоугольной системы координат; v, и и ду —
проекция на оси х, у и г скорости движения частицы жидкости,
причем ось у направлена в сторону толщины масляного слоя; и —
коэффициент вязкости.
Н. П. Петров выполнил решение системы уравнений (7.11).
Допуская неполное прилипание вязкой жидкости к ограничиваю-
щим поток поверхностям, он получил следующее основное уравне-
ние гидродинамики, справедливое для замкнутого контура, т. е.
для ограниченной поверхности:
О
дх
+ 2С/,.
где Vo—проекции на ось х скорости движения слоя жидкости,
граничащею с движущимся элементом пары; гд — проекции на
ось х скорости движения слоя жидкости, граничащего с неподвиж-
ным элементом пары.
295
В случае, если Ji=O и £Л = 0, получаем уравнение Рейнольдса
д
дх
^1?
дх
( dp /з\ с dh п
-----« ) — 6уоц-----= О,
\ dz J °' дх
(7-13)
опубликованном им в 1886 г.
Исследуя уравнения (7.12) и (7.13), приходим к выводу, что
при скольжении сопряженных поверхностей развитие давлений
внутри масляного слоя возможно только в том случае, когда третьи
члены этих уравнений больше нуля, потому что уравнения (7.12)
и (7.13) при отсутствии третьего члена могут быть удовлетворены
только при условиях др/дх — 0 и др/dz- 0, что означает отсутствие
давления в слое, так как h всегда больше нуля. Следовательно,
при скольжении сопряженных поверхностей несущая способность
масляного слоя может создаться при условии, когда:
1)	имеется относительное перемещение трущихся поверхностей
(г’о>О);
2)	между поверхностями находится жидкость, обладающая вяз-
костью (ц>0);
3)	обеспечивается наличие неодинаковости местных толщин
масляного слоя дк/дх^Ц) и притом так, что вязкая жидкость затя-
гивается в суживающуюся часть пространства, заключенного меж-
ду трущимися поверхностями.
Радиальные подшипники, нагруженные неподвижной силой.
В случае цилиндрического радиального подшипника, нагруженного
неподвижной силой, т. е. постоянной по величине и неподвижной
относительно неподвижного элемента пары, можно воспользовать-
ся результатами выводов, полученных для потока вязкой жидкости
между плоскостями, поставленными под углом, так как радиус
кривизны рассматриваемых цилиндрических поверхностей во мно-
го раз больше толщины масляного
слоя.
Процесс, протекающий в опоре
скольжения при оптимальных усло-
виях жидкостного трения, можно ил-
люстрировать следующим образом:
в состоянии покоя в нижней части,
где цапфа соприкасается с подшип-
ником, зазора пет, а па диаметраль-
но противоположной стороне обра-
зуется максимальный зазор & = D—
d, где D и d— диаметры подшип-
ника и цапфы с учетом отклонений
размеров в соответствии с выбран-
ной посадкой (рис. 7.5).
При дальнейшем повышении ча-
стоты вращения центр цапфы под-
нимается, смещаясь одновременно в
вращения	сторонуг вращения, — цапфа всплы-
Рис. 7.5 Изменение положения
вала в зависимости от частоты
296
вает в смазочном слое под действием гидродинамических сил, воз-
никающих в масляном клине.
Гидродинамические давления, развивающиеся в смазочном
слое, распределяются неравномерно, максимальное удельное дав-
ление приходится на участок, смещенный от вертикальной оси в
сторону вращения цапфы. Характер эпюры давления зависит от
положения цапфы, места подвода смазки, границ смазочного слоя
и некоторых других факторов.
Работа, затрачиваемая на преодоление сопротивления вязкой
жидкости, переходит в тепловую энергию; тепло, выделяющееся
в рабочей зоне подшипника, отводится не только через детали
опоры во внешнюю среду, но и в значительной мере уносится сма-
зывающей жидкостью. Расход смазки, т. е. количество ее, проте-
кающее через зазор между цапфой и подшипником в единицу вре-
мени, зависит от тех факторов, которые обусловливают гидродина-
мические силы.
Таким образом, для достаточно точного расчета подшипника
скольжения должна быть установлена взаимосвязь целого ряда
различных параметров: конструктивных размеров опоры, зазора
между трущимися деталями, свойств смазывающей жидкости, на-
грузки, частоты вращения, способов теплоотвода и т. д.
Для анализа явлений в таком подшипнике было получено
обобщенное уравнение Рейнольдса
_^_ЛГ3_Р_	_!__L ЛгЗ_Р_ = ]9(W	6—(pt//z) +
дх \ }i дх J dz \ u dz J	дх
+ 6^-(рГЛ) +	(7
dz	dt
где U, V, U7—компоненты скорости движения цапфы по осям и,
У, z.
Уравнение имеет силу для любого случая нестационарного
движения вязкой сжимаемой жидкости, для которой величины р
и р не являются постоянными, но зависят от температуры, давле-
ния п координат рассматриваемой точки. Решение уравнения в
общем виде — задача чрезвычайно сложная, да и практическое ис-
пользование такого решения было бы сопряжено с большими за-
труднениями. В применении к нормальным цилиндрическим под-
шипникам уравнение может быть существенно упрощено при сле-
дующих условиях.
1.	Если смазка осуществляется маслом или водой, т. е. несжи-
маемой жидкостью, то при Z = const плотность ее р = const и, следо-
вательно, др/д/ = 0, последний член правой части уравнения отпа-
дает. а р можно исключить из обеих частей уравнения.
2.	Если температура и давление жидкости изменяются по про-
тяжению смазочного слоя в узких пределах и могут быть замене-
ны с малой погрешностью средними значениями, то величину
ц можно принять постоянной.
297
3.	Для установившегося режима работы с постоянной частотой
вращения цапфы окружная скорость U в направлении осп Ох
также будет величиной постоянной: U —const.
4.	Так как при этом центр цапфы не перемещается и эксцентри-
ситет e = const, то скорость V в направлении оси Оу равна нулю.
5.	Так как скорость течения жидкости в направлении к торцам
подшипника вдоль по оси Oz значительно меньше скорости в на-
правлении вращения, то в первом приближении можно принять
IV'= 0; это допущение равносильно предположению, что протяже-
ние смазочного слоя в направлении оси подшипника неограничен-
но велико (подшипник бесконечной длины е = оо), исключение тор-
иевого истечения смазывающей жидкости приводит к плоскому
потоку.
Перечисленные упрощения можно записать так:
р = const; = 0; р = const; U — const; V =0; W — 0;	= 0.
dt	dz
(7.15)
С учетом этих условий уравнение Рейнольдса примет вид
(7.16)
дх \ dx /
В результате интегрирования уравнения (7.16) получим
Л’ = 6uUh + с.	(7.17)
dx
Постоянная интегрирования с определится из следующею ус-
ловия: при некоторой толщине смазочного слоя /z=AM11R давление р
достигает максимума; но при р = рмакг имеем dpfdx=0, тогда из
(7.17) найдем
с =
После подстановки этого значения в уравнение (7.17) получим
А. = 6ut/ .	(7.18)
dx ‘ Ь3
Для определения дав шипя в произвольном сечении под углом
к линии центров (рис. 7.5) удобнее по шзоваться полярными ко-
ординатами. Для перехода к ним произведем следующие замены:
dx = rdq\ U = wr.
Обозначим диаметральный зазор s = D—d, радиальный зазор
s	6
6	= 0.5 s = 0,5 (D—d), относительный зазор ф = — = —.
d	г
Для определения толщины смазочного слоя h в сечении, рас-
положенном под утлом <р к линии центров, имеем на основании
рис. 7.5
h = R—rcosy— ecos(180 —<р),	(7.19)
где R и г—радиусы подшипника и цапфы.
298
Так как h и эксцентриситет е весьма малы по сравнению с ра-
диусом цапфы, то и угол у весьма мал, поэтому можно принять
R — г cosy ^R — г = 6.
Тогда выражение (7 19) примет вид
h = 6 _ е cos (180° — ср).	(7.20)
Введем обозначение: относительный эксцентриситет е/6 = х; тогда
h = 6 (1 + xcoscp).	(7-21)
Для толщины /2мии в сечении, где р = рмакс» имеем ф —фмпн,
тогда
Л„„н = 6 (1 + X cos <гмин).	(7.22)
Для минимальной толщины смазочного слоя при ср =180 получим
*«№ = ^(1—х).	(7-23)
После соответствующих подстановок в уравнение (7.18) по-
лучим	•
dp 6 UCi) х (cos ср — COS Фмия) ,	(7.24)
ф3 (1 — x cos Ф)3
где ф — относительный зазор в подшипнике.
Удельное давление ру в сечении под углом ср' к
ров определится интегрированием уравнения (7.24) в
ср> до фЛ где ср] относится к началу эпюры давления:
<Г
__ Г- В® I* Х (COS Ф- C0S Ч мин)
гр3 J (1 х cos ф)3
от
линии цент-
предел ах от
(7.25)
Давление па элементарную площадку, выделенную в рас мат-
рпваемом сечении, с центральным углом Д<р' определится по урав-
нению
Д/V = рф'/гДф' = Pq' -у- Дф'-
Для установившегося режима работы внешняя нагрузка Р
уравновешивается гидродинамическими силами. При направлении
нагрузки Р, показанном на рис. 7.5, имеем
р = ld С cos [я _ {ф- + <ра)] w f	d(p (7 26)
Тр2 J	J	(1 X COS ф)л
Ф1	<Р»
Здесь фг относится к концу несущей зоны смазочного слоя.
Введем обозначение
Ch О Г г / / м л / С X (cos ф — cos фмш1) (7 27)
Ф = 3 I COS [Л — (ф' -Ь фа)] С?ф \	-• V
J	L	J	(14-ХСО8ф)3
ф!	Ф1
299
Рис. 7.6. Зависимость ко-
эффициента нагруженности
ФР от эксцентриситета и
lid
где Фг— безразмерная величина, назы-
ваемая коэффициентом нагруженности
(или коэффициентом несущей силы) под-
шипника. С этим обозначением уравне-
ние (7.26) примет вид
р = -±‘“ 1аФ„.
(7-28)
Значения определяемые по урав-
нению (7.27), зависят от границ смазоч-
ного слоя (рис 7.5), отсчитываемых от
линии центров 00{. Значения для под-
шипников с углами охвата 3609 приведе-
ны на рис. 7.6
При постоянной нагрузке связь меж-
ду Фр и основными параметрами под-
шипника может быть представлена на
основании уравнения (7 28) в виде
Р	4s _ РФ2
Id	pw цо»
(7.29)
Так как при проектировании подшипника нагрузка на опору
и частота вращения цапфы известны, то остается определить три
неизвестные величины, входящие в правую часть уравнения (7.28).
Диаметр цапфы d обусловлен диаметром вала. Но расчет вала
предшествует расчету подшипника, следовательно, конструктор
имеет исходные данные для определения диаметра цапфы с уче-
том буртиков и галтелей, если они необходимы Для выбора дли-
ны I в расчетной практике установлены относительно узкие грани-
цы: отношение Ijd лежит обычно в интервале от 0,6 до 1,2. Для
предварительного расчета задаются значением ф в пределах от
0,001 до 0,003 (верхний предел для малых диаметров). Сложнее
обстоит дело с обоснованием выбора величины ц, зависящей не
только от сорта масла, но и от температуры и давления в нагру-
женной зоне смазочного слоя; последний фактор при р<10 0 МПа
мало сказывается на величине ц, и его обычно не учитывают;
влияние же температуры весьма велико, но определить темпера-
туру можно лишь после теплового расчета подшипника, поэтому
в предварительном расчете приходится задаваться предполагае-
мой температурой, исходя из эксплуатационных условий Если
конструктор не располагает конкретными данными, то для первого
приближения можно принять / = 50’С. В табл. 7.1 приведены наи-
большие значения величины So, при которых еще сохраняется ре-
жим жидкостного трения. При дальнейшем повышении So трение
переходит в полужидкостиое.
Итак, определив предварительно величины d, I, ф и и, можно
вычислить по выражению (7.29) расчетное значение коэффициен-
зоо
Таблица 7.1. Значения So, соответствующие условной границе между
/V
лолу жидкостным и жидкостным трением (при-------- < So трение жидкостное, при
—-—	So трение полужидкостное)
рсо
Отношение l/d	Диаметр цапфы, мм								
	30	40	50	60	70	80	100	150	200
Значения So при относительном зазоре гр =0,001
0,6	0,28	0,35	0,42	0,53	0,65	0,80	1,0	2,0	3,0
0,8	0,44	0,54	0,64	0,80	0,95	1,2	1,5	2,7	4,0
1,0	0,58	0,72	0,85	1,0	1,2	1,5	1,9	3,3	4,5
1,2	0,70	0,80	1,0	1,2	1,4	1,7	2,2	3,7	5,0
Значения So при гр =0,002
0,6	0,42	0,53	0,65	0,80	1,0	1,4	2,0	3,0	5,0
0,8	0,64	0,80	0,95	1,2	1,5	1,9	2,7	4,0	6,0
1,0	0,85	1,0	1,2	1,5	1.9	2,4	3,3	4,5	7,0
1,2	1,0	1,2	1,4	1,7	2,2	2,6	3,7	5,0	8,0
Значения So при гр = 0,003
0,6	0,65	0,80	1,0	1,4	2,0	3,0	4,0	5,0	6,0
0,8	0,95	1,2	1,5	1,9	2,7	4,0	5,0	6,0	8,0
1,0	1,2	1,5	1,9	2,4	3,3	4,5	6,0	7,0	9,0
1,2	1,4	1,7	2,2	2,6	3,7	5,0	6,5	8,0	10,0
та нагруженности подшипника Фр, при котором возможен режим
жидкостного трения в подшипнике Далее из рис. 7.6 находят от-
носительный эксцентриситет, соответствующий расчетному значе-
нию Фр и выбранному отношению lid. По формуле (7.23) вычис-
ляют минимальную толщину смазочного слоя.
Для обеспечения жидкостного трения необходимо выполнить
условие
Чин>^кр.	(7-30)
где
— RZ Ц I Уо‘
(7.31)
Зде ь /^гц, /?.в-— высота неровностей поверхностей цапфы и вкла-
дыша; уо—максимальный прогиб цапфы в подшипнике.
30 Г
Величина г/0 зависит от жесткости вала и опор. Она может
быть определена по упругой линии вала с учетом податливости
подшипника.
При вычислении Лкр надо принимать во внимание еще и по-
грешности формы цапфы и вкладыша, т. е. эллипсность, конус-
ность, вогнутость и прочие отклонения от правильной цилиндриче-
ской формы.
Для большей надежности принимают
> jj.	(7.32)
^кр
Сопротивление смазочного слоя вращению цапфы. Удельное
сопротивление вязкой жидкости сдвигу определяется по закону
Ньютона
dv
dh ‘
т = р
(7.33)
Сила Т вязкого сдвига на всей поверхности скольжения S мо-
жет быть выражена соответствующим интегралом по поверхности:
T = jTdS.
Между несущей силой смазочного слоя Р и силой Т нет не-
посредственной прямой связи, поэтому коэффициент трения как
отношение силы трения к нагрузке следует рассматривать здесь
как понятие условное, введенное для практического удобства при
расчетах подшипников:
f = TJP.	(7.34)
Для определения силы Т гидродинамическая теория смазки да-
ет уравнение
х (cos ф — COS фто)
(1 + X COS ф)
(7.35)
Уравнение (7.35) получено при тех же допущениях, которые были
приняты для определения несущей силы.
Стремление упростить расчет привело к появлению приближен-
ных формул. Так, если в уравнении (7 35) принять х = 0, то для
подшипника с полным охватом цапфы ф1=0, ф2=2л получим про-
стую зависимость
Отсюда для коэффициента трения /= — =---------
Р Pld
известную формулу Н. П. Петрова
Р ___________________________ Л1Ц0
(7.36)
получим
(7.37)
302
Рис. 7.7 Зависимость коэф-
фициента сопротивления Фт
от х и W
Рис 7 8 Зависимость f/ф от х
и l/d
Это выражение следует рассматривать как условное, потому
что при х = 0 смазочный клин исчезает и заменяется кольцом
постоянной толщины, равной половине зазора, но такое положение
возможно лишь при вращении ненагруженного шипа, т. е. при
Р = 0.
Лучшие результаты дает для нагруженного шипа формула
Макки — Орлова
f =	+ о,55ф (—У,	(7.38)
фр	\ I }
показатель степени /п=1,5 при l<d и т=1 при Г>с1
Возвращаясь к уравнению (7.35), введем обозначение
<Га	, фа ,
Ф з. С * (cos-р - cos <рт) .	_1_ I .	.*?_-----.	(7.39)
2 J (I -4-Х cos ф)3	2 J 1-f-х cos ф
ф*
Тогда
Т = tuM ф	(7.40)
Я>
Безразмерная величина Фт называется коэффициентом сопро-
тивления смазочного слоя вращения цапфы. Величину Фт называ-
ют также безразмерной характеристикой силы трения.
Наиболее точные вычисления Фт были выполнены М. В. Ко-
ровчинским; значения Фт> полученные им для подшипников с уг-
лом охвата 360°, приведены на рис. 7.7.
303
Для коэффициента трения на основании уравнений (7.29) и
(7.40) получим
Разделив обе части равенства (7.41) на ф, получим
/ _ фт
% '
Значения f/ф приведены на рис. 7 8.
Механическая энергия, кГм/с, затрачиваемая на преодоление
сопротивления смазочного слоя в единиц}7 времени, определяется
по формуле
А = fPur, кТм/сек,	(7.42)
где г—радиус цапфы, м.
Эквивалентное количество тепловой энергии, ккал/с. выделяю-
щейся в подшипнике в единицу времени.
ц-/-, №
427 *
Для определения теплоотвода из рабочей зоны подшипника
смазкой надо установить, какое количество смазывающей жидко-
сти проходит в единицу времени через зазор между цапфой и под-
шипником.
Количество смазки, вытекающей из торцов подшипника. Для
определения количества смазки, вытекающей из торцов нагружен-
ного подшипника при установившемся вращении цапфы, сущест-
вует ряд эмпирических формул.
Эмпирические формулы громоздки, неудобны для технических
расчетов. Теоретическое определение торцового истечения Q осно-
вано на уравнениях гидродинамики для трехмерного потока вязкой
жидкости. Для решения трехмерной задачи пользуются прибли-
женными методами, вычисляя безразмерную величину
(7.43)
Тогда искомый расход смазки определится по формуле
Q = 0,5(р(о/сГ2с/.	(7.44)
Полный коэффициент расхода смазки можно рассматривать
как сумму трех коэффициентов
Я = <7i + Q2 + Я3,	(7.45)
где — коэффициент расхода смазки через торцы нагруженной
зоны; q2— то же для ненагружепной зоны; q$— коэффициент,
учитывающий дополнительное истечение смазки через канавки,
расположенные на поверхности вкладыша.
Значения q} приведены на графике рис. 7.9.
304
Рис. 7 9 Зависимость q от х и l/d
Рис. 7.10 Расположение смазочных канавок
Коэффициент вычисляется по формуле
?2 = №№
где Р?— давление масла, подаваемого в канавку подшипника;
(3 — безразмерный коэффициент, значения которого даны в
табл. 7.2.
Таблица 7.2. Значения коэффициентов Р и 0
7.	Коэффициент ₽ для подшипников с углом охвата			Коэффициент 0 ДЛЯ ПОДШИП1П1КОВ с двумя продоль- ными канавками
	360	1 80	120	
0,3	0,123	0,194	0,246	0,097
0,4	0,153	0,228	0.285	0,107
0,5	0,175	0,273	0,329	0,116
0,6	0,200	0,323	0,380	0,125
0,65	0,213	0,352	0,408	0,129
0,70	0,226	0,384	0,437	0,131
0,75	0,240	0,417	0,468	0,132
0,80	0,256	0,454	0,501	0,132
0,85	0,273	0,489	0,536	0,128
0,90	0,289	0,535	0,573	0,121
0,925	0,299	0,563	0,592	0,113
0,95	0,308	0,5&2	0,612	0,108
0,975	0,318	0,609	0,632	0.097
0,99	0,323	0,625	0,645	0.090
Коэффициент 9з зависит от размера и расположения смазоч-
ных канавок; при обычном расположении двух закрытых канавок
в плоскости разъема половинного подшипника (рис. 7.10)
7з — 0Фр ("7”)
d \ d ) Р
(7.46)
305-
Рис 7.11. Схема для расчета осевого подшипника
Здесь 6 — по табл. 7.2, размеры а и Ь, мм, показаны на
рис. 7.10, выбирают в зависимости от диаметра цапфы:
d « 0,05d -Ь 3 4- 5,
b (0,20 ~ 0,25) d.
(7.47)
При одной продольной закрытой канавке
bh’ / ।	9 \
<73 =----х— ( — — —)	(7.48)
7	\ a L J х	1
hx = 0,5ifd (1 4- х cos срх),	(7-49)
где фх — угол между линией центров и прямой, проведенной из
центра подшипника к середине канавки; Рх — давление масла в
канавке.
Рассмотрим основы гидродинамической теории смазки для осе-
вых подшипников. Для появления в смазочном слое гидродинами
ческих давлений и соответствующей несущей силы необходим кли-
новой зазор между поверхностью пяты и подпятника. Такой зазор
можно получить за счет скоса отдельных участков (сегментов)
рабочей поверхности или же с помощью подвижных самоустанав-
ливающи.хся сегментов.
Примем те же допущения, что и при рассмотрении плоского по-
тока в цилиндрическом подшипнике: жидкость несжимаема, поток
ламинарный, силы инерции пренебрежимо малы по сравнению с
силами давлений; для упрощения задачи сегмент заменяется экви-
валентным прямоугольником (рис 7.11).
Для этих условий уравнение Рейнольдса имеет вид
dx ‘ /Л
(7.50)
зоб
Рис. 7 12 Зависимость Ф'Р и Ф т от L/B
Рис. 7 13 Зависимость от L/B и hi/h2
Для установления более точных расчетных зависимостей рас-
сматривается двухмерный поток, для которого уравнение Рей-
нольдса в цилиндрических координатах (рис. 7.11) имеет
д f h3dp
dr \ udr
д / ft3
Оф \ J.I
с
= — бсог----.
ду
Решение этого уравнения для одного сегмента можно
в виде
вид
записать
iiVBL2
л?
где Ф'Р — безразмерная
нагруженности сегмента;
величина, называемая коэффициентом
она определяется численным интегриро-
ванием; значения Ф'Р приведены на рис. 7.12. Скорость
ния V вычисляется на приведенном радиусе: V'=co/?np,
D	1
1де /<ир=
1
3 d2 — d*
Если ввести обозначение p = D2/Db то
= D, фз _ 1)
пр 3 ф* _ 1)
Момент трения на пяте определится из выражения
мт =
скольже-
(7.54>
Заменяя из формулы (7.52)
307
получаем
Л1Т = VP^BzRllv —4= = VPul В zRnp<t>r.	(7.55)
уфР
Здесь Ф г = д/}Фр — безразмерная характеристика момента
трения, значения которой приведены на рис. 7.12, Р — нагрузка
па один сегмент; /?пр—по формуле (7.53).
Затрата энергии на трение всех сегментов, кГм/с
А = Мты.
Соответствующее количество тепла, ккал/с
^7__ Mito
427
При отводе всего тепла смазывающей жидкостью повышение
ее температуры за время течения жидкости через зазор между
сегментом и плоскостью опоры определится из уравнения теплово-
го баланса
ы =
суО.
Здесь Q — секундный расход смазки через весь подшипник, м3/с,
определяемый по формуле
Q = (-^у-Y ’	(7.56)
Значение приведено на рис. 7 13.
При проектировании упорного подшипника приходится предва-
рительно задаваться величиной р в зависимости от выбранного
сорта масла и предполагаемой температуры смазочного слоя.
В дальнейшем эта температура уточняется на основании уравне-
ния теплового баланса. При расхождении между ранее предполо-
женной температурой и расчетной ее величиной вносится соответст-
вующая поправка и расчет повторяется снова — до тех пор, пока в
результате последовательных приближении не будет достигнуто
необходимое соответствие.
С учетом результатов анализа уравнений и опыта проектирова-
ния осевых подшипников сформулированы определенные рекомен-
дации по выбору основных параметров и геометрических размеров
(рис. 7.14).
1.	Внутренний радиус /?вн желательно иметь минимальным —
он определяется размерами вала.
2.	Величина Lfb обычно выбирается равной 1.
3.	Расстояние ребра качания от выходной кромки сегмента «а»
определяет угол установки его и для обеспечения максимальной
толщины масляного слоя выбирается в пределах (0,44-0.45) L,
где L — длина сегмента по средней линии.
4.	Количество сегментов z —64-12. обычно z = 8.
308
5.	Оптимальная величина центрального угла сегмента <р=30°.
6.	Выбор z и (f зависит от величины коэффициента заполнения
который существенно влияет на работоспособность подшипника.
Анализ опытных данных показывает, что чем меньше т, тем
большую удельную нагрузку выдерживает каждый сегмент, но об-
щая нагрузка, выдерживаемая подшипником, имеет максимум при
т = 0,54-0,7.
7.	Ширина и наружный радиус сегмента определяются исходя
из допустимой (заданной) удельной нагрузки. Рекомендуется вы-
бирать D2/Z?i = 1,54-2.
8.	Высота сегмента влияет на величину деформации. Рекомен-
дуется обычно /z = 0,45L.
9.	Удельная нагрузка на сегмент PX^ = T/F. Обычно Руд<
с50 МПа.
10.	Рабочая площадь всех сегментов
F ~ Т
где Т — величина осевой силы на подшипник.
11.	Коэффициент рабочей площади сегмента е определяется по
формуле
F
Е = -----.
12.	По рассчитанной величине е и определенному /?Вн определя-
ем В — ширину сегмента — исходя из зависимости
В Л	В \
Е = ---- ( 1 4-------
?вц \	2/?вц
309
13.	Минимальная толщина смазочного слоя ЛМ1Щ выбирается
так, чтобы при расчетном режиме она была больше шероховато-
сти, но не менее 20 мк:
^мин
20 мк.
7	4 КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Гидродинамические радиальные подшипники. Они конструктив-
но выполняются втулочными или сегментными. Для герметичных
насосов преимущественно используются гидродинамические под-
шипники втулочного типа, которые могут применяться как для
вертикального, так и для горизонтального вала. На рис. 7.15 по-
казана конструкция одного из таких подшипников. Он состоит из
корпуса 1, в котором крепится гильза 2 из стали 1Х17Н2. В гильзу
2 встраивается составная графитовая втулка 4 из фторопластоуг
леграфитового материала 2П-100-ЗП по легкопрессовой посадке
или с минимальным зазором и стопорится штифтом 3. Втулка 4
имеет восемь продольных каналов 6 с радиусом 4 мм. необходи-
мых для интенсивного отвода тепла от рабочей поверхности. Ра-
ботает она в паре с втулкой вала, выполненной из хромоникеле-
вого сплава ВЖЛ-2. Эта пара даст хорошие результаты при ок-
ружных скоростях до 32 м/с, удельных пагрхзках до 0,4 МПа и
температуре до 160 С. Диаметральный зазор в подшипнике при-
нят 0.2 мм при размере втулки вала 100 мм и выше.
В качестве сегментного самоустаиавливаюшегося радиального
подшипника рассмотрим подшипник вертикального герметичного
ГЦН английской фирмы Hayward Tyler (рис. 7.16). В корпус 1
встроены шесть самоустанавливающихся сегментов 2, которые
стопорятся от проворачивания с помощью двух замковых колец,,
изготовленных из стали, аналогичной ст. 20. Материал сегмента —
закаленная сталь EV— 57. по химическому составу близкая к
стали 1Х17Н2. Сегменты 2 подшипника с наружной стороны име-
Рис. 7.15 Втулочный гидродинамический подшипник для герметичного насоса:
1 — корпус; 2— гильза; 3, 5— штифт 4 — графитовая втулка; 6 — каналы охлаждения
310
Рис. 7.16 Сегментный подшипник
для герметичного насоса.
1 — корпус; 2 — плавающий сегмент
3 — бурт упорный
Рис 7.17. Са.моустанавливаюшийся вту-
лочный радиальный подшипник:
1 — импеллер; 2 — втулка вала; 3 — сфериче-
ская опорная поверхность- 4—вкладыш, 5 —
вал. 6— лабиринт
ют упорный бурт 3 вокруг которого они могут менять свое рабочее
положение. Упорный бурт смещен по направлению вращения на
5° от оси симметрии сегмента Диаметральный зазор при размере
шейки вала 120 мм принят равным 0,26 мм. На цапфе вала на-
прессована втулка с рабочей поверхностью из спецмассы «ферро-
бестос». Между плавающими сегментами имеется зазор для смаз-
ки и охлаждения трущихся поверхностей водой.
Оба радиальных подшипника в герметичных ГЦН с целью
унификации и обеспечения взаимозаменяемости стремятся выпол-
нить одинаковыми.
Самоустанавливающиеся подшипники по сравнению с жестко
фиксированными менее чувствительны к перекосам ротора, в них
создаются условия для образования гидродинамического клина, и
вследствие этого они допускают более высокие удельные нагрузки
(при прочих равных условиях). Однако технологически они слож-
ны, и их применение не всегда оправдано.
В отечественной практике большинство бессальниковых насосов
выполнено с жестко фиксированными подшипниками, а необхо-
димые условия для их нормальной работы обеспечиваются соот-
ветствующими допусками на изготовление узлов и деталей.
Для обеспечения циркуляции через подшипники необходимого
расхода воды на вкладышах радиальных подшипников выполняет-
ся несколько (4—6) продольных канавок.
В насосах с уплотнением вала условия работы нижнего ради-
ального подшипника такие же, как в герметичных насосах, и по-
этому пригодны для использования подшипники обеих рассмот-
ренных типов, но чаще всего применяется третий тип — самоуста-
навливающийся втулочный радиальный подшипник (рис. 7.17).
Вкладыш 4 подшипника изготовлен в данном случае из углегра-
фита, втулка на валу 2—из нержавеющей стали с высокотвер-
дой наплавкой. Подшипник может самоустапавлпваться относи-
тельно рабочего положения вала, так как опирается в корпусе на
ферическую поверхность 3.
311
Верхний радиальный подшипник располагается в насосах с
уплотнением вне теплоносителя, доступен для осмотра и частич-
ного ремонта (замены). Для него можно подвести смазывающе-
охлаждающую жидкость с более высокими физико-химическими
свойствами (обычно это минеральные масла различных марок),
чем перекачиваемый теплоноситель, и тем самым обеспечить его
надежную длительную работу. Кроме того, в этом случае исполь-
зуются для рабочих поверхностей апробированные материалы,
проверенные и хорошо зарекомендовавшие себя в машинах других
отраслей промышлен пости.
Гидродинамические осевые подшипники. Несущая способность
обеспечивается тем давлением, которое способен создавать диск
пяты, жестко закрепленный на валу насоса и увлекающий смазку
в суживающийся по направлению вращения зазор между диском
и подпятником. В герметичных ГЦН гидродинамические упорные
подшипники работают на маловязкой водяной смазке (перекачи-
ваемый теплоноситель), и с учетом ограничения по геометрическим
размерам подпятник в этих опорах целесообразно выполнять в ви-
де сплошного кольцевого диска. Обеспечить надежность работы
упорного подшипника такой конструкции удается за счет малых
удельных нагрузок (0,1—0.2 МПа) и подбора эффективного лро-
филя рабочей поверхности кольцевого подпятника. Некоторые из
наиболее рациональных конструктивных решений подпятников по-
казаны на рис. 7.18—7.22.
1.	Подпятники с плоской рабочей поверхностью, разделенной на
отдельные секторы 1 (рис. 7.18). Между двумя соседними сектора-
ми имеются канавки 2, через которые к трущимся поверхностям
подводится смазка.
2.	Подпятники, разделенные на секторы, каждый из которых
имеет окос, суживающийся в направлении вращения диска пяты
(рис. 7.19). Уклон поверхности сектора S/L составляет примерно
(14-3)-10—3. Наиболее эффективны подпятники, у которых имеет-
Рис. 7.18. Кольцевой подпятник с
плоской рабочей поверхностью:
/ — сектор; 2 — канавка для подвоза
смазки; 3 — эпюра распределения дав-
ления в рабочем зазоре; 4— диск
пяты
ся уклон и в направлении от
внутреннего радиуса диска к на-
ружному, что позволяет исполь-
зовать инерцию вращения.
Рис. 7.19. Кольцевой подпятник со
скошенными ступеньками:
1 — подпятник: 2 — эпюра распределения
давления в рабочем зазоре; 3— диск пяты
312
1
2
1
2
Рис 7.20 Кольцевой подпятник с плоскими ступеньками
а— с открытой ступенькой: б —с закрытой ступенькой; / — поверхность контакта: 2—
ступенька; J—эпюра распределения давления в рабочем зазоре
3.	Подпятники, разделенные канавками на отдельные секторы,
в которых часть поверхности занижена ступенькой на величину,
составляющую несколько тысяч долей длины сектора Ступеньки
могут быть открытыми (рис. 7.20, а) и закрытыми (рис. 7.20, б).
Закрытые ступеньки сложнее в изготовлении, однако обладают
большей эффективностью, поскольку боковые буртики снижают
утечку жидкости из зоны высокого давления. Заниженная поверх-
ность должна быть параллельна поверхности контакта для обес-
печения максимальной несущей способности.
4.	Подпятники со спира шнымп канавками 2 на плоской по-
верхности 1 (рис. 7 21). Форма и направление сужения канавок
могут быть самыми разнообразными, однако глубина должна
быть сравнима с расчетной толщиной пленки (30—100 мм), и
должна быть постоянной как вдоль оси канавки, так и в перпен-
дикулярном направлении.
5.	Подпятники с закрытым нагнетательным карманом
(рис. 7.22), в которых контакт диска 6 с подпятником 7 осущест-
вляется только по периметрх сектора шириной Ь. Остальная
часть сектора занижена В заниженной части сектора выделяются
три зоны: узкая канавка 4 с отверстиями 5 для подачи жидкости,
ступень 3, заглубленная по отношению к поверхности контакта на
Рис. 7.21. Ко 1ьцевой подпятник со спиральными канавками*
1 плоскость 2 — канавка
313
Рис 7.22 Подпятник с карманом Редея:
а—сектор подпятника (вид сверху) б — эпюра распределения давления в рабочем зазо-
ре; в — подпятник в разрезе; 1 — щель для сброса жидкости: 2 — гидростатический кар-
ман. 3 — ступень •/ — канавка 5—отверсше для подачи смазки; б — диск пяты 7 — под-
пятник
1—5 мкм. гидростатический карман 2 глубиной ЮОЛхпш и узкая
щель 1 для сброса отработанной жидкости.
Для обеспечения нормального охлаждения упорного подшипни-
ка рекомендуется,- чтобы площадь соприкосновения вращающегося
упорного диска с неподвижными вкладышами составляла не более
70 % общей площади диска, а 30 % должны занимать канавки для
прохода охлаждающей воды
В насосах с уплотнением вала, особенно в ГЦН, осевой под-
шипник работает на высоких удельных нагрузках (до 10 МПа).
В этих упорных подшипниках от внешнего источника подводятся
специальные масла, а сама конструкция подпятника состоит из
набора не связанных между собой колодок, каждая из которых
может поворачиваться вокруг осн или точки. Известны две конст-
руктивные схемы такого подпятника- в первой каждая колодка
имеет жесткую точечную опору качания (подпятник Митчела), во
второй колодки опираются на выравнивающие устройства гидрав-
лического рессорного или рычажного типа. Последний известен
как подпятник с уравнительной системой Кингсбери Принцип ра-
боты колодочных подпятников заключается в том, что при пра-
вильно установленном центре вращения колодки сами принимают
наклон, соответствующий максимальному несущему усилию при
любых условиях работы. Эти подшипники при эффективном теп-
лоотводе могут работать с системой смазки «масляная ванна»,
т. е. нс нуждаются в наружном источнике давления.
На рис 7.23 изображен гидродинамический осевой подшипник
Митчела. Пята представляет собой диск 3, изготовленный из ста-
ли 4СХ. нижний торец которого является рабочей поверхностью
Пята установлена на вал 6 на шпонке и крепится в осевом на-
правлении двумя закладными полукольцами 5. Пята вместе с ва-
лом опирается на подпятник, состоящий из семи колодок 8, изго-
товленных из углеродистой стали с заливкой баббитом Б-83. Ко-
лодки, самоустанавливающпеся па опорных винтах 9, выверяются
по высоте при помощи контрольной плиты. Пята и подпятник за-
ключены в масляную ванну с повышенным давлением, которое
поддерживается за счет щелевого уплотнения В (зазор 0,5—
1 мм) между верхним торцом пяты и кольца 4. Масло поступает в
314
Рнс. 7 23 Радиально-упорный подшипник
/ — отверстие для подвода масла; 2— кольцевой коллектор; 3 — диск пяты; 4 — упорное
ольц 5 — закладное полукольцо 6 — вал; 7— корпус, 6 — колодка, 9— винт упорный
10—втулка радиальною подшипника; 11— корпус радиального подшипника; 12— втулка
вала
каждую колодку через кольцевой коллектор 2 и три отверстия 1
в корпусе 11 радиального подшипника. Циркуляция масла осу-
ществляется насосами системы смазки.
В подшипнике ГЦН АЭС KWL (ФРГ) применена гидравличе-
ская система выравнивания (рис. 7 24) Качающиеся колодки 8
опираются на кольцо 7, которое установлено на подвижные порш-
ни 5. Цилиндры всех поршней находятся под давлением масла и
гидравлически связаны между собой. Это обеспечивает автомати-
ческое поддержание одинакового зазора между поверхностями ко-
лодок и диском упорной пяты 9.
На рис. 7.25 показан гидродинамический двусторонний упор-
ный подшипник Кингсбери. Диск пяты 3 вместе с валом 4 опира-
ется на подпятник, состоящий из восьми колодок 7, воспринимаю-
щих осевую нагрузку. Для лучшего теплоотвода колодки выполне-
ны из озовянистои бронзы Бр 010Ф1. Рабочие поверхности коло-
док наплавлены баббитом Б-83 толщиной 3 мм. Каждая колодка
имеет опорное ребро, выполненное параллельно выходной кромке
колодки с эксцентриситетом 9%. Колодка 7 устанавливается из
317
Рис 7.24. Подшипник ГЦН:
/__радиальный подшипник, 2—подача масла в радиальный подшипник 3 слив масла.
4 подача масла в упорный подшипник 5 — поршень. 6 — подача масла в пусковое уст-
ройство; 7 — опорное колыю. й— колодка; Р — упорная пята; 10 — слив масла	11
опора
Рис 7.25 Радиально-осевой подшипник насоса РБМК
; 5—фундамент; 2 — колодка верхняя; 3 — пята- 4— вал. 6 — пакет рессор верхних коло-
док. 7 — колодка нижняя, 8—пакет рессор нижних колодок; 9 — радиальный нодшт
ник
316
Рис. 7.26. Схема рычажной системы
упорного подшипника ГЦН
ВВЭР-1000:
1 — верхний уравновешивающий ры-
чаг; 2 — колодка; 3 — диск пяты
J — центр упора колодки. 5 — геометри-
ческая ось симметрии колодки 6 — ниж-
ний чравновешивающий рычаг; 7— обой-
ма опорная
пакет рессор 8 из стали 60С2А с твердостью поверхности HRC =
= 40-?48. Напряжение изгиба под нагрузкой 196 кН составляет
500 МПа при прогибе пакета рессор 0,49 мм Максимальный зазор
между нижней пластиной и фундаментом 1 подпятника равен
0,7 мм При нагрузках ботсе 295 кН рессоры ложатся па жесткий
фундамент и подпятник работает как неподрессоренный подпятник
Митче та. У порный диск пяты изготов 1яется из стали 40ХН с
твердостью после закалки КТ 60. Толщина диска пяты 100 мм,
расчетный прогиб диска на ширине колодок 125 мм под нагрузкой
196 кН составляет 12,5 мкм. Диск после шлифовки притирается
по плите первого класса и после окончательной доводки имеет
шероховатость /? =-0,32
Поскольку па вал ГЦН могут действовать значительные вытал-
кивающие силы, упорный подшипник выполнен двусторонним с со-
ответствующим набором колодок 2, фундамента 5 и комплекта рес-
сор 6 для восприятия нагрузки, направленной вверх. Система
смазки пяты — циркуляционная с фильтрацией и охлаждением
масла.
В ГЦН ВВЭР-1000 применен маслосмазываемый упорный под-
шипник с рычажной уравнительной системой Кингсбери
(рис. 7 26). Диск 3 пяты опирается на восемь колодок 2, установ-
ленных на верхние уравновешивающие рычаги /, которые в свою
очередь двумя заплечиками держатся на заплечиках нижних
уравновешивающих рычагов 6. Последние цилиндрическими вы-
ступами, расположенными радиально по середине, опираются на
плоскость обоймы 7. Таким образом, упорные колодки в комплек-
те с верхними и нижними рычагами представляют собой замкну-
тую по кругу рычажную систему.
Для образования масляною клина между упорным диском пя-
ты и колодками центры 4 упоров колодок смешены от оси симмет-
рии рычагов на расстояние а в сторону вращения.
Если некоторые из ушорных колодок по каким-либо причинам
выйдут из контакта с пятой, то остальные колодки через рычаж-
ную систему будут перемешать их до тех пор, пока осевые усилия,
действующие на все колодки, не станут одинаковыми. Данная
система распределения нагрузки между колодками хотя и пред-
ставляется сложной и трудоемкой при изготовлении, обеспечивает
равномерность осевой нагрузки по всем колодкам.
Упорный подшипник в насосе ВВЭР-1000 выполнен в одном
блоке с двумя радиальными гидродинамическими подшипниками.
317
318
Предельную удельную нагрузку для упорных колодок «класси-
ческих» подпятников ограничивают уровнем 4.2—5,3 МПа. В то
же время большое внимание уделяется созданию быстроходных
упорных подшипников скольжения, смазываемых маловязкими
немаслянистыми жидкостями, в частности водой.
Смазка подшипника водой упрощает конструкцию и уменьшает
габариты его за счет исключения разделительных уплотнении и
автономной системы смазки, а главное, устраняет пожароопас-
ность насосов.
Упорный диск должен обладать достаточно высокой поверх-
ностной твердостью ввиду того, что действие мелких абразивных
частиц, неизбежно присутствующих во всякой смазке, является в
воде более агрессивным, чем в масле.
Очистка воды, применяемой для смазки, должна быть тщатель-
нее, чем практикуемая обычно. При этом следует отдавать пред-
почтение центробежной очистке, так как наблюдались случаи за-
бивания фильтров осадками, содержащимися в воде.
Однако при центробеукной очистке не следует забывать, что
легкие взвеси (ворсинки после протирки поверхностей тканями
и т. п.) свободно попадают в предохраняемый узел п оседают там.
Происходит так называемое «заклинивание», которое можно уда-
лить обратным напором воды.
В табл. 7.3 приведены основные параметры упорных подшипни-
ков некоторых отечественных ГЦН.
Гидростатические радиальные подшипники, используемые все
чаще как в герметичных насосах, так и в ГЦН с уплотнением вала,
имеют определенные преимущества перед гидродинамическими:
использование в качестве смазки перекачиваемой жидкости при
рабочей температуре позволяет встраивать ГСП непосредственно
за рабочим колесом, что дает возможность уменьшить консоль ва-
ла;
высокую несущую способность;
небольшие потери на трение;
практически неограниченный ресурс из-за отсутствия контакта
между рабочими поверхностями подшипника;
отсутствие необходимости теплоотвода от подшипникового
узла. Отличие ГСП от гидродинамических подшипников заключа-
ется в том, что давление жидкости в несущем слое ГСП создается
внешним источником, которым может служить рабочее колесо
ГЦН, если теплоноситель подается с его нагнетания, или специ-
альная система с подпиточным насосом. Если жидкость подводит-
ся от постороннего источника, то несущая способность ГСП не за-
висит от частоты вращения вала, т. е. от развиваемого рабочим ко-
лесом напора. С эксплуатационной точки зрения предпочтитель-
ным является первый вариант питания ГСП, хотя при пусках и
остановках ГЦН происходит касание рабочих поверхностей. Для
уяснения принципа работы ГСП рассмотрим рис. 7 27. Коллек-
тор 3 соединен отверстием 2 со стороной высокого давления, а по
торцам Л и В —со стороной низкого давления источника питания
319
Рис 7.27 Схема четы-
рехкамерного гидроста-
тического подшипника:
1 — рабочая камера; 2 —
дроссель, 3—коллектор; 4—
подвод жидкости; 5 — вал;
6 — корпус
подшипника жидкостью. Под действием ?той разности давлений
вода поступает в камеры 1, а из них по зазору между валом 5 и
корпусом 6 подшипника вытекает из камер в полость низкого дав-
ления. Давление в камере определится следующим выражением:
р = рк—&рл, где pti — давление в коллекторе; Лрд—потери давле-
ния при протекании жидкости через дроссель.
Так как все камеры соединены с общим коллектором, то в
случае одинаковых дросселей у всех камер и концентричного рас-
положения вала (эксцентриситет е = 0) в подшипнике через все
камеры потечет одинаковый расход жидкости, потери в дросселях
будут одинаковыми и, следовательно, давления в камерах также
будут одинаковы. Если сместить вал по направлению в какой-ни-
будь камере (т. е. то сопротивление гидравлического тракта
через эту камеру (от коллектора до слива) увеличится Следова-
тельно, через эту камеру пойдет меньший расход, падение давле-
ния в дросселе уменьшится, а давление в камере возрастет. При
этом в диаметрально противоположной камере давление упадет.
Таким образом, при смещении вала от концентричного положения
создается разность давления в камерах, образующая восстанавли-
вающую силу, действующую на вал в направлении, противополож-
ном направлению его смещения. При определении эксцентрисите-
та, величину которого задают при расчете исходя из условий ра-
боты ГСП, можно добиться того, что вал будет удерживаться в
подшипнике во взвешенном состоянии. Подшипник, выполненный
по этой схеме, называется камерным ГСП с постоянными дроссе-
лями на входе и отводом жидкости через торцы подшипника. Он
отличается сравнительной простотой конструкции. На рис. 7.28
изображен нижний радиальный подшипник насоса РБМК-1000.
Корпус подшипника 1 выполнен из стали 20X13. На его внутрен-
ней поверхности равномерно по всей окружности расположены 12
несущих камер 3. Вода в несущую камеру поступает через дрос-
сель 2 диаметром 7 мм. На шейку вала насоса напрессовывается
втулка, изготовленная также из стали 20X13. Чтобы зафиксиро-
вать положение подшипника в горловине насоса при резких изме-
нениях температуры, корпус подшипника центрируется четырьмя
шпонками 5. Слив воды из ГСП на всасывание рабочего колеса
осуществляется по отверстиям 4. Позднее ГСП был усовершенст-
вован (рис. 7.29). Со стороны фланца корпуса подшипника в спе-
320
Рис 7.28. Камерный ГСП на-
сосов АЭС PDMK-1000:
I — корпус; 2 — дроссель: 3 —
рабочая камера; 4— сливное, уст-
ройство; 5 — шпонка
Рис. 7 29 Модернизированный ка-
мерный ГСП насосов АЭС
Р ГМК-1000:
1 — вкладыш графитовый:	2 — втулка
вала; 3— слив из подшипника, 4 — коль-
цо поджимное, 5 — упругая мембрана,
6 — вал
циальной выточке был помещен вкладыш / из силицированного
графита, который предназначен для предохранения рабочей по-
верхности ГСП от оплавления и схватывания при пусках и не-
предвиденном прекращении питания. Зазор в ГСП в зоне вклады-
ша на 0,1 мм меньше, чем зазор в рабочей части подшипника.
С целью обеспечения постоянного радиального зазора при изме-
нении рабочей температуры вкладыш выполнен из шести отдель-
ных сегментов, поджатых в осевом и радиальном направлениях
коническими кольцами 4 с упругим элементом 5. Чтобы предохра-
нить графитовые сегменты от размыва, слив из ГСП организован
на всасывание насоса.
В паре с вкладышем работает втулка 2 из стали 20X13 с плаз-
менной наплавкой рабочей поверхности высокотвердым материа-
лом С2.
Рабочие камеры ГСП могут быть выполнены и па валу насоса.
Питание подшипника осуществляется с напора рабочего колеса
через отверстия в обтекателе колеса и сверление в валу.
Камерные ГСП с переменным дросселированием при одинако-
вых габаритах и прочих равных условиях (используемый перепад,
экцентриситет) имеют грузоподъемность несколько выше, чем ГСП
с постоянными дросселями на входе. Они нашли применение в ос-
новнОхМ в насосах для перекачки жидких металлов или жидкостей
со взвешенными частицами, поскольку входная щель менее под-
вержена забиванию, чем дроссели. В одном из разработанных под-
шипников (рис. 7.30) имеется 16 рабочих камер 7, каждая из ко-
7а Н Зак 8*2	321
Рис. 7.30. Гидростатический подшипник с
взаимообратным щелевым дросселирова-
нием:
1, Ю _ входные за оры; 2 — регулировочная
камера; 3 — винтовые канавки-, 4 — кожух; 5,
/ — рабочие камеры. 6— выходной зазор; 8—
кгулка вала, S' —корпус
торых соединена пинтовыми канав-
ками о размером 20X20 мм с диа-
метрально противоположном регули-
ровочном камерой 2. Подача среды
в ГСП осуществляется непосредст-
венно из заколесной полости ГЦН.
Величина давления в рабочих каме-
рах регулируется двумя переменны-
ми сопротивлениями, на входе в
рабочую камеру и на выходе из нее,
причем при сближении с втулкой в
камерах с уменьшенным зазором
входное сопротивление падаег, а
выходное возрастает. В камерах с увеличенным зазором картина
противоположная. В результате возникает более высокий перепад
давления по сравнению с тем случаем, когда на входе имеется по-
стоянное сопротивление (дроссель). Следовательно, ГСП обладает
повышенной грузоподъемностью. При диаметре вала 270 мм в дан-
ном ГСП радиальный зазор составляет 0,3 мм. Корпус 9 и втулка 8
на валу изготовлены из стали Х18Н9 с наплавкой по рабочим
поверхностям стеллитом В31\. Подшипник такого типа был пред-
ложен ВНИИГидромашем и известен под названием «ГСП с вза-
имообратным щелевым дросселированием». Он более чувствите-
лен к перекосу, чем подшипники других конструкций. Дело в том,
что при перекосе, когда, например, зазор 6 уменьшается, зазор 10
увеличивается на ту же величину (при соосном положении вала он
бы тоже уменьшился). Одновременно происходит частичное закры-
тие зазора 1 на эту же величину (при соосном положении вала он
бы увеличился). Таким образом, подача среды в камеру / будет
меньше нормальной. И хотя при этом сопротивление па сливе из
камеры увеличится, оно все же нс компенсирует увеличение со-
противления на подаче, вследствие чего произойдет снижение гру-
зоподъемности ГСП. Более того, увеличение зазора 10, приводя-
щее к уменьшению давления в камере 6, еще более снижает гру-
зоподъемность.
Дросселирование в щелевом подшипнике, как уже говорилось,
осуществляется в зазоре между неподвижным корпусом и вращаю-
щимся валом со стороны рабочего колоса. Это значительно снижа-
ет чувствительность его ко всякого рода механическим включениям
в теплоносителе в связи с тем, что они «перетираются» в этом за-
зоре. Кроме того, если вач смещаетя параллельно втулке, то даже
при износе уплотнительных поясков (до некоторых пределов) не
322
изменяется соотношение меж ту перепадами давления на уплотни-
тельных поясках рабочих н регулировочных камер, т. е. грузо-
подъемность ГСП не меняется. Щелевые ГСП описанной конст-
рукции применяются во всех отечественных насосах па ЯЭУ с
натп 11 свы м теплой ос ител ем
К недостаткам щелевых ГСП кроме сложности в изготовлении
и повышенной чувствительности к перекосам вала относят боль-
шие геометрические размеры из-за наличия регулировочных камер,
увеличенный (в 2—4 раза) по сравнению с дроссельными Г( П
расход питающей жидкости. Кроме того, в этой конструкции по
длине регулировочных камер и на их уплотняющих поясках появ-
ляются гидродинамические силы, совпадающие по направлению с
приложенной нагрузкой, в связи с чем длину регулировочных
участков необходимо выполнять как можно меньше.
Регулировать давление в камерах ГСП можно различными ав-
томатическими устойствами, реагирующими на смешение вала и
нагрузку. Такие ГСП обладают существенно большей жесткостью
по сравнению с рассмотренными выше ГСП. в связи с чем их це-
лесообразно применять в насосах, имеющих значительные ради-
альные силы (в частности, в результате дисбаланса, появляюще-
гося в процрссо работы). В промышленных отечественных и зару-
бежных ГЦН подобные ГСП применения не нашли.
Своего рота «гибридным», т. е промежуточным между гидро-
динамическим и гидростатическим, можно назвать ГСП, у которо-
го большая часть рабочей поверхности гладкая, а рабочие камеры
выполнены в виде ряда отверстий небольшой плошали. В этом ва-
рианте при работе ГЦН в подшипнике развиваются заметные гид-
родинамические силы. С другой стороны, даже при певращающем-
ся вале грузоподъемность такого подшипника с питанием от посто-
роннего источника не хуже, чем у камерных ГСП. Этот подшип-
ник известен под термином «гидростатодннамическнн». В гпдроста-
тодинамнческпх подшипниках при увеличении частоты вращения
вала грузоподъемность возрастает в гораздо большей степени, чем
в камерных Подшипник состоит из гладкой втулки с камерами,
расположенными обычно в два ряда на одинаковом расстоянии
от торцов, в которые ввернуты штуцера с дроссельными отверстия-
ми
По конструкции и технологичности гидростатодинамическне
ГСП проще всех ранее рассмотренных, однако в отечественных
насосах предпочтение отдано ГСП щелевого типа из-за их более
высокой надежности.
В табл. 7.4 приведены основные данные ГСП некоторых оте-
чественных насосов ЯЭУ.
ГСП характеризуются следующими безразмерными параметра-
ми*
1)	коэффициентом грузоподъемности
kdhp
11*
323
Та о лица 7.4
Характеристика	БОР-60		БН-600		РБМК-1000
	Перпый контур	Второй контур	Первый контур	'Второй контур	
Тип нижнего радиального под-	ГСП с двойным взаимообратным				ГСП дроссель-
шппника Рабочая среда	[щелевым дросселированием 11атрий				ный Вода
Температура рабочей среды, °C	450	500	380	380	270
Диаметр втулки вала, мм	270	270	500	349	310
Радиальный зазор, мм	0,3	0,3	0,5	0,4	0,3
Число рабочих камер	16	16	8	8	12
Диаметр дросселя, мм				—	-—	———	7
Расход рабочей среды па под- шипник, м3/ч	42	42	70	300	55
Перепад давления на подшипни- ке, МПа Нагрузка на подшипник, Н	0,51	0,51	0,19	0,76	1,6
	76	76	150	340	110
Рабочий относительный эксцент- риситет	0,8	0,8	0,5	[0,2	0,3
Максимальная грузоподъемность, II	240	240	270	655	730
Частота вращения, об/мин	1500	1500	970	970	970
Материал втулки вала	Сталь Х18Н9 с		Сталь^Х18Н10Т		Сталь 20X13 с
	наплавкой ВЗК		с наплавкой ВЗК		термообработкой до HRC-40—48
Материал втулки в корпусе	Сталь Х18Н9 с		Сталь Х18Н10Т		Сталь 20X13 с
	наплавкой ВЗК		с наплавкой ВЗК		термообработкой до HRC-40-^48
— отношением воспринимаемой нагрузки к некоторой эффективной
силе F^=\pkd, где Др — перепад давления на подшипнике;
2)	коэффициентом расхода
о =
Q
— отношением фактического расхода через ГСП к расходу через
торцевую перемычку с s=jid8Q при перепаде, соответствующем
перепаду на подшипнике;
3)	коэффициентом жесткости
- ip dG/dx
я =t----- =---------,
" dAp dAp
где dGJdx—изменение гидравлической восстанавливающей силы
от смещения;
4)	параметром настройки
Р камеры I
Ар дросселя JX—О
324
5)	параметром вращения
б _ У
2^Др
— отношением скоростного напора жидкости, вращающейся вмес-
те с валом, к статическому перепаду давления на ГСП. где <р —
коэффициент, показывающий долю окружной скорости вала, ко-
торую имеет усредненная по зазору окружная скорость жидкости.
Параметр Q введен, поскольку скоростной напор может сущест-
венно изменить статическое давление в рабочих камерах. С учетом
этого параметра перепад давления между камерами необходимо
вычислять по формуле
Ар = (Pi — Рг) + -у- (ф«Я)2.
Математическая модель ГСП. Грузоподъемность камерных ГСП
складывается из трех составляющих:
а)	грузоподъемности рабочих камер;
б)	грузоподъемности торцевых и межкамерных перемычек из-за
гидростатического давления;
в)	грузоподъемности торцевых и межкамерных перемычек из-за
гидродинамического эффекта.
Приведенные расчетные оценки показали, что доля гидродина-
мической составляющей па торцевых и межкамерных перемычках
не превышает 1 % общей грузоподъемности, что позволяет пренеб-
речь этим фактором.
При выводе математической модели приняты следующие пред-
посылки:
1)	режим течения во всех элементах автомодельный, турбулент-
ный;
2)	па торцевых перемычках движение осевое, а на межкамер-
ных перемычках — по окружности;
3)	давление в рабочих камерах постоянно, а на перемычках
меняется по линейному закону;
4)	рабочая среда—однофазная несжимаемая жидкость;
5)	поверхность скольжения — правильной формы цилиндры.
Для нахождения основных характеристик ГСП составляются
уравнения баланса расходов для каждой рабочей камеры. При со-
ставлении баланса расходов учитываются как статические перепа-
ды давления, так и перепады давлений, обусловленные вращением
жидкости из-за вращения вала:
где фДр, Q6 и Qt — расходы соответственно через дроссель, боко-
вы и эрцевые перемычки. Расходы определяются из следующих
11 Ззк 812
Выражений:
Решая данную систему уравнений, определяем давления во
всех рабочих камерах.
С учетом сделанных предположений о распределении давлений
па поверхности скольжения ГСП по известным давлениям в рабо-
чих камерах находятся все статические характеристики, а именно:
нормальная составляющая коэффициента грузоподъемности
где m=tnlD—-безразмерная длина рабочей камеры; L—L{D
безрамерная длина подшипника;
тангенциальная составляющая коэффициента грузоподъемности
0f — х, (cos 0t- — cos 0t-.| i) 4 — j—	xt (cos 0i — cos Oi-j-i) Hi,
L L
*“*	(7.58)
Гдс	— безразмерное давление в камере;
полный коэффициент грузоподъемности
О=]/Г0?. + е? sign6n;
(7.59)
угол всплытия
/ ет \
T-arctgf-xM ;
\ ип /
(7.60)
коэффициент жесткости в направлении линии центров
Кп = 4-	;	<7-61)
дх
коэффициент жесткости в направлении, перпендикулярном ли-
нии центров,
К, =4--^;	(7.62)
е» дх
326
коэффициент расхода
(7.63)
1 = 1
В уравнениях (7.а7) и (/.58) коэффициенты Hi позволяют
учесть затраты статического давления на образование скорости
при входе в щель. Коэффициенты Нг показывают, какую долю об-
щего перепада давления на щели составляет статическое давление
в начале щели после входа потока в щель. Эти коэффициенты оп-
ределяются следующим образом:
(7.64)
// — ( и \ / 1
\ 2й / / ,	, / I
/ \ 2/г
В выражении (7.64), как и ранее, коэффициент местных сопро-
тивлений на входе и выходе потока принят равным единице, так
как кромки в подшипниках для уменьшения возможности образо-
вания задиров всегда округляются. В безразмерной форме для ле-
вых и правых торцевых поясков рабочих камер ГСП выражение
(7.39) принимает вид
^,2*1
,2
\,2^1
2Мх,2
Проведенный анализ позволяет сформулировать следующие
выводы и рекомендации.
1.	Число камер должно быть ие менее 6 для любого диаметра
вала; больше 10—12 камер применять нецелесообразно, так как
дальнейшее увеличение их числа уменьшает проходное сечение
ограничителя расхода, но не дает улучшения характеристик ГСП
(рис. 7.31). При числе камер Л7>10 характеристики ГСП
становятся практически изотропными.
2.	Относительная безразмерная ширина рабочих камер С=
— а/(а + Ь) должна выбираться в пределах от 0,2 до 0,5.
3.	Для медленно вращающихся валов (1000—1500 об/мин) па-
раметр настройки t' должен выбираться в пределах от 0,5 до 2
(рис. 7.32).
4.	При быстро вращающемся вале (3000—20 000 об/мин) мак-
симальные коэффициенты грузоподъемности можно получить при
значениях параметра настройки t' гораздо меньшей величины.
Однако при слишком малом значении параметра настройки
0,01 ^£'<0,5, в расширяющейся части зазора (по направлению
вращения вала) появляется зона отрицательных давлений. Это
приводит к выделению газов из рабочей жидкости и может вы-
звать значительное снижение грузоподъемности (из-за изменения
11*	327
ff
0,W
0,35
0,30
0,25
0,20
0,15
ъ-На камеру	x~ о, в
тз-На перемычку , t'~O,8
Рис. 7.32 Зависимость 0 от t' при
различных у и б0 (вал не вращается,
цифры на кривых — диаметры от-
верстий дросселей, мм) Заштрихова-
на область практически целесообраз-
ного применения

0	6	6	10	12 m
Рис. 7 3I Зависимость безразмерно-
го коэффициента грузоподъемности
от числа рабочих камер при различ-
ной их относительной ширине
плотности и появления сжимаемости пленки), кавитационные яв-
ления и повышенный износ, потерю устойчивости ротора и быст-
рый выход насоса из строя Поэтом}7 V следует выбирать соглас-
но кривой рис. 7.33 в зависимости от относительной дл шы рабо-
чих камер т и параметра вращения. Значение /,= 1 гарантирует
отсутствие отрицательного давления в любой точке подшипнико-
вого зазора при 0</п<1 для безразмерных параметров враще-
ния 0<О<0,4; Однако при Q>0,05, выбирая V несколько мень-
ше 1, ио больше можно получить значительное уменьшение
расхода жидкости и более высокие значения коэффициента грузо-
подъемности.
5.	Увеличение длины рабочих камер при вращающемся вале
приводит к значительному повышению коэффициентов грузоподъ-
емности, по безразмерная длина рабочих камер не должна быть
более 2, так как при слишком длинном подшипнике увеличивается
влияние перекоса вала.
Рис. 7 33. Зависимость критического пара-
метра настройки t от параметра вращения
й при разных относительных длинах рабо-
чих камер т
328
Рис. 7 34 Гидростатиче-
ский упорный подшип-
ник:
1 — нижний подпятник; 2 —
дроссели: 3 — верхний под-
пятник; 4 — упорный диск;
5—8 — рабочие камеры
6.	Безразмерный радиальный зазор в подшипнике не должен
выбираться менее 1 -10-3, так как при работе с теплоносителями
с высокой температурой при меныних зазорах нередко заклинива-
ние вала в подшипниках от перекосов, вызванных неравномерны-
ми температурными деформациями.
Гидростатические осевые подшипники. Принцип работы этих
подшипников поясняет рис. 7.34. При сближении поверхностей
упорного диска 4 и подпятника 1 изменяется гидравлическое сопро-
тивление па входе и выходе рабочих камер. В результате давление
в нижних камерах растет, а в верхних падает. Появляется сила,
стремящаяся удержать вал в исходном состоянии. Аналогичным
образом работает гидростатическая пята и при перекосах вала.
Например, при уменьшении зазора в зоне камеры 7 и соответст-
вующем увеличении зазора в зоне камеры 5 из-за перераспределе-
ния давлений между ними возникает момент сил, стремящийся
вернуть упорный диск в исходное положение. Наибольшие потен-
циальные возможности для практического применения гидростати-
ческих подпятников существуют в герметичных насосах вследствие
сравнительно небольших нагрузок на их ротор. Гидростатические
упорные подшипники по аналогии с радиальными могут выпол-
няться комбинированными (гпдростатодннамическнми). Несущая
способность их обеспечивается суммарным действием гидростати-
ческого н гидродинамического эффектов нагнетания жидкости в
зазор. Отличительной особенностью их являются размещенные на
поверхности подпятника карманы или камеры с подачей в них дав-
ления от постороннего источника, глубина которых сравнима с
минимальной толщиной пленки. Несущая способность существует
при невращающейся пяте и возрастает по мере увеличения часто-
ты вращения.
7.5. УПЛОТНЕНИЯ
Конструктивные схемы. Основные требования к уплотняющим
устройствам:
обеспечение необходимой степени герметизации соединения;
долговечность;
малое трение и незначительный износ контактных поверхно-
стей;
отсутствие чрезмерного разогрева механизма от действия сил
трения в уплотнении;
329
обеспечение быстрой замены уплотнения.
Все применяемые в современных насосах уплотнения валов
можно разделить па две группы: контактные и бесконтактные.
В свою очередь контактные и бесконтактные уплотнения подраз-
деляются на различные типы в зависимости от принципа действия
и конструкции.
К контактным относятся уплотнения следующих типов: саль-
никовые, торцевые, плавающие (два последних типа иногда объе-
диняют общим термином «механические»). Создавая конструкции
уплотнений, стремятся их выполнить так, чтобы контактирующие
поверхности разделяла топкая гидродинамическая пленка. При
определенных рабочих условиях эта пленка разрушается, и тогда
осуществляется полусухое или даже сухое трение. В значительно
большей мере это происходит в сальниковых уплотнениях, чем в
торцевых и плавающих.
Бесконтактные уплотнения выполняются в виде узких и доста-
точно протяженных щелей или в виде лабиринтов, представляю-
щих собой комбинацию, иногда очень сложную, нескольких ще-
лей. К бесконтактным уплотнениям можно отнести также динами-
ческие уплотнения
В сальниковых уплотнениях зазор между вращающейся поверх-
ностью вала и неподвижной поверхностью корпуса заполняется
мягкой набивкой (из пеньки, льна, асбеста и др.), пропитываемой
смазкой из смесей графита и технического жира или консистент-
ной смазки, воска, резиновых смесей, синтетических смол и др.
Для повышения прочности набивки волокнистые основания иногда
комбинируют с различными цветными металлами и их сплавами.
Поскольку тип применяемого уплотнения зависит от давления,
температуры, активности среды и окружной скорости уплотняемой
поверхности вала, очевидно, что для каждой группы насосов, оп-
ределяемой назначением и параметрами работы, существует свой,
наиболее целесообразный тип уплотнения. У конденсатных и мно-
гих питательных насосов АЭС применяются сальниковые уплотне-
ния. Некоторые питательные насосы снабжаются щелевыми уплот-
нениями или комбинированными — щелевыми сальниковыми уп-
лотнениями.
На рис 7 35 изображено сальниковое уплотнение. Ааналогич-
ные или весьма сходные по конструкции уплотнения применяются
у большинства конденсатных насосов отечественного производства
для АЭС. С целью отвода тепла, выделяющегося вследствие тре-
ния между мягкой набивкой и защитной рубашкой вала, и смазки
трущихся поверхностей в корпус подшипника подводится холод-
ный конденсат (стрелка А), который направляется к распредели-
тельному кольцу, обеспечивающему равномерный подвод волы по
окружности вала. Конденсат подводится с давлением, превышаю-
щим давление воды внутри корпуса насоса перед сальниковым
уплотнением, поэтому он образует гидрозатвор, растекаясь впра-
во и влево от распределительного кольца. Утечки конденсата отво-
дятся в дренаж.
330
Рис. 7.35 Сальниковое уп-
лотнение:
I — вал насоса; 2 — трубка для
подвода холодного конденса-
та; 3—крышка сальника; 4—кор-
пус сальника; 5—кольца мягкой
набивки; 6 — опорное кольцо.
7 — защитная рубашка вала;
8 — распределительное кольцо
гидрозатнора; 9 — шайба. 10,
11—гайка и контргайка
Регулировка плотности набивки осуществляется путем подтя-
гивания крышки сальника. Подтягивание производится шпилька-
ми (нс показанными на чертеже), ввернутыми в корпус сальнико-
вого уплотнения. Основным достоинством сальникового уплотнения
является относительная простота конструкции. Второе достоинст-
во— сравнительно небольшая утечка воды. Для нормальной рабо-
ты сальника необходима для отвода выделяющегося при трении
тепла протечка воды, измеряемая редкими каплями. Большая
утечка воды нежелательна не только с точки зрения экономии и
эксплуатационных соображений, по и по той причине, что при этом
значительно вымывается пропитка материала набивки сальника и
ускоряется износ как самого сальника, так и рубашки вала.
Существенным недостатком сальникового уплотнения является
ощутимая, иногда довольно большая, потеря мощности на трение.
Вторым недостатком является сравнительно быстрый износ как
уплотняющего материала, так и защитной рубашки вала. Износ
сильно возрастает при повышенных по сравнению с нормируемы-
ми биениях и вибрациях ротора. Поэтому сальниковые уплотнения
требуют постоянного контроля и периодического подтягивания
крышки. На ремонт требуются затраты времени и средств.
Сальниковые уплотнения работают удовлетворительно при ог-
раниченных температуре и давлении воды и умеренной окружной
скорости вала При превышении определенных значений этих па-
раметров приходится переходить к комбинированным щелевым
сальниковым уплотнениям или к щелевым уплотнениям.
Одним из типов уплотнений вала, применяющихся в циркуляци-
онных насосах для АЭС, является уплотнение с радиальным зазо-
ром между валом и втулкой, жестко закрепленной в корпусе. Уп-
лотнение достигается за счет малой (минимально достижимой) ве-
331
Рис. 7 36. Щелепое уплотнение:
/ — входной патрубок насоса; 2. 5 — втулки; 3. 6 — защитные рубашки вала; 4 — крышка
корпуса насоса; 7 — пал насоса; 8 — корпус опорного подшипника; Л — вход воды в на-
сос; Б —выход охлаждающего конденсата; В — вход охлаждающего конденсата
личины зазора, которая ограничивается радиальными биениями
вала и деформациями корпусных деталей. Достоинствами щелево-
го уплотнения являются надежность, простота конструкции, широ-
кий выбор применяемых материалов.
На рис. 7.36 приведена одна из типичных конструкций щелево-
го уплотнения питательного насоса для АЭС. Принцип действия
такого уплотнения заключается в том, что на пути утечки жидкос-
ти из корпуса насоса выполнены очень узкие и длинные щели
(кольцевые зазоры), которые создают большое гидравлическое
сопротивление, благодаря чему утечка жидкости сводится к прием-
лемой величине. Стараются выдерживать кольцевой зазор при пер-
воначальном монтаже в пределах 0,3—0,35 мм.
В полость В подводится охлаждающий конденсат с целью
предотвращения вскипания воды в щели и чрезмерного разогрева
деталей уплотнения. После второй щели вода вытекает в камеру
Б, из которой отводится в конденсатор. Благодаря этому в каме-
ре Б устанавливается разрежение и исключается вытекание воды
в окружающую среду. Камера Б отделяется от внешней среды
лабиринтом, состоящим из комбинации нескольких щелей. Лаби-
ринт препятствует подсосу воздуха в камеру Б, а если давление в
пей по какой-либо причине станет выше атмосферного, препятству-
ет выбросу наружу воды.
Основными достоинствами таких уплотнений являются надеж-
332
ность при любых давлении и температуре воды и окружных ско-
ростях поверхности вала, а также легкость обслуживания и регу-
лирования. Принцип действия и конструкция уплотнения позволя-
ют осуществить его автоматическое регулирование.
Протечки через уплотнение зависят от ширины щели, ее длины
и эксцентриситета между валом и корпусом. Так как зазор нельзя
уменьшать ниже определенного значения, то для увеличения
сопротивления и снижения протечек приходится увеличивать дли-
ну щели. Это ведет к увеличению длины уплотнения. По при длин-
ных втулках вал может касаться их при перекосах и прогибах.
Отсюда вытекает необходимость в более жестких валах.
Для предотвращения выхода горячей воды из насоса в щеле-
вое уплотнение необходимо подавать запирающую холодную воду.
Часть этой воды под наибольшим перепадом идет внутрь насоса,
остальная часть под полным перепадом выходит из насоса и сли-
вается в замкнутый контур. Так как протечки через радиальную
щель относительно велики, то для питания уплотнения требуются
мощные питательные насосы с большим расходом и напором. Для
снижения протечек на втулках и валах выполняются зубья. Кроме
того, для создания гидродинамического эффекта па втулках и ва-
лах иногда выполняются винтовые нарезки различного профиля.
Однако указанные выше меры эффективны лишь при малых
(с0,1 мм) зазорах, в то время как по мере роста мощности цир-
куляционных насосов увеличивались и минимально допустимые за-
зоры, особенно при наличии гидростатических подшипников, кото-
рые в настоящее время применяются в большинстве насосов В со-
временных насосах при уплотняемом диаметре вала около 250 мм
величина минимального зазора лежит в пределах от 0.4 до 0,8 мм
па сторону, поэтому выполнение зубьев или винтовой нарезка на
валу и втулке существенно на величину протечек не влияет.
Методика расчета щелевых уплотнений. Расчет расхода при
невращающемся вале. При малых перепадах \р в длинных щелях
возможен ламинарный режим (Re-<2000)
Q = TtDq -
;i,5^ ; —
24vZ ’
2х
____' ДрЬ9
q ~ f 12цГ ’

ЛЬ
2Ь
где I — длина щели; радиальный зазор.
Для турбулентного режима (Re > 2000)
Q = iiDbp. ~[/2gH.
Для уменьшения расхода может применяться кольцевая выточ-
ка, которая создает дополнительное сопротивление.
333
Если
s/b <20 и k > 0,22s,
то потеря напора
2g
в лабиринтной канавке зависит от ее относительной длины:
J =0,074 — .
Ь
Если k<0,22 s, то
t = Y.
\ s + b J
Коэффициент расхода такого уплотнения определяется по фор-
муле
______________1___________
]Л-3 + X(tl + Ia) +с
где s—длина кольцевой выточки; k — глубина кольцевой выточ-
ки; 1\ и 1> — длина течи до и после кольцевой выточки.
Значительный эффект уменьшения расхода дают лабиринтные
канавки, нарезанные с определенным шагом.
Коэффициент расхода винтовых уплотнений определяется по
с л еду ю щей ф о р м у л е:
1
!’ = — —_f - ,
V 1.3 + 0,074 4- Z + (г + I) 2£-
г	b	Д)
где z—число канавок.
Геометрия резьбы выбирается следу ютцм образом /'=3 мм
из условий надежности, s<20b, fe = 0,22s.
Целесообразно применение однозаходпой резьбы с параметра-
ми / = 8 мм, s = 5 мм, —3 мм, /г = 3 мм.
Нарезку с крупным шагом делать нецелесообразно, так как
уменьшается вибрационная устойчивость вала.
При l/b>3bQ эффект нарезки с увеличением l b мало изменя-
ется. поэтому па длинных щелях нарезку целесообразно делать до
I 6 = 350. а остальную часть оставлять гладкой.
При Ре<2000 нарезку делать нет иа. обиости.
Расчет расхода, м3/ч, при вращении вала:
QjiaO — Со ЛСо>
ио
и0 = ц1/2гт/7,
Qo = 36ООзх£)6ио.
334
Величина т] может быть найдена по уравнению
л _l_ 0,629<)s/8 4- W + 0,629a2£2)s'8] —2 = 0.
/ 0,095
<z = ( —
\ V2b/D
где Qpafi, v, Qo, v — расход и осевая скорость в щели при работе
п стоянке насоса соответственно; U — окружная скорость.
Уплотнение вала фиксированной втулкой широкого распростра-
нения в ГЦН АЭС не получило по следующим причинам:
1.	Из-за чрезмерно большой величины протечек значительно
снижается КПД циркуляционных насосов, так как для подачи в
уплотнение большого количества холодной воды под высоким дав-
лением требуются питательные насосы большой мощности.
2.	При необходимости непрерывной подачи холодной воды в
уплотнение надежность работы уплотнения зависит уже не только
от узла уплотнения, но также от всей системы уплотнения. Это
снижает надежность уплотнения в целом.
3.	Для поддержания заданного небольшого перепада между
давлением воды, подаваемой в уплотнение, и давлением воды в
контуре (чтобы исключить большие протечки воды в контур) не-
обходима система автоматическою регулирования. Что также ве-
дет к снижению надежности системы уплотнения.
Плавающие кольца. Стремление уменьшить протечки через уп-
лотнение с радиальным зазором привело к созданию конструкций
уплотнения с радиальной щелью, в которых щель может быть сде-
лана меньше, чем возможные радиальные биения вала Это стало
возможным потому, что втулки не стали жестко фиксировать от-
носительно корпуса и опа получила возможность радиально сме-
шаться и, таким образом, «отслеживать» биение вала. Однако
длинная втулка, как уже указывалось выше, чувствительна к пе-
рекосам и прогибам вапа, поэтому дальнейшим развитием этой
конструкции явилось разделение втулки на отдельные кольца,
каждое из которых способно смещаться в радиальном направлении
(см. рис. 7 37). Бпаюдаря малой длине кольца менее чувстви-
тельны к перекосам и прогибам вала. Эти конструкции уплотне-
ний с радиальной щелью получили в литературе название «плава-
ющих» или самоустапавлявающихся.
Уплотнение плавающими кольцами было разработано для на-
соса ЦВН-7 РБМК. Диаметральный зазор в этом уплотнении со-
став чяст 0,3 мм при диаметре уплотняемого вапа 240 мм
Для исключения выхода горячей воды в уплотнение также по-
дается холодная вода, часть которой идет внутрь насоса осталь-
ная наружу, в систему питания уплотнения. Протечки запирающей
воды из насоса составляют 12—16 м3 ч при перепаде давления
80 кг/см2, т. с. в 3—4 раза меньше, чем в случае уплотнения с
фиксированной втулкой
Размеры пчавающего кольца и направление потоков запираю-
щей воды показаны на рис. 7.38. Отдельная ступень уплотнения
335
Рис 7 37 Схема уплотне-
ния вала насосов реактора
РБМК:
1 — диафрагма: 2 — плавающее
кольцо, 3 — вал; 4 — корпус уп-
лотнения; 5 — концевое уплот-
нение, 6 — уплотняющее коль-
цо; 7 — слив подо-масляпой
эмульсии: 8 — слип протечек
через концевое уплотнение;
9 — слив	организованных
протечек:	10 — полость пе-
ред концевым уплотнением;
11 — подача запирающей воды;
12 — втулка вала; 13 — полость,
соединенная со всасыванием
насоса
представляет собой бесконтактное гидростатическое уплотнение,
которое состоит из плавающего кольца 8, расположенного в поло-
сти между двумя неподвижными кольцами 6 и валом 5. От вра-
щения плавающее кольцо удерживается штифтом.
Рис. 7 38 Плавающее кольцо:
1—/ — уплотняющие	пояски, 5— вал. б— неподвижное кольцо; 7 —корпус; 8 — плаваю-
щее кольцо
336
При отсутствии перепада давления па плавающем кольце опО
находится в крайнем нижнем положении. При этом в атмосферных
ступенях зазор отсутствует на уплотняющих поясках 1 и 2, а в
контурных — па поясках 3 п 4. Эксцентриситет относительно вала
может быть любым (в пределах радиального зазора).
При появлении перепада давления па плавающем кольце воз-
никает протечка через радиальный зазор, а в случае контурных
ступеней — и через зазоры на поясках 1 и 2. По достижении пере-
падом некоторого уровня плавающее кольцо отрывается от нижнего
неподвижного кольца («всплывает»), так как равнодействующая
гидравлических сил, действующих на нижний и верхний торцы
кольца, сравнивается с разницей между весом и архимедовой сп-
лои. После «всплытия» направление потоков запирающей воды со-
ответствует стрелкам па рис. 7.38. При дальнейшем увеличении пе-
репада давления на ступени происходит быстрое увеличение ниж-
него зазора и уменьшение верхнего. При перепаде па ступени бо-
лее 1 кг/см2 верхний н нижний зазоры становятся примерно рав-
ными, а их изменения при увеличении перепада незначительны.
При отклонении кольца из положения равновесия вверх или вниз
происходит перераспределение давлений на торцах кольца, в ре-
зультате чего возникает восстанавливающее гидростатическое
усилие, направленное в сторону, противоположную отк юнепию.
Чем больше отклонение и перепад давления на кольце, тем больше
восстанавливающая сила.
Таким образом, можно сказать, что жидкостные пленки в тор-
цевых зазорах обладают жесткостью, что обеспечивает бесконтакт-
ную работу плавающих и неподвижных колец.
Из сказанного выше ясно, что при радиальном перемещении
вала кольцо будет испытывать только незначительное сопротивле-
ние, обусловленное жидкостным трением в торцевых зазорах.
Центрирование кольца по валу как в статике, так и при вра-
щении вала осуществляется, главным образом, гидравлической
силой, которая возникает в эксцентричной кольцевой щели вслед-
ствие неравномерного распределения по окружности осевой ско-
рости течения жидкости н статического давления в щели. Величи-
на центрирующей силы линейно (в первом приближении) возра-
стает с увеличением перепада дав пения на ступени и эксцентриси-
тета кольца относительно вала, т. е. жидкостная пленка в ради-
альном зазоре также обладает жесткостью. Эта жесткость и от-
сутствие больших сил трения по торцам кольца, а также сравни-
тельно небольшая масса кольца обеспечивают отслеживание воз-
можных биений вала при отсутствии контакта плавающего кольца
с валом даже в том случае, если амплитуда биения вала больше
радиального зазора между кольцом и валом.
Несмотря на это непьзя полностью исключать даже незначи-
тельные повреждения рабочих поверхностен, так как силовые и
температурные деформации и перекосы деталей уплотнения при-
водят к значительному уменьшению гидростатических восстанав-
ливающих сил. В этом смысле в худших условиях находятся ниж-
337
Рис. 7.39. Торцевое уп-
лотнение:
1 — вращающийся подвиж-
ной блок; 2 — открываю-
щие гидростатические си-
лы; 3— уплотняющий под-
вижной контакт» 4—вто-
ричный уплотняющий эле-
мент; 5 — невращающийся
блок; 6— закрывающие гид-
ростатические силы
Рис. 7 40 Гидростатическое уплотнение:
1— вал насоса, 2 — канал с дросселем; 3— напорная камера; 4, 9—уплотняющие кольца;
5, 12 — пружины; 6— обойма; 7 — графитовое кольцо; 3 — стальное кольцо; 10 — непод-
вижное уплотняющее кольцо; 11 — вращающееся уплотняющее кольцо; 13 — втулка вала;
14 — вкладыш радиального подшипника
ние (контурные) ступени, так как там восстанавливающие силы
меньше, чем у атмосферных, из-за того, что контурные ступени
работают при меньших перепадах давления. Повреждения могут
быть вызваны также попаданием в зазоры инородных частиц.
Несмотря на то что протечки через плавающие кольца удалось
снизить в 3—4 раза ио сравнению с уплотнением фиксированной
втулкой, все же они остаются чрезмерно большими, составляя
для насоса ЦВН-7 РБМК 12—14 м3/ч наружу и 2—5 м /ч внутрь
насоса. Это требует 1ромоздкой питательной системы с непрерыв-
но работающими питательными насосами, которые не обладают
необходимой надежност! ю. Для обеспечения питания уплотнения
водой иа выбеге в течение нескольких минут при выходе из строя
питательных насосов требуются баллоны высокого давления ем-
костью 20 м3 для газа и 20 м3 для воды. Кроме того, требуется
также нс имеющая необходимой надежности система автомати-
ческого регулирования для поддержания небольшого (3—5 кг/см )
перепада давления между запирающей водой и контурной.
Торцевые уплотнения. В настоящее время основным типом уп-
лотнений вращающегося вала, применяемых в циркуляционных на-
сосах АЭС. являются торцевые уплотнения (рис. 7.39). Принципи-
альным отличием торцевых уплотнении вала от радиальных яв-
ляется то, что уплотняющая щель у них расположена в осевом
338
направлении и является плоской, в то время как в радиальных
уплотнениях уплотняющая щель расположена в радиальном на-
правлении и является цилиндрической.
С целью поддержания параллельности кольцевых поверхностей,
а также компенсации термических расширений и износа торцевой
поверхности от трения одно из уплотнительных колец должно иметь
упругий элемент, который чаще ставят па вращающемся кольце.
В качестве упругого элемента применяются пружины, сильфо-
ны, мембраны. Таким образом, предварительное поджатие непод-
вижного и вращающегося уплотнительных колец осуществляется
упругим элементом. При возрастании уплотняемого давления уп-
лотнительные поверхности могут раскрываться, поэтому конструк-
тивные уплотнительные кольца стремятся выполнить и располо-
жить так, чтобы при возрастании коэффициента нагруженности k
возрастала и осевая уплотнительная сила, которая старалась за-
крыть уплотнительную щель.
В связи со сложностью процессов, сопровождающих работу
уплотняющих поверхностей, пока нет единой теории, которая поз-
воляла бы с достаточной точностью получать расчетным путем не-
обходимые параметры и характеристики уплотнения, в частности
распределение давления и коэффициент трения в зазоре, расход
запирающей жидкости, температурный режим уплотняющих по-
верхностей, скорость их износа. Поэтому при создании новых тор-
цевых уплотнении приходится ориентироваться главным образом
на экспериментальную отработку. Проводимые при проектирова-
нии расчеты позволяют лишь с некоторой определенностью наме-
тить основные размеры элементов уплотнения. Целесообразно
упомянуть только об одном, наиболее характерном параметре тор-
цевых уплотнений — коэффициенте нагруженности, от значения
которого в большой степени зависят надежность и ресурс уплот-
нения.
Коэффициент нагруженности k определяет баланс сил, удержи-
вающих уплотняющий стык в закрытом состоянии, и равен отно-
шению среднего давления в зазоре к давлению уплотняемой сре-
ды. Па практике обычно предпочитают определить k как отноше-
ние гидравлически неуравновешенной площади а уплотняющих
элементов к площади контакта b (см. рис. 7.39). При заданной
ширине поясков необходимую степень нагруженности можно по-
лучить, изменяя диаметр D установки вторичного уплотняющего
элемента 4. Его нужно распотагать так, чтобы давление среды р
помогало уменьшению торцевого зазора, иначе уплотняющий стык
может раскрыться.
По размеру рабочего зазора, а также по принципу его под-
держания торцевые уплотнения делят на гидростатические и гид-
род и и а м и ч ес к ие.
В гидростатическом уплотнении благодаря тщательно сбалан-
сированному соотношению между геометрическими размерами уп-
лотняющих поверхностей и давлениями, действующими в зоне
уплотняющего егыка, поддерживается пос ояниый рабочий зазор
339
10—30 мкм. Сравнительно большие протечки (0,5—1,5 м3/ч) через
торцевой зазор позволяют более уверенно прогнозировать вид эпю-
ры давления в зазоре, что облегчает балансировку сил, действую-
щих в осевом направлении на уплотняющие элементы. Протечки,
кроме того, интенсивно отводят тепло, выделяющееся при трении,
что уменьшает температурные градиенты, а следовательно, и тер-
мические деформации. Благодаря отсутствию износа от истирания
уплотняющих элементов облегчается выбор материалов для них.
На рис. 7.40 изображена конструкция i идростатического уплот-
нения. Уплотнение выполнено двухступенчатым, что достигается
распределением (поровну) перепада давления на каждую ступень.
Для этого предусмотрена специальная система с внешним байпас-
ным потоком воды высокого давления. Неподвижное 10 и подвиж-
ное 11 уплотняющие кольца каждой ступени выполнены из не-
ржавеющего материала с напылением на трущиеся поверхности
карбида вольфрама. Кольцо 10 имеет с тыльной стороны буртик
шириной 2,5 мм, которым оно опирается на корпусную деталь,
что позволяет кольцу 10 свободно самоустанавливаться относи-
тельно кольца 11. В подвижном кольце 11 имеются радиальные
и осевые каналы 2, по которым запирающая вода после сетчатого
фильтра и дросселей попадает в четыре камеры шириной 5 мм,
равномерно расположенные в кольце 11. При правильном выборе
диаметра отверстия в дросселе, ширины и диаметра расположения
камер давление воды 2—2,5 МПа создаст осевую силу, способную
преодолеть усилие пружин 12 и трение уплотняющего резинового
кольца 4. При этом образуется гарантированный зазор 5—6 мкм
между уплотняющими кольцами. На каждой ступени уплотнения
срабатывается 6—7 МПа давления запирающей воды при протечке
примерно 0,5—0,6 м3/ч.
Наряду с очевидными достоинствами гидростатические уплот-
нения обладают целым рядом негативных качеств
несмотря на резкое снижение протечек через уплотнение по
сравнению с плавающими кольцами величина их остается все же
достаточно большой. Такне протечки требуют специальной систе-
мы питания, что, как и в случае радиальных уплотнений, снижает
надежность гидростатическою уплотнения;
большая скорость течения жидкости в зазоре может вызвать
эрозионный износ рабочих поверхностей:
значительный осевой зазор может привести к попаданию в него
твердых частиц, вызывающих абразивный износ поверхностей;
характеристики уплотнения при большой толщине жидкостной
пленки неустойчивы (чем больше толщина пленки, тем меньше ее
жесткость и наоборот). Особенно это сказывается при изменении
размеров и конфигурации щели в условиях абразивно-эрозионного
износа, а при изменении режимов работы может привести к рас-
крытию уплотняющего стыка;
гидростатические уплотнения сложнее других уплотнений по
конструкции и технологии изготовления Для обеспечения гидро-
статических эффектов требуется иметь в уплотняющих элементах
340
очень тонкие зазоры (20—40 мкм в случае уплотнении с конфу-
зорной щелью пли параллельной ступенькой со стороны высокого
давления) или малые отверстия (0,3—0,6 мм при дроссельных гид-
ростатических уплотнениях). Технологически выполнить и прокоп-
трочпровать такие элементы в уплотнении очень сложно, особенно
при больших размерах уплотняющих элементов, характерных для
мощных ГЦН. При применении дросселей необходимо также нс
только точно обрабатывать отверстия, но и подбирать их строго
одинаковыми по сопротивлению, иначе может произойти перекос
уплотняющих поверхностей и уплотнение выйдет из строя. Кроме
того, существует опасность забивания дроссельных отверстий твер-
дыми частицами или зарастание мелкими взвесями (облитера-
ция) с нарушением их идентичности:
большие протечки через торцевое гидростатическое уплотнение
нс позволяют слить их свободным сливом, поэтому для него пре-
дусматривают запирающее концевое уплотнение, работающее при
низком перепаде давления.
В гидродинамическом уплотнении зазор между уплотняющими
поверхностями существенно меньше, чем в гидростатическом (еди-
ницы и даже доли микрона) Гидродинамический клин в уплотня-
ющем стыке образуется за счет микроперовностей и волнообраз-
ной деформации (носкотько микрон) уплотняющих поверхностей,
возникающей в зоне трения вследствие разницы температур меж-
ду элементами уплотнения. Поэтому такие уплотнения иногда на-
зывают термодинамическими. Для облегчения условий возникно-
вения гидродинамического клина на уплотняющей поверхности ря-
дом с рабочим пояском можно предусмотреть гидродинамическую
ступень, выполняющую функции осевого подшипника, но, конечно,
не подменяющего последний Не участвуя непосредственно в со-
здании уплотняющего контакта, гидродинамическая ступень об-
легчает условия работы плоского уплотняющего пояска, снижая
трение и выделяемое тепло, что в целом благоприятно сказывается
на работе уплотнения, повышает его надежность и долговечность.
Особенные трудности при создании торцевого гидродинамичес-
кого уплотнения—сохранение плоскопараллельной формы уплот-
нительной щели при рабочих условиях, поддержание контактного
давления на рабочей поверхности, которое устраняло бы утечку,
но не приводило бы к полному выдавливанию жидкости из зазора
и износу, а также све дение к минимуму количества теп да, выде-
ляющеюся при трепни Малая величина зазора и, следовательпо,
малая величина протечек через него приводят к тому, что даже
очень небольшие угловые деформации (силовые и термические)
резко изменяют вид эпюр давления в уплотняющем зазоре. Балан-
сировка осевых сил в целях подбора минимально необходимого
усилия прижатия уплотнительных элементов друг к другу, которое
исключило бы их раскрытие, становится весьма затрхднитедьпой.
Попытки заменить балансировку сил заданием такого большого
осевого усилия прижатия, чтобы уплотнение не раскрылось при
любых деформациях уплотнительного стыка, к успеху, как прави-
341
ло. нс приводили. В этих условиях наблюдался интенсивный износ
уплотняющих поверхностей, чаще всего неравномерный, который
вызывал преждевременный выход уплотнения из строя вследствие
перегрева или полного износа уплотняющих поясков Кроме того,
ввиду неравномерного износа уплотнение, проработавшее некото-
рое время при определенных давлении и температуре, резко меня-
ло своп характеристики при смене режимов вплоть до раскрытия
уплотняющего стыка. Теплоотвод в гидродинамических уплотнени-
ях также затруднен из-за малой протечки, что в нсстабилизиро-
ваиной конструкции может привести к появлению недопустимых
термических деформаций вследствие повышенного тепловыделения
Все это служит причиной того, что в ГШТ в качестве уплотнений
вала использу ются до сих пор в основном торцевые гидростатиче-
ские уплотнения. II все же надо признать, что последние, так же
как когда-то уплотнения плавающими кольцами, исчерпали свои
возможности.
Ториевое гидродинамическое уплотнение обладает рядом неос-
поримых преимуществ, которые и определяют перспективу его ис-
пользования в насосах, и прежде всего — это весьма малые про-
течки, отвечающие жестким требованиям к допустимой негерме-
тичности. недостижимой в других конструкциях уплотнений:
протечки через торцевые гидродинамические уплотнения в
кпуппых насосах не превышают нескольких десятков литров в час
Следовательно, можно отказаться от постоянно работающих вспо-
могательных насосов высокого давления и питать уплотнение че-
рез гидроаккумулирующую емкость, которая способна обеспечить
непрерывную подачу запирающей воды в течение нескольких или
десятков часов в зависимости от протечек и емкости гидроаккуму-
ляторов. Таким образом, уплотнение становится менее зависимым
от системы питания и его надежность определяется целиком на-
дежностью конструкции самого уплотнения;
уплотнение с малыми протечками способно нормально функ-
ционировать без подачи запирающей воды (на контурной воде),
так как небольшое количество протечек можно охладить внутрен-
ним холодильником до температуры ниже температуры кипения
жидкости при атмосферном давлении (что невозможно в других
уплотнениях);
благодаря малым протечкам и малому уплотняющему зазору
уплотнение менее подвержено эрозионному и абразивному износу;
уплотнение по конструкции проще гидростатического. При его
изготовлении нет особых технологических трудностей (кроме об-
работки высокотвердых материалов трущихся элементов, но эта
особенность присуща и гидростатическим уплотнениям);
по мере выработки ресурса уплотнение меняет своп характери-
стики постепенно, следовательно, катастрофического раскрытия
уплотняющего стыка не происходит Данное обстоятельство, а так-
же малые протечки позволяют отказаться от кнцевой запирающей
ступени.
Эксперименты подтвердили возможность создания торцевого
342
Рис. 7.41 Двойное торцевое уплотнение:
/ — нал насиса; 2— корпус уплотнения; 3—неподвижное контактное кольцо; 4 — вра-
щающееся контактное кольцо; 5 — термопара; 6 — ипв протечек запирающей поды; 7—
подача запирающей воды; 3— полость высокого давления. 9— холодильник; 10 — уплот-
няющие резиновые кольца, 11— дренаж (продувка) уплотнения; 12 — холодильник
гидродинамического уплотнения, длительно работающего при пе-
репаде давления до 10 МПа с протечками 1 —10 л/ч. Износ при
этом не превышает 3—4 мкм за несколько тысяч часов работы.
На рис. 7.41 приведен общий вид двойного торцевого гидроди-
намического уплотнения. В насос и наружу давление срабатыва-
ется на одной ступени, каждая из которых способна работать при
перепаде от 0 до 10 МПа. Запирающая вода под давлением пода-
ется в полость 8. Часть ее через нижнюю (контурную) ступень
проходит в насос, а другая часть через верхнюю (атмосферную)
сливается в специальную емкость. Контактные кольца 3 и 4, об-
разующие уплотняющий стык, выполнены из силицированного
графита. Для обеспечения требуемого температурного режима в
корпус уплотнения встроены два теплообменника 9 и 12. Один из
них отводит тепло, идущее от основного контура по валу насоса,
а второй — возникающее в трущихся элементах уплотнение. Кон-
струкция уплотнения выполнена таким образом, что при прекра-
щении подачи уплотняющей воды оно автоматически переходит в
режим работы по контурной воле. Мощности встроенных холо-
дильников в этом случае достаточно для поддержания тем перату-
343
ры уплотнения в заданных пределах, поэтому время раооты насо-
са в таком режиме не о1ранпчено. Уплотнение собирается в кор-
пусе 2, и монтаж его в насосе осуществляется единым блоком, что
дает возможность оперативно проводить замену или ремонт уплот-
нения. Кроме того, блок отдельно можно испытать на стенде, что-
бы убедиться в его исправности.
Ниже приводятся некоторые рекомендации, которые полезно
учитывать при проектировании гидродинамических уплотнении с
минимальными протечками.
1.	Необходим самый тщательный анализ напряженного состоя-
ния уплотняющих и примыкающих к ним элементов конструкции,
их термических деформации и режимов работы уплотнения в це-
лях сохранения уплотняющих поверхностей плоскими и парал-
лельными. При этом надо иметь в виду, что значительные удель-
ные нагрузки в зоне трепня при малых протечках через уплотняю-
щий стык приводят к большой тепловой напряженности элементов
уплотнения.
2.	Концепция нормально изнашиваемых торцевых механических
уплотнений, применяемая при низких давлениях, в данном случае
неприемлема. В условиях высоких давлений износ резко меняет
характеристики уплотнения и может быстро привести к ею разру-
шению. Поэтому надо добиваться практически нулевого износа,
предъявляя высокие требования по износостойкости к материалам
трущихся элементов (что, естественно, затрудняет их выбор).
3.	Желательно иметь минимально возможную силу трения в
уплотняющем стыке, так как ее рост ведет к повышенным потерям
мощности на трение. Однако это обстоятельство существенно лишь
для маломощных насосов.
Комбинированные уплотнения. Описанные выше уплотнения мо-
гут применяться и совместно в различных комбинациях. Так, в
гидростатическом уплотнении ГЦН фирмы Westinghouse в ка-
честве замыкающей концевой ступени используется гидродинами-
ческое торцевое уплотнение. Эта ступень, работающая при перепа-
де давления 0,5—1 МПа, может воспринимать полное давление за-
пирающей воды и кратковременно при работе ГЦН, и длительно
при стоянке насоса (например, при гидроиспытаниях насоса и его
систем). Неподвижное кольцо уплотнения изготовлено из нержа-
веющей стали с напылением окиси хрома. На его поверхности
имеется 12 серповидных канавок шириной 2,5 и глубиной 2 мм.
Подвижное графитовое кольцо плотно посажено в аксиально-под-
вижную обойму, которая прижимается к неподвижному кольцу
десятью пружинами диаметром 7 и длиной 55 мм. Уплотнение
обоймы по внутреннему диаметру осуществляется резиновыми
кольцами диаметром 5 мм. Показательна в данном случае и кон-
струкция уплотнения ГЦП. спроектированного во ВНИИАЭН.
В нем вместе с основным двухступенчатым гидростатическим уп-
лотнением и концевой гидродинамической ступенью встроена кон-
турная ступень с плавающими кольцами.
Комбинированным можно считать и первоначальный вариант
344
уплотнения ГЦН реактора РБМК (см. рис. 7.36), в котором кон-
цевое торцевое уплотнение использовано для создания подпора
на сливе из основного уплотнения с плавающими кольцами. Все
эти конструкции, естественно, сочетают в себе достоинства и недо-
статки входящих в них типов уплотнений, и выбор определенной
комбинации в каждом случае обусловлен конкретной задачей.
7.6. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА ТОРЦЕВЫХ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ УПЛОТНЕНИЙ
В условиях чисто жидкостной смазки, когда трущиеся поверх-
ности не имеют непосредственного контакта и разделены устойчи-
вой пленкой жидкости, течение жидкости описывается уравнения-
ми гидродинамики вязкой жидкости.
Уравнения установившегося течения вязкой несжимаемой
жидкости записываются в виде (обозначения общепринятые)
(7.65)
ди । dv	Ow
дх 1 ду	дг
Для упрощения системы исходных уравнений применим метод безраз
мерного анализа. Перейдем к безразмерным величинам. Пусть
(7.66)
х = Rx, у = Ry, z — hz,
U — UJJ,~ v — UQv> __ w =
P ~ Рмакс Р» M = РтпР-
(7.67)
Здесь R и h — характерные линейные размеры пленки в плоскости
ху и в направлении оси г; Uq—относительная линейная скорость
поверхностей трения; рмаКс— максимальное давление в пленке;
е = h/R‘,
—наибольшая вязкость.
Подставляя безразмерные величины (7.67) в уравнения (7.65)
и (7.66), получаем
12 Зак 812	345
др __ UmUpR
дх ^2Рмакс
д — ди
— И —
dz дг
du . dv
\ dy dx
du
* dy
=
дУ
ди
dz
IhnUpR f
^8Рмакс I
। q d — dv .
f- 2-—p,------p -
dy dy
। dv . dv
dy
dz
Р^О
д	dw
dz	dx
d — dv
» Tz
dz
d
dz
5г
pR
<2
п/дРмакс
------ u-----
Рмакс L dx
d — dw ‘
5f/ * at/ J
dx dx dy
P^o Г— du ,
Рмакс
ц ——
dx
— dw 1
’‘Vi
d — du
— H —
dx dz
dw
V----
dy
ди
дх
d ~ ( du
_ dx \ dy
f>Ul
Рмакс I
dv
и----
дх
d — dv
---u-----
dy dz
dv
dx
(7-68)
d — dw
---LI---
dz dz
dw '
dz
d — dw
ЛЗРмакс L dx dx
-l _^ = 0.
dy dz
(7.69)
д — ди . д
.4 РтП^О^
1
Здесь можно считать, что линейные размеры области имеют по
всем координатам величину порядка единицы, а функции коорди-
нат изменяются в пределах от малой величины до величины поряд-
ка единицы. Тогда в уравнениях (7.68) суммы членов, стоящие в
квадратных скобках, имеют порядок единицы, а безразмерные
множители в правых частях оценим, если припишем размерным
величинам средние значения для торцевых уплотнений насосов
АЭС, работающих на воде: р=103 кг/м3; ц = 5-10~4 Н-с/м2; v=
= 0,5-10-6 M2/c; # = oj м; /i=io-5 м; рмакс=Ю7 Н/м2; {/0=ю’м/с;
e = h/R = 10"4:
Hm^'oR
^2Рмакс
= 0,5;
Рмакс
Оценим также число Рейнольдса, приняв скорость жидкости в
зазоре равной Uo; Re=tWv = 200.
Из приведенной оценки можно сделать следующие выводы:
движение жидкости в пленке имеет ламинарный характер;
в уравнениях (7.68) с высокой степенью точности можно пре-
небречь членами порядка е2 и е4 и с погрешностью до 1 % —
инерционными членами.
346
Рис. 7 42 Схема плос-
кой кольцевой щели
Р? * г
е2, е4 и
Пренебрегая в уравнениях (7.68) членами порядка
инерционными членами, получим
dp	_	d	ди
дх	дг	дг
^£_ = J_U .
ду	дг	дг
^- = 0,
дг
ди । dv 1	_ л
или в цилиндрических координатах
2 у
дг дг дг г
1 др д	dVy
~r~ д(р ~ дг	дг
J₽-=0,
дг
dvr	1 diijp du2 vf
~dr	r dtp ‘ дг ‘ г
(7.70)
(7-71)
(7.72)
(7.73)
Уравнения (7.72), (7.73) являются исходными приближенными
уравнениями движения жидкости в кольцевой щели торцевого уп-
лотнения.
Расчетные формулы для исследования течения жидкости в плос-
кой щели торцевого гидродинамического уплотнения с учетом влия-
ния местных потерь на основные характеристики уплотнения. На
рис. 7 42 схематично изображена плоская кольцевая ще; ь уплот-
нения. Правый диск вращается с угловой скоростью w, левый —
неподвижный. На радиусе г>г2 жидкость находится под давлени-
ем уплотняющей жидкости р2 с температурой /г, на радиусе
r<ri се давление равно давлению па сливе из уплотнения Рь а
температура
12*	347
В уравнениях движения рассматривается вязкость как функция
координат. В качестве допущения в уравнениях (7.72), (7.73)
можно принять вязкость постоянной, определяемой по средней
гг	/ др dv~ \
температуре. Для случая осесимметричного течения (__=___0 )
\ дф dtp /
при отсутствии течения в направлении оси z и постоянной вязко-
сти pi уравнения (7.72), (7.73) преобразуются к виду
"ф
др _ „ зч ।
dr Н'1 dza
др =	- 0.
дф dz2
*L=0,
дг
dvr .
дг
Введем граничные условия:
при г = 0 имеем vT = 0;	= ш
при z — h vr = иф = 0.
-г- =0.
Интегрируя 2-е уравнение (/.51) по z два раза, получим
(7.74)
(7.75)
(7.76)
(7.77
t/ф — c^z *4~
где Ci и с2 — постоянные интегрирования, определяемые из гра-
ничных условий (7.53) и (7.54):
q=—«4"»	с2 = (ог,
тогда
Уф = сог
(7.78)
\ “о /
Подставив (7.55) в 1-е уравнение (7.51) и интегрируя
два раза, получим
dvr   г др
dz	jXj dr
его по z
•о
рсо2Л^г
г2 др
Vr =------
2px dr	12рд
Постоянные интегрирования c3 и c4 находятся из граничных
(7.53) и (7.54):
____ ho др ;ра22Л0 .	„ _ рсо2гйо
1	[2р! дг 12щ	z 12рг
условий
И
4
з
с4.
348
Тогда
1 др ✓ 2   рс—— (г4 — 4^hc 4- 6?3йо — З2Л0У•	(7.79)
tr 2рг дг	12р.г^0
Закон распределения скорости по пояску определим из уравнения (7.52),
которое может быть записано в виде
J- (rvr) = 0.
дг
Полученное выражение проинтегрируем в_ пределах от О д
С JL (rvr)dz =	- ftV^z = °*
J dr	* .)
Отсюда
h*	A
\ vrdz = -1-,
I	r
b
(7.80)
A, — постоянная интегрирования.
Подставив (7.79) в (7.80) и интегрируя полученное выраже-
нпе, получим
Je_ = o,3pa>v—
dr	rh^
После интегрирования получим
= 0,15рш2г2-----In rAt + As.
ho
(7.81)
Постоянные интегрирования Д, и	Средние
вий предварительно переписав их в ооле ,д _пг.РПРЧст1ОтсЯ спе-
по 2 скорости во входных и выходных сечениях определяются еле
дующим образом:
h
f o-dz	f
_ 0_______
Vr = -------— » игвых h
h0	Ло
Используя (7.57), п?лучим
A _ f r* Л •
t,'BM rih0 rJiAr.J'
vr ВЫХ---Vr0
rl
349
Тогда граничные условия будут иметь вид:
при г = г2 р = р2 — тЬр,]
при г = гг р = рг-\- п\р. !	( • )
Здесь Др=р2—Р\—перепад на плоском уплотнительном пояс-
ке, а безразмерные коэффициенты т, п, учитывающие потери со-
ответственно на входе в щель и выходе из щели уплотнения, опре-
деляются уравнениями
т = (1 +Лвх)
(7.83)
2Др
9
_ PVr
н   t ____
6 Ьвых о.
2Др
(7.84)
Используя граничные условия (7.59), определим постоянные интегриро-
вания и А2:
^P(l-tn~n — k^ ho
12jlxx In Л-— )
А2 = Р1 + Др (1 - т) — 0,15ро>М - V(1-«-«-*„) In
1л РМ
Кт/
где
0,15р(и2 ( г“ — т)
<1) == 
Др
<7.85)
Тогда для р получим уравнение
.	Др<1—т— п — кЛ г„	, о
р = р2 - /пДр-----|п(Гг/Г1)---In - 0,15ршЦ rl - г\). (7.86)
Определим среднюю по г скорость во входном сечении щели
(при г — г2) о?о, для чего в уравнение (7.79) подставим dpldr и вы-
ражения для безразмерных коэффициентов т, п:
In ---
aJ рДр£
Здесь использованы обозначения
Р — 1 4" $вх ~г
(7.87)
(7.88)
(7.89)
350
Определим утечку Q через плоский уплотнительный поясок.
Для этого просуммируем элементарные расходы в радиальном на-
правлении с учетом уравнения (7.81):
2пЛ0	2л Йо	2л
Q = j j* vrr dq dz = r 4<p j vrdz = r dtp —j- = 2nAlt (7.90)
0 0	ob о
и окончательно
^o p(l—ю —M
6^1 In (r2/fl)
(7.91)
Знак минус показывает, что течение направлено к оси пары тре-
ния
Мощность потерь на трение на плоском уплотнительном пояске,
обусловленная работой сил вязкого сдвига в жидкости, определя-
ется из соотношения Ni=-—Л1трсо, где Л'1ТР—момент сил трения,
определяемый следующим образом:
2Л Гг
Л4тр = f Tr2drdq).
0 г.
Здесь т—напряжение вязкого сдвига, которое по закону Ньютона
равно

fop
dz
Используя уравнение (/8/), получим
г = -И1^.	(7.92)
Ло
= _	(4 _ г<),	(7.93)
2й0
Л\ =	( г, _ г4у	(7.94)
Мощность Лт2, теряемую в торцевом уплотнении от утечки через
плоский уплотнительный поясок, найдем из выражения
N. = - QAp =	.	(7.95)
6р1 In (r2/rl)
Суммарная мощность \п, теряемая в торцевом уплотнении на
плоском уплотнительном пояске,
/ 4	4\ , n/ioV(l— fti — ft — М
\^*2 f I) ।	riz/x
6(1 i In (ro/^i)
351
Рис. 7 43. Схема клиновидного зазора:
1 — неподвижный элемент; 2 — подвижный элемент
Нагрузку на плоский уплотнительный поясок р} (или резуль-
тирующую сил давления р в пленке) с учетом (7.63) можно пред-
ставить в виде
d {^2 — 2^14- (щ + п) k3 — kj^},
где безразмерные коэффициенты k3 п Ад имеют выражения
Здесь р1 = Г1/г2-
Таким образом, определены все основные характеристики плос-
кой уплотнительной щели торцевого уплотнения, р, Q, Лгп, АГП.
Расчетные формулы для исследования течения жидкости в кли-
новидном зазоре торцевого гидродинамического уплотнения. На
рис. 7.43 схематично изображена клиновидная щель торцевого уп-
лотнения, каждый клин размером (г4, г3, 0) окружен жидкостью
высокого давления р2 с температурой г2- Если вязкость ц2, соот-
ветствующую средне I температуре /к, принять постоянной, а дав-
ление принять не зависящим от координаты z, то исходные при-
352
ближепные уравнения (7.51), (7.52) преобразуются к виду
др — „ &vr
— р2 п _	»
dr	dz2
1 др _
г dq> 2 dz2
=0,
dz
(7.96)
(7.97)
Введем граничные условия: при z = 0 t'r=0, иф = сог; при
z = h vr=0, иф=0; при r = r3, г = гл, (р = 0, (р- 0 имеем р = 0. Здесь
со —угловая скорость кольца, вращающегося по направлению по-
ложительного отсчета угла срг-
Интегрируя 1-е уравнение (7.73) 2 раза и используя граничные
условия, найдем
(7-98)
2р2 дг
Интегрируя 2-е уравнение (7.96) 2 раза и определяя постоян-
ные интегрирования из граничных условий, получим
V9=-J-^L^-hz) + ar(l—^Y (7.99)
2ц2г дф	\ л /
Уравнение (7.77), представляющее собой уравнение неразрыв-
ности потока в клиновидном зазоре, проинтегрируем в пределах
от 0 до h:
C^-(ro,)<fe+f-JL<fe=O.
J dr	J o<p
о	о
В нашем случае h есть функция координаты ср, поэтому для первого
интеграла используем правило Лейбница
й(Ч>)
г	&
J	дг
о
Л(ф)
(rvr) dz = — j rvrdz — rvr\z==h
b
dh
dtp
В полученное выражение подставляют vr из уравнения (7.98),
и в результате первый интеграл определяют в следующем виде
(при ЦГ|.=), = О):
(rvr)dz-=	Т-
А
д	ft3
-------г —
дг	На
др
дг
353
Второй интеграл находим, подставив выражение для из
уравнения (7.99) и используя правило Лейбница:
о
h
д С ,	, dh
— vq,dz — Vq\z=h~-
dtp ,)	dtp
о
1	д rh? др	। tor
[I2r ду р2 дф 2
dh
dtp
В результате интегрирования уравнения неразрывности (7.97)
получим известное уравнение движения вязкой несжимаемой
жидкости в клиновидном зазоре, полученное впервые Рейнольдсом,
r	+(7.100)
дг \ dr J dtp \ u2 дф /	dtp
Для определения давления из уравнения (7.77) необходимо
знать закон изменения толщины жидкостной пленки в направле-
нии движения. Здесь считается, что силовые и температурные де-
формации конструктивно сведены к нулю, тогда толщина пленки
жидкости запишется в виде
h == h0 +
6 — <р
0
(/zx До).
(7.101)
Перейдем от размерных цилиндрических координат г, qp к без-
размерным р, v по формулам
Г = рг4, Ф =
а также заменим все размерные переменные безразмерными;
h = |й0; р = рС,
где g, р— безразмерные толщина пленки и давление; С—пара-
GugwGr';
метр, определяемый соотношением С—-----— .
ho
Введем также безразмерную величину а, характеризующую
наклон клина:
ht
а = —-
Уравнение (7.101) в новых переменных принимает вид
Уравнение Рейнольдса (7.100) представим в безразмерном ви-
де:
4- (+ о2р 4-(е3р	=- “р2-	(7-102)
dv \ ди J г др у др /
Для решения уравнения Рейнольдса, т. е. нахождения функции
распределения давления по клину, воспользуемся численным ме-
тодом решения, связанным с заменой дифференциального уравне
354
ния уравнением в конечных разностях. Чтобы написать конечно-
разностную аппроксимацию уравнения Рейнольдса, представим
решение уравнения в координатах р, и в виде поля p=f(p, v).
Разбиваем поле решения уравнения Рейнольдса (7.102) с ша-
гом Hv на п частей (lci^/г) и с шагом Z/р — на т частей
(1	Выделим из сетки ячейку с центром (t, k).
Методом конечных разностей (методом половинного деления)
д (<>0 др \
представим выражение  £ —~	в виде
dv \ dv J
аналогично представляется и выражение
д
dp
др \ t3 Рл+1/2 (^СН-1 ~ Pi.k) ~ Pfe—1/2 (Pi.k ~ Pi.k— 1)
s р v ) = ll ~—----------------------------Ц----------------------------
Подставив полученные выражения в уравнение (7.102), путем
несложных преобразований получим конечно-разностную аппрок-
симацию уравнения Рейнольдса в виде
__	(Й-Ы/2	Pi—l.k) + »
₽/-‘=	^е2Р^(Р4+1/2 + Рл-1/2) +
+ O'WX ( Pfe-H/2 -'Pk-iPi.k-l ) +
-Г Яр (Й-Ы/2 + Й-1/2)
(7.103)
С учетом с,г=1-Ьа(1—ihv) и граничных условий рг,/г = 0 по кон-
туру прямоугольника уравнение (7.80) решается методом Зейделя.
Сущность данного метода состоит в том, что при вычислении
(/+ 1)-го приближения неизвестной pi учитываются уже вычис-
ленные ранее (Z-rl)z-e приближения неизвестных р\, р?, .... pj-ь
Для данного уравнения, как показано другими авторами, процесс
Зейделя дает достаточно быструю сходимость.
Глава восьмая
ПРОЧНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ НАСОСНЫХ АГРЕГАТОВ
Основные узлы и детали современных высоконапорпых центро-
бежных насосов подвержены действию больших статических и ди-
намических нагрузок. Так как к насосам предъявляются повышен-
ные требования их надежности, необходимо, чтобы действительные
напряжения, возникающие в деталях насоса, даже при наиболее
355
тяжелых условиях работы не были выше допустимого уровня.
В некоторых случаях решающее значение имеет жесткость, так
как малые по абсолютной величине деформации могут вызвать
большие относительные изменения зазоров проточной части, что,
как правило, сопровождается резким увеличением вибраций и де-
лает невозможной нормальную эксплуатацию насоса. Поэтому вы-
соконапорные пасосы требуют достаточно точных расчетов напря-
жений и деформаций.
Чаще всего расчеты прочности ведут по допускаемым напряже-
ниям. В отдельных случаях на основании опытных данных по не-
сущей способности в некоторых неравномерно нагруженных дета-
лях допускают местные напряжения, значительно превышающие
предел текучести материала.
Обычно новые насосы проектируют на базе опробованных про-
тотипов. Поэтому можно ограничиться поверочными прочностны-
ми расчетами.
К числу основных рассчитываемых узлов и деталей насосов от-
носятся: вал, подшипниковые узлы, детали уплотнения основного
разъема, корпус, бака насоса с днищем и подводящими патрубка-
ми, крышка с горловиной выемной части, узлы уплотнения вала
и т. д. Расчетными нагрузками при этом являются: внутреннее
давление; весовые нагрузки; крутящий момент, передаваемый ва-
лом насоса; гидравлические осевые и радиальные силы; дисба-
лансные нагрузки; реакции трубопроводов.
8.1.	МЕТОДИКА РАСЧЕТА ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
Определение критического числа оборотов вала насоса. Вал
насоса должен иметь достаточную прочность и жесткость, при ко-
торых гарантируется отсутствие недопустимых деформации.
Под действием собственного веса и веса насаженных деталей
ось вала имеет статический прогиб. При вращении вала, даже
тщательно сбалансированного, имеет место остаточный небаланс,
вызывающий дополнительную нагрузку от действия центробежной
силы. Кроме того, на вал насоса действуют гидромеханические
силы в радиальном и осевом направлениях. Под действием этих
сил ось вала получает дополнительный динамический прогиб, за-
висящий от частоты вращения.
При определенной частоте вращения динамический прогиб
может достигнуть такого значения, что вал станет неустойчивым и
начнет вибрировать. В этом случае обычно частота возмущающей
силы совпадает с частотой собственных колебаний и наступает ре-
зонанс. Частота вращения вала, Гц, соответствующая возникно-
вению явления резонанса, называется критической (якр):
где f — максимальная стрела прогиба вала.
(8-1)
356
Критическую частоту вращения вала постоянного сечения на
двух опорах с сосредоточенными нагрузками можно приближенно
определить по зависимости
где пв — критическая частота вращения вала при действии только
собственного веса; — критическая частота вращения невесомого
вала, находящегося под действием веса каждого груза в отдель-
ности.
Для ступенчатых валов определяют приведенный диаметр

• -г

где di, Ц — диаметр и длина соответствующего участка вала.
Для определения максимального статического прогиба и диа-
метра вала в первом приближении можно пользоваться данными,
приведенными в табл. 8.1.
При учете прогиба вала и податливости опор критическое чис-
ло оборотов определяется по формуле
i
1=1	1=1
(8.3)
где т,= Qi/g — масса r-й насаженной детали; Ли— экваториальный
момент инерции i-ii насаженной детали; — полярный момент
инерции t-й насаженной детали; Qi = J f*i и — прогибы и
углы поворота вала.
Экваториальный массовый момент инерции определяется по
формуле
Л =	,	(8.4)
где /г=1 для диска постоянной толщины; /г^0,6 для рабочих ко-
лес; D — наружный диаметр диска.
Прогибы и углы поворота определяются по следующим форму-
лам (рис. 8.1):
для левой части консоли

(8.5)
для межопорной части консоли

(8.6)
357
Таблица 8.1
Схема ротора	Диаметр вала d, см (более'или равен)	Максимальный прогиб f, см
Ок(/;+/;)г+с,(Г1+№
°К (Л' + Гг) + °В (fl + fl)
1 / (2G„ + GB) Г
У 0,8а
5GB\ P
384 J EJ
Примечание. t?K, GB—вес колеса и вала; Е—«модуль упругости материала вала;
J — момент инерции вала; i — число ступеней насоса;
_	. ск <' +	'?	ап‘11‘
1	12£J ’	'«	384EJ ’	~EJ : fi - ~24ЁЬ ’
4T
ос
a = j —нормальное напряжение от суммарного осевого усилия Тпп, МПа (здесь —
ос	кр
диаметр вала из расчета на кручение).
358
Рис. 8 1. Расчетная схема вала
для правой части консоли
+	(8.7)
где fi, ср г— прогибы и углы поворота под грузом Qi в балке;
Д/А
AfAi =  А_1—	—дополнительные прогибы вала под грузом Qi
за счет податливости опоры А, где A \\=Rxlcx-— дополнительный
прогиб вала в точке А за счет податливости опоры A; AfBi =
д/в
=----—- -	—дополнительный прогиб под грузом за счет подат-
^АВ
ливости опоры В, где Д/‘вв = /?вМб — дополнительный прогио в
точке В за счет податливости опоры В; Rx, с\— опорная реакция
и жесткость опоры A; RB, св— опорная реакция и жесткость опо-
ры В; 1\— плечо i-й весовой нагрузки относительно опоры А;
Pi-—плечо z-й весовой нагрузки относительно опоры В; /лв—
межопорное расстояние.
Аналогичные формулы используются для определения ср .
Для обеспечения надежной работы вала должно выполняться
следующее требование:
Расчет критического числа оборотов целесообразно проводить
с применением ЭВМ.
Расчет вала на прочность. Номинальные касательные напряже-
ния в сечениях вала определяют по формуле
т = М1Ф/ГР,	(8.8)
где‘А1кр-—крутящий момент, передаваемый валом.
Напряжения изгиба
= MjW,	(8.9)
где ЛТП— изгибающий момент в сечениях вала, который определя-
ют построением эпюры изгибающих моментов от поперечных на-
грузок.
Моменты сопротивления кручению и изгибу вала
Wp = E^p0,2d3;
W = ^0,1^,
(8.10)
359
Таблица 8.2
Коэффициент	Сплошное круглое сечение	Сплошное круглое сечение, ослабленное пазом под стандартную шпонку	Сплошное круглое сечение, ослабленное двумя пазами под стандартную шпонку*
	1	0,95	0,90
k	1	0,90	0,80
• Для диаметров вала 0,080<d<0,250 м.
где kp и k — коэффициенты, принимаемые из табл. 8.2; gw =
= 1—(do/d)A — коэффициент снижения моментов сопротивления
вала центральным отверстием.
Запас прочности по статической несущей способности
g0.2
(8-11)
Запасы прочности по статической несущей способности должны
быть не менее указанных в табл. 8.3.
Таблица 8.3
°0.2/°в	Менее 0,55	0,55 ... 0,7	0,7 . . . 0,9
	1»5	1,8	2,2
Запас прочности по пределу усталости
(8.12)
где по—запас прочности по нормальным напряжениям; пх —за-
пас прочности по касательным напряжениям:
Пст = —----------—-------
-----°а +
еа
(8.13)
360
<j_b т-i — пределы усталости материала вала; ka, kx—эффектив-
ные коэффициенты концентрации; е0, ет—коэффициенты, учиты-
вающие масштабный фактор; фо, ф х—коэффициенты, учитываю-
щие влияние асимметрии цикла напряжений; аа, то, от, т™ —
амплитуды и средние значения напряжений цикла.
Амплитуду напряжений определяют по формуле (8.9) (ст« =
= ои), среднее напряжение цикла — по величине осевой нагруз-
ки. Касательные напряжения и тт принимают та = 0,5Ат; тт=т,
где т определяется по формуле (8 8). а \т=АЛ1кр/117кр, АМкр есть
изменение крутящего момента на валу насоса в зависимости от
режимов эксплуатации.
Величины а-t и т_| определяются приближенными соотноше-
ниями
о—i — 0,5 о»,
т-i = 0,29 Ов.
(8.14)
Значения эффективных коэффициентов концентрации напряже-
ний kon kx для некоторых форм валов даны в приложении 7.
Значения еаи ет для легированных сталей приведены в при-
ложении 7.
Величины фаИ ф х при огп-<500 хЧПа принимают равными ну-
лю; при о^в в пределах от 500 до 750 МПа фо =0,05 и фт =0.
Запас прочности п для валов должен быть не менее 2,5.
Динамическая нагрузка от дисбаланса. Динамическая нагрузка
зависит от следующих факторов
остаточного дисбаланса ротора после балансировки на станке;
дисбаланса, обусловленного неравномерным тепловым расши-
рением элементов ротора, и т. д.
Остаточный дисбаланс валов насосов после балансировки, Н-м,
не должен превышать определяемого по формулам
D = 9Q/n2	(8.15)
с рабочими скоростями п<1000 об/мин, где Q — вес балансиро-
вочной сборки, Н;
В = 6,35QJ0-^	(g 16)
п
причем, рабочие скорости вращения п> 1000 об/мин.
Допускаемые дисбалансы в балансировочных плоскостях I
и II (рис. 8.2):
в плоскости балансировки /—I
D1 = D — ;
I
(8.17)
в плоскости балансировки II—II
(8.18)
361
Рис. 8.2. Схема расположения балансировочных плоскостей
где I—расстояние между балансировочными плоскостями: I' —
расстояние от центра тяжести сборки до балансировочной плоско-
сти I—/; Г — расстояние от балансировочной плоскости II—II до
центра тяжести сборки.
Дополнительный дисбаланс, вызванный деталями, посаженны-
ми с радиальным зазором (рабочими колесами, обтекателями,
вспомогательными колесами и т. д.), II-м, может быть оценен по
формуле
D = PR	(8.19)
где Р — вес детали, Н; I — возможное предельное смещение дета-
ли, м.
Центробежная ста, Н, от расцентровки деталей
Fw = l,lDnM0~8.	(8.20)
Дополнительный дисбаланс при нагреве элементов ротора воз-
можен вследствие неравномерного относительно оси вращения
теплового расширения элементов ротора.
Дополнительный баланс, II м, от температурного расширения
(в случае а1>аг)
Д/У = PR («! — сс2) Д/,
(8.21)
где Р—-вес детали; R— расчетное расстояние от центра расшире-
ния детали до оси вращения вала, м (в качестве его может быть
принято максимальное радиальное расстояние от контактирующей
поверхности детали до осп вращения); со, аг—коэффициенты
линейного расширения материалов детали и вала; А/ — степень
нагрева вала и установленной на этом валу детали.
Соответствующие дисбалансы в плоскостях балансировки опре-
деляются аналогично.
362
8.2 АНАЛИЗ ЗАКЛИНИВАНИЯ ВАЛОВ НАСОСОВ
Заклинивание вала насосов может происходить в следующих
случаях:
при резком изменении температуры теплоносителя и разных
законах изменения температуры вала и охватывающих его непод-
вижных деталей;
при падении грузоподъемности ГСП;
при пуске насоса из горячего состояния при наличии радиаль-
ного температурного перепада по валу и корпусу насоса.
Рассмотрим методику определения заклинивания вала при на-
личии радиального температурного перепада по корпусу и валу
насоса для следующих вариантов (рис. 8.3).
1.	Имеется температурный перепад лишь по корпусу насоса,
а вал насоса и оси подшипников в исходном состоянии находятся
в соосном положении. Радиальный зазор в зоне нижнего лабирин-
та рабочего колеса равен До-
Прогиб корпуса насоса в точке С (зоне нижнего лабиринта ра-
бочего колеса) (рис. 8.4)
(8.22)
Рис. 8 3 Расчетная схе-
ма насоса для опреде-
ления изгиба корпуса:
а — верхш й подшипник:
2 — нижний подшипник:
3 — зона нижнего лабирин-
та
Рис. 8.4 Схема прогиба
корпуса насоса
Рис. 8.5. Схема прогиба
корпуса и вала насоса
363
Прогиб корпуса пасоса в точке В
Рис. 8 6. Схема распределения
температур по валу насоса
(зоне нижнего подшипника)
аД Tdx dx.
(8.23)
Фактический зазор между влом насоса и корпусом лабиринта
Длг = До - (ус----т-}-	(8-24)
X	‘1 /
2.	Имеется температурный перепад и по корпусу, и по валу
пасоса.
Фактический зазор между валом насоса и корпусом лабиринта
в этом случае
Адг.Д; = Ад Г + #вала»	(8.25)
где у вала —прогиб вала насоса в точке С от перепада температу-
ры St (рис. 8.5):
(/-/.) , (Z-Z,)	х
4*“.’-у J f ДГ(Х)4Х & +
ОХ о	/
(Z-Zx) , (Z-Zx)	X
-j- «U - *,) r / i’ д/	(8.26)
ttt, J I J	/
0X0	/
где d — диаметр вала насоса; St, St'—изменение перепада тем-
ператур на участке ВО и СВ соответственно; начало отсчета при-
нято в точке В (рис. 8.6).
Наличие перепада температур по диаметру вала возможно для
насосов, находящихся в горячем состоянии. В этом случае искрив-
ления осей вала и корпуса насоса имеют одинаковое направление
и величины изменения зазоров равны разности прогибов корпуса
пасоса и вала. При вращении искривленного вала изменение за-
зоров в зоне лабиринта рабочего колеса описывается периодичес-
кой функцией углового перемещения вала. При повороте вала на
180° относительно исходного состояния фактический зазор
Адггд^ Адт ^вала’
(8.27)
364
Условие отсутствия заклинивания в зоне нижнего лабиринта
рабочего колеса
Ддг.д/ 0.
В приложении 6 приведены формулы для определения проги-
бов и углов поворота для консольных и двухопорных балок с раз-
личными температурными условиями по длине балки с линейным
перепадом по толщине (диаметру) х. Формулы могут быть исполь-
зованы для расчетов прогибов валов, для анализа возможного
заклинивания вала.
Пример к разделу 8.1.
Рассчитать на прочность вал насоса диаметром d = 0,195 м,
выполненный из стали типа 10Х18Н9.
Исходные данные: А’= 4550 кВт; п=16,5 Гц; Afn=0,0144X
ХЮ5 Н-м; <7*0.2=120 МПа; ^„ = 343,3 МПа; пт=1.94 МПа; фа = 0;
фт =0.
Решение;
1)	определим нормальные касательные напряжения в сечении
вала:
973,6	=0.4475-1(F (Н-м); 1Гкг= 0.2 d3,
IP,,D г	6Си
где |к=1. k =0,95 (из табл. 8.1); IV',.P=O,I41  10 м, т =
= 31,73 МПа;
2)	найдем напряжение изгиба:
а=_Ми_; Яц = 0,0144-105 Н-м;	№ = cjs• 0,1 d\ /г = 0,9 (из
табл. 8.2); ш = 0,667-10~3 м3; о„=2,158 МПа;
3)	подсчитаем запас прочности по статической несущей способ-
ности: Лт= г — = 1’89*
V°l + 4г2
4)	подсчитаем запас прочности по пределу усталости: п —
п^х	__ г___________
=—л	— > где п° ~~ ka	—запас прочности по нормаль-
У -р П	~ Т"
еа	_
ным напряжениям; /?а=1,57; еа=0.54 (см. приложение /); са =
= (Уи=2,158МПа;	.71,65 МПа. Тогда nG = 27,36; п^ =
тг
_ kx	—запас прочности по касательным напряже-
~ Та + Ч’ттт
нням\_! = 0.290^=99,56МПа;=1.25; ех-0,6 (см. приложение 7);
то = 0.5Ат; Ат=ДМ1;р//гкр—изменение крутящего момента на валу
насоса в зависимости от режимов эксплуатации, АМ г, = 0 426-1U ;
Дт=7,55 МПа; та=15,1 МПа; тт=т=31,73 МПа.
Тогда пх =3,16.
Подставляя и и формулу для расчета запаса прочности,
получаем и = 3,14.
3G5
Так как п>2,5, можно сделать вывод, что данный вал удовлет-
воряет нормам на прочность.
8.3.	МЕТОДИКА РАСЧЕТА РАБОЧИХ КОЛЕС
Рабочие колеса насосов имеют сложную для расчета на проч-
ность конструкцию, состоящую из четырех элементов (рис. 8.7):
ступицы, лопаток, основного и покрывного дисков. Основной и
покрывной диски представляют собой оболочки конического клас-
са, срединные поверхности которых перпендикулярны оси враще-
ния. а лопатка выполняется в виде незамкнутой цилиндрической
оболочки переменной толщины, соединяющей покрывной диск с
основным диском
Ступица. Предназначается для крепления рабочего колеса на
валу насоса. Усилие в контакте с передающим цилиндрическим
штифтом
.	_ 2Мкр
шт zd '
(8.28)
где z— количество цилиндрических штифтов, шт.; d— диаметр
вала.
Напряжение смятия
Ссм=4НГ>	(8'29>
где /?см = Апт—~~ —расчетная рабочая поверхность штифтов; /1ИТ
и б/птт — рабочая длина и диаметр штифта.
Запас прочности
Яо,2 =
р0,2
рсм
Рис. 8 7 Рабочее колесо
Лопатки. Для лопаток напря-
жения определяются по схеме
балки — полоски, заделанной по
концам.
Напряжения в лопатке на
входе от расчетного перепада дав-
ления можно определить как
°’=<8-30>
где q — расчетный перепад дав-
ления; — ширина входной час-
ти лопатки; б — толщина лопатки
на входе.
366
(8.32)
(8.34)
* разр—
в сече-
Интенсивность нагрузки, действующей на лопатку на входе
от действия центробежных сил, определяем по формуле
р = ?8R1<g)	(8.31)
S
где у— удельный вес материала лопатки, кге/м3; ю = лл 30 — угло-
вая скорость, 1/с, где п—в обмин, g— ускорение силы тяжести,
м2/с.
Изгибные напряжения в лопатке
Pb\
°e=W
Суммарные напряжения в лопатке на входе должны быть
меньше допускаемого напряжения:
2а =аг + ар< [а] = 1,з4г-	<8'33)
s	1,5
Аналогично определяются напряжения на выходной части ло-
патки.
Напряжения в дисках. Для дисков (основного и покрывного)
определяются напряжения растяжения в диаметральном
колеса, МПа:
_ Рразр
иразр — р »
где f — площадь диаметрального сечения колеса, м ,
= Рсо/2л — окружное растягивающее усилие, действующее
нии рабочего колеса, II, где Ро = -Рерсо —• гентробежпая сила,
Н; G — вес основного и покрывного дисков, Н; /?гр —средний ра-
диус колеса, м.
Условие прочности
°разр [Дразр]»
где
Ол 9
Кэазр] = Ы
1 ,о
Для расчета напряжений основной и покрывной диски заменя-
ются цилиндрическими оболочками, после чего определяются не-
известные силы (рис. 8.8).
В сечении основного диска с лопаткой действует сила Л; в се
чепии покрывного диска с лопаткой действует сила Р%\ лопатку
367
Рис 8 8. Расчетная схема для определения напряжений в покрывном диске
действует центробежная сила Рол . Для определения сил Pi и Р2
имеем два условия:
(ал »
1Л»
(8.35)
где и2н.— радиальная деформация покрывного диска; (71ц— ра-
диальная деформация основного диска; Р’п— деформация лопат-
ки; центробежная сила лопатки
п ______ г>
* ЮЛ	•*'л.ср
со2,
(8.36)
— вес лопатки;
(~ gag + ^2ц) Р%______Р2^2	1	0__. Sin 26 \	1
Еб2	2£J2 L sin2 6 "J 4 )	0~ ’
(8.37)
где ^2ц= - P*Z и—число лопаток; ^°2ц= —“2 . j =	.
2n/?2ft	2jxP2/i 2	12 *
PW2 = -y-/?2W2—центробежная сила от покрывного диска; 62—
вес покрывного диска; 20 = 360/z—угловое расстояние между ло-
патками;
jj __ (~т~ <?щ) Р\	1	/ 0 , sin 26 \	1
1Ц	E6t	2EJX sin 6 \ 2	4	)	6
где
(8.38)
—

(Рг + Р<о)г .
2nRJi
 .
2nRxh
Р ©1—(G1/gr)P|W2 — центробежная сила от основного диска; Gi —
вес основного диска; Ri — средний радиус основного диска;

Pz (Pj -Pl)
Ebh
P x
--------------ax.
(R2 — RJ Ebh
(8.39)
о
368
Рис 8.9. Схема мембранных напряжений
Из условий (8.35) определяются силы
Р\ и Pt-
Напряжения в покрывном дискс~ оп-
ределяются по схеме, представленной на
рис. 8.9
Мембранные напряжения в покрыв-
ном диске от центробежных сил собст-
венной массы и нагрузки:
1 + Зц
(8.40)
(8.41)
Напряжения на наружном контуре г = /?2н
az= О,
ot = k ^A^RL + 0,825/&) —
- *2в
на внутреннем контуре г = /?2н
сг = Р*2,
,	о	о . Р* (Ров + /?2н)
at = k (0.825А& + 0.1 757?2в)------
(^2я	^2н)
(8.42)
(8.43)
где k = ——
ё
Напряжения изгиба от радиальных сил Р2, приложенных в сечениях
лопаток с покрывным диском,
	_ 6А1макс_	(8.44) иыакс —	, со ’	'	' ЛиГ)
где	Р2^2 ( 1	гДггСЛ- D _ -^2Н 4~	, Ммаю- ’	( в	dS° )> «2 	2 	•
369
Суммарные напряжения на наружном контуре х = R2n
“F Омане»
на внутреннем контуре х — R2b
= ?2,
— °t ~F оманс.
(8.45)
(8.46)
8.4.	РАСЧЕТ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ НАСОСОВ
Выбор основных размеров корпуса насоса при его проектирова-
нии производится согласно «Нормам расчета на прочность...» эле-
ментов реакторов, сосудов и трубопроводов атомных электростан-
ций».
Следующим этапом является проверочный расчет корпуса бака
с обечайкой, сферическим днищем и патрубком нагнетания.
С целью упрощения расчетов на прочность конструкция бака с
обечайкой (рис. 8.10) представлена в схематичном виде.
Расчетная схема приведена на рис. 8.11.
Элемент 1 рассматривается как кольцо, элемент 2— как ци-
линдрическая оболочка с линейно-переменной толщиной, элемент
3 — как сферическое незамкнутое днище, элемент 4 — как длинный
цилиндр постоянной толщины.
Рассмотрим элементы 1 и 2
Для определения неизвестных моментов и усилий А1з, М\, IIь
ЛЬ, //2, Нз записываются уравнения совместности деформации
При 0,5</]/.Si< 1,2 элемент 1 рассматривают как кольцо. При
этом система действующих усилий на кольцо приводится к силам
Л;ь Н и моменту Мр, распределенным по радиусу Rr.
370
Рис. 8 10. Корпус бака насоса
Рис. 8.11 Расчетная схема
корпуса бака насоса
Mp=Nma(Rnni — /?i) ~г Л'б (7?! — /?пр)
Qnp
(8.50)
где ЛГщп =	A'g =
2л/чщП
усилия, действующие на
риваемом режиме
Радиальное перемещение нижнего сечения
Qt___• н
2я/?пр ’	2л/?пр
шпильках, бурте и прокладке в рассмат-
Qnin, Qo, Qup
Uw = (71а‘ +
(8.51)
Угол поворота нижнего сечения
<|Л1| ।	1
!а = 0]О — 0ia т Oja
(8.52}
Элемент 2 рассматривают как цилиндрическую оболочку ли-
нсипо-иерсменной толщины с системой усилии на обоих краях и
371
воздействием давления на боковую поверхность:
	= W’2'	+ w^‘-	+	+ w^	+ n.	(8.53)
’^2<1	- лм> = »2a ~	F »£* +	«2а +	f>& +	^2a ’»	
		-f-	+ W&-	+ W^-	4-^,	(8.54)
»2b	= »2b‘ -	h»S +	&£* +	+		
При /г>2,5 У^ср^ср оболочку можно считать бесконечно
длинной н деформации оболочки запишутся следующим образом:
(8.55)
(8.56)
Аналогичным образом рассматриваем и другие элементы. Фор-
мулы для определения деформаций и углов смещения приводятся
ниже:
= ЭТТГ <-	~	+
4 Db0
WsM, + f/4^1 + ^Мг + ЬгНг) +Wp2b + Wlb,
4pz£>d0
’^2& ~	--#3^1 4* ₽М*3 + ^i^z) 4“ ^26 4- ’Ъл»
где д0 = у^— УчУа* — У1Уз У^ У^Уз У1У&* &з У1У2 4~ ^УзУь*
^=cos^ch|; z/2=-~-(ch£sin£4-sh|cosB); y3 = ~ sin I sh £; y^ =
= J- ch £ sin g — sh £ cos g;
4
g = ₽/2; p =^3(l-!?)-;
I Scp^cp
£"s3
£) =----------; £ — модуль продольной упругости; p—коэффициент
12 (1 - p2)
372
Пуассона;
t ___	4~ ^3 .
СР ~	о ’
$ср —
S2 -Ь Sg
2
/	\ р2
Й7?О = 1^ = Л-4)4£Н-р;
\	2 У
ьр2а =	= 0.
Расчет на прочность корпусов и корпусных деталей насосов це-
лесообразнее проводить с применением ЭВМ.
8 5. РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
Соединительные муфты служат для передачи крутящего мо-
мента от ротора электродвигателя к валу насоса, а также для вос-
приятия переменной крутящей нагрузки, обусловленной примене-
нием частотного режима работы насосов и колебаниями крутяще-
го момента электропривода при работе с системой планово-ступен-
чатого регулирования и поддержания частоты вращения ЦП.
В насосостроенпи наибольшее распространение получили два ти-
па соединительных муфт: упруго-пальцевые (рис. 8 12) и зубчатые.
Упруго-пальпевая муфта в насосах, как правило, применяется
для мощности до 500 кВт. Для соединения валов крупных насосов
(для ЦН, применяемых на АЭС) применяются зубчатые муфты.
Одной из разновидностей применяемых зубчатых муфт явля-
ется муфта с упругими пластинами (рис. 8 13)
Соединительная муфта состоит из двух полумуфт 1, имеющих
на наружном диаметре зубчатые венцы 2, которые соединяются
упругими пластинами 3, аксиально вставленными во впадины меж-
ду зубьями. Наружный кожух 4 удерживает пластины от выпаде-
ния и создает полость для консистентной смазки.
Рис. 8.12 Упруго-пальцевая муф-
та
Рис 8.13. Зубчатая муфта:
1— полумуфта*. 2 — зубчатые веццы; 3’—
пластины; 4 — кожух
373
Максимальный крутящий момент, передаваемый соединитель-
ной муфтой Мкр, является вполне определенной фиксированной
величиной.
В соответствии с этим амплитуда переменного крутящего мо-
мента, Н-м;
Х.р =	(8.57)
без ограничения циклов.
Для изготовления деталей соединительной муфты применяются
следующие материалы: для полумуфты — сталь ОХНЗМ; пласти-
ны— сталь 60С2А.
Расчет на прочность:
а)	Пластина соединительной муфты. В каждый паз муфты
вставляется по одной пластине.
Окружная сила, действующая па диаметре расположения зубь-
ев муфты (в сечении разъема полумуфт), может быть подсчитана:
от номинального крутящею момента, Н,
Рокр =	<8-58)
где J;— средний диаметр расположения пластин и зубьев;
от переменного крутящего момента
Р«р =	.	(8-59)
Окружная сила, приходящаяся на каждый зуб полумуфты:
от номинального момента, II,
₽юкр = —(8.60)
где z— число пластин, шт.; ф =	— коэффициент неравномерно-
сти нагружения зубьев (пластин);
от переменного крутящего момента
Хокр = -^^.	(8.61)
Максимальное напряжение изгиба, МПа,
а = Л1изг+ ДМИ8Г,	(8.62)
И
где W = bh2 6 — момент сопротивления изгибу сечения пластины,
м2; Л1пзг=^1окр(/2—/1)—изгибающий момент сечения пластины,
Н * м; Д и лг ~ Мизг/ 2.
Запасы по статической прочности
В
а4	сти
374
Рис 8.14. Расчетная схема нагруженной пластины
Запас по пределу выносливости
п0 =	, ^1П-------.	(8-63)
Л
--7— Оа +
еоРо
где О-1и — 0,5 Ов— предел выносливости материала пластин; ka =
— 1—эффективный коэффициент концентрации г о =0.95 коэф-
фициент влияния абсолютных размеров; o„ = A.V!Iwr/U7 —амплитуда
напряжения, МПа; Gni = M™/W — среднее напряжение цикла,
МПа, фс=0,25— коэффициент, учитывающий влияние асиммет-
рии цикла; ро =0,7 — коэффициент, учитывающий изменение ка-
чества поверхности пластин в процессе эксплуатации.
Максимальный прогиб пластины в сечении разъема муфты
.	__ (Р1 окр окр) ^2 Ю" *2
ПЛ	ОГГ
где J = bh'3/\2 — момент инерции сечения пластины,
дуль Юнга, МПа.
б)	Зубья полумуфты (рис. 8.14). Максимальное
изгиба, МПа,
_ Мизг *“ ДМПЗг
где Л1пзг= (Е\—#в)Л W=~— ’	~
о
Напряжение кручения
= Мр 4- 8Л4Р
(8.64)
м4; Е — мо-
напряженис
(8.65)
(8.66)
rle	---1A-L	крутящий момент, Н-м; ДЛ1Р =
~ Н-м* = -bh2 — момент сопротивления сечения при
кручении, где k = 0,275.
375
Тогда приведенное напряжение, МПа, будет равно
^пр
Отсюда запасы по статической прочности
„ а°’2 .
По,2 — ----,
°пр
Запас по пределу выносливости
палт
и = ----- -
1/"«2 1 _2
V па-гпт
ств
/1В
(Тцр
где
(Т-1
Па = —-------
to
ТГ°а4
еоРо
Z?X —“	' '	»
kt
—Г- Та + Vm
= 0,5 ов (МПа); т-i = 0,29 ов (МПа);
М™-; Та = -АМр_ (МПа);
Wp
= Ex — 0,95; яра = 0,2; tpx = O,l,
(Т-1
AM-gr_ (МПа); ат =
(МПа); е„
1УР
(8.67)
(8.68)
(8.69)
ka = 2,0;
Определим
максимальный прогиб зуба, м:
/зуба
(8.70)
3EJ
и ~Т .
° а =
т
h
, to3
где J= ДГ’
Угол поворота зуба, рад. будет
(Мр 4- АЛ1Р) I
^ба	GJP
где G — модуль сдвига материала, МПа;
Jp = k'bh\
где k' = 0,27.
37G
Прогиб зуба, м, приведенный к разъему муфты,
f зуба — f вуба	ФаУбзЗ»
где /з — расстояние от центра зуба до разъема полумуфты, м.
в)	Жесткость муфты на кручение.
Взаимный угол поворота полумуфт, рад, от максимального кру
тящего момента
(8.72)
Жесткость муфты на кручение, м/р ад,
„ ____________________ ^кр
М	0m
(8.73)
Рис 8 15. Схема насоса для опреде-
ления частотных характеристик
8.6. РАСЧЕТ АМПЛИТУДНО-ЧАСТОТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСНЫХ
АГРЕГАТОВ
При определении собственной частоты агрегата и колебаний в
местах расположения подшипников электродвигателя и насоса
должны учитываться как податливость фундамента, к которому
крепится насос, так и податли-
вость элементов самого насосно-
го агрегата, которая складывает-
ся из податливости на изгиб ста-
нин и корпусов, и фланцевых со-
единений.
Особенностью фундамента под
насосный агрегат является нали-
чие круглого или прямоугольного
выреза в верхней плите (перекры-
тии) фундамента под бак (гидро-
камеру) насоса и значительных
расстояний от краев выреза до
укрепляющих стенок или балок.
Верхняя плита фундамента мо-
жет быть представлена как коль-
цевая пластина, нагружаемая из-
гибающим моментом.
На рис. 8.15 показана принци-
пиальная расчетная схема для
расчета амплитудно-частотных
характеристик.
Собственная частота (круговая) системы определяется по
формуле
Хф ----г —	— >
УссМпр
13 Зак 812
377
где
«=2	+т(Zi	z7=y+2 2ф*
— суммарная податливость насосного агрегата, 1/Н; ft- =
2EJ
податливость
станин (корпусов), 1/Н;
J =
= 0,05 £)4J 1-----
Dh
— момент инерции поперечного сечения
ста-
нин, м4; Da, Da — соответственно наружный и внутренний диамет-
ры станин, м; фг;-—податливость кольцевых переходов; h — тол-
щина кольцевой пластины; м; Е — модуль упругости, Н/м2: для
стали £=2-1011 Н/м2, для бетона £ = 0,2-1011 Н/м2.
Податливость круглых кольцевых пластин
По схеме
(ц — 2fe2 (1 + р) + fe4 (2 -I- ц) — [(1 — ц) Н- fe4 (3 + н) In k}
4лО((1-р) + ^(3 + р)]
По схеме
ГП = 1
Фо “
Г(^а— 1) IP(^-l)-2] + [fe4(l-p,) + (3 + H)] Infe]
4лО И4(1-Ю + (3-Ь^)1
По схеме
Ш- /

[(I + |1) (^-1) + (I — |Х) (3 + IX) (*»+ 1) In4]
4лО(1 — р) (3 + р) (Л2 + 1)
378
По схеме
. rrj= 1
[(^-h-l) In А? —(^g—1)]
4лО (fe2 + 1)
Здесь & = Гц/гвн-
Выбор расчетной схемы при определении податливости кольце-
вых переходов зависит от конструкции их крепления и жесткости
прилегаемых узлов и деталей. Большое значение имеет в этом
случае затяжка элементов насосного агрегата, а также креплепие
самого насоса к фундаменту.
В хорошо подогнанных друг к другу и затянутых узлах насоса
при вибрационном возбуждении не происходит взаимных поворо-
тов и прогибов контактирующих поверхностей, и система будет
более жесткой и выброустойчивой по сравнению с агрегатом, в ко-
тором недостаточно качественно подогнаны и относительно слабо
затянуты соединения. Должно соблюдаться условие
1,3 ^>'манс>
где wMaKC— максимальная рабочая частота вращения вала насоса.
При невозможности выполнения этого условия работа насоса
в диапазоне частот (0,75-4-1,3) лф должна быть ограничена.
Максимальная амплитуда горизонтальных колебаний на под-
шипниках электродвигателя
где Ри—нормативное значение амплитуды возмущающей силы
(принимаемая равной 20 % веса вращающихся частей ротора
электродвигателя и вала насоса), приложенной в центре тяжести
вращающихся элементов; а — коэффициент податливости; w —
круговая частота; 7<р — собственная круговая частота, определяет-
ся по формулам (8.10) — (8.13); г)— коэффициент резонансного
увеличения, принимаемый для бетона примерно равным 10, для
остальных конструкций — около 50.
Должно соблюдаться условие ДХ<[Д], где [Д]— допускаемая
техническими условиями (на электродвигатель и насос) амплиту-
да колебаний агрегата.
13* 379
Допускаемая амплитуда вертикальных колебаний фундамента
в местах крепления насосного агрегата
>’в.Ф<(0.5И]-Рная)-^в->
где ан — коэффициент податливости насосного агрегата при усло-
вии абсолютно жесткого фундамента; —радиус расположения
фундаментных болтов; 1п — длина насосного агрегата; D —
Eh9
== —----------цилиндрическая жесткость.
———----
о
S
я
о
£
о
ч
Си
С
Основные характеристики герметичных насосов ЯЭУ (для различных типов реакторов)
(ниТпвиии Ионвцоя) uapsaaa			х*	О	О	хГ	Г"	— о	СО	00	00	| о	—•	см	I	400	1	
(tfOHBVOH-Otf -on) iuiod-**»uejpui		США	со	о	со	о	о	о —	о	о	<5	—>	т тг	о	—•	оо	см со	—	1270	1	
(вон -Bfoe-otfos) oa>|UB.<			ху	о	см	с	ь- о О	Г-	О	-CD xf	ОО	СО CM	1 1360		
(«он -Ktfoa-otfOQ) „„buijjl		Италия	хУ	О	04	С	CM	CD О	Ю	Г-	-	CD ОО	О	ХУ	04 ю	—	1 510		
(игиПгоногожвх) [V		ЧССР	со о	о	с	г- с СО	Ю	СР	о> ХУ	О СО со	155	1	
(цониКон-ог -он) jauqosnaq outun		ГДР 1	ю со СО Q 00	О Q ю	-	о	— to 04	СО	CD	О! ID	ХГ	1500/55		
(уиТпвинм ‘VOHBVOH) „□GV KBKOHOHis«iL'X			ху CD CD	О	04 О	—	С	X-	с CD	«О	1	СО	Ю	CD CD CD	1	о	04 co co		1	
ipCIOH рафнто- 1НОЙ)	II блок		’TtDCDCDxrO-^'OOCD —	—	O—-	О	IQ tQ	CD 04	04	CD	CO	t"	CD	xr CO	CD ~			
Ьелоу АЭС (г водя	I блок		OlDCDxFtOOlOCDr- Olxt-xrCD	-	— tO CM О Ci — О Ю CO	ID О О CO	—	<D			
О СП	III и IV бло- ки	СССР	CDCDCDCDtOOOCDOOOO О	IO	<D	-	CO	to	CD	О	xr Ю	Ю	CM	CM	—	О -XJ	—	—«	—	co			
эоиежская / >до-водяной)	II блок		to co 00000*^-C0	04 xr<DCDCO CD	CD	CD	-	Ю	CD	CD	О	CM CD	CD	О	CM	IO	О Ю	xf	—	—«	CD			
у. S ё"' X	I блок		m CDCD04C000404CDCOO CD CD	— Ю LO CO <D 04	C	CM	CD CD Г- Ю	CD	— CD 04 xr			
	Параметр 1		Число насосов Подача, м3/ч Напор, м Частота вращения, об/мип Давление на всасывании, МПа Температура на всасывании, С КПД насосного агрегата, % Мощность насосного агрегата, кВт П		 _ 	 г-1		подводимое напряжение, о Масса насосного агрегата, т	
1 Аналогичные ГЦН установлен1:! на высокопоточном исследовательском реакторе СМ-2 в НИИАР (г Димитровград).
Аналогичные ГЦН у станов-тепы на реакторе \ЭС «Сена» (Франция—Бельгия).
Аналогичные ГЦН установлены на реакторе Шиппинглортской АЭС (США).
381
382
Основные характеристики водяных насосов с уплотнением вала (для различных типов реакторов)
Приложение 2
Параметр	ВВЭР- 440	BBSP-1000		РЬМК- 1 000	РГэМК- 1500	ACT- 500	ВВЭР-44 0 (l.oviisa)	PWR, Westinghouse Electric		BWR. Byron Jackson	
	СССР						Финляндия	США			
Тип насоса	Центробежный						Центробежный				
Число насосов		6	4	8/6**	8/6**	3	6	4	4	2	5
Подача, м3/ч	7100		20 000	8000	8000	2100	7200	20 100	21 700	3610	8200
Напор, м вод. ст.		70	92	200	200	55	40	88	92,7	23	37
Частота вращения, об/мин	1500		1000	1000	1000	1000	1475	1500	1500	880	820
Давление на входе в насос,	12	,5	15,6	7,2	7,2	1,2	12,5	15,8	15,8	7,1	7,1
МПа											
Температура па входе в на-	270		300	270	270	90	270	289	292	270	277
со с, С											
КПД насосного агрегата, %	76		78	80	80	80	79	80	80	89	87
Мощность насосного агрсга-	1900		4800	4300	4300	390	1100	4480	5220	—	1000
та, кВт											
Организованные утечки, м3/ч	1,2		0,75	8	0,025	0,02	0,5	0,19	0,2	—	—
Утечки внутрь насоса, м3/ч	0,4		0,7	8	0,025	0,16	0,5	—	—•	—•	—
Утечки через концевое уп-	0,05		0,05	0,05	—	—	0,001	—	—	—	
лотненнс, м3/ч (не более)											
Подводимое напряжение. В	6000		6000	6000	6000	6000	6000	—	—	—	—
Масса агрегата, т	42		но	107	105	90	34, о	105	87				17,6
* Шесть — в работе, два — в резерве.

П р п л о ж с и и е 3
Основные характеристики насосов первого контура ЯЭУ									.		
Параметр	БР-5*	БОР-60	БН-350	Б1-1 600	БИ-800** I	И 1600*•	PER	Rnpsodie
	— '		СССР				Велико- британия	Франция
Тип насоса Число агрегатов Подача, м3/ч Температура перекачиваемой жидкости, ГС Частота вращения, об/мин (номинальная) Мощность приводного электродвигателя, кВт Регулирование Диапазон регулирования частоты враще- ния, % номинальной КПД агрегата, % Давление газовой подушки, Mi ia Марка стали Тип уплотнения Масса агрегата, т	Мехаиичс 2 150 50 430 1450 28 60 10Х18Н9Т Герметич- ный элек- тродвига- тель	ский со св о 600 85 500 1500 250 Система Леонар- до 20-100 71 0,01 — 0,05 69,5	ободной пове 6 3320 120 300 1000 1700 Двухско- ростной электродви- гатель 25,100 70 0,09 08X18119 86	)Х1ЮСГЫО 1 3 9700 95 380 1000 3400 АВК 15-100 72 0,04 Меха 120	ia грия и п 3 12 300 100 354 1000 4300 Тир истец образова тс 25, 50, 75, 100 72 0,04 ническое п 120	одушкой и 4 18 200 98 354 750 6200 щый пре- тель час- >ты 25, 60, 80, 100 76 0,04 о валу 180	верткого 3 4920 80 354 980 1300 Гидрав- лическая муфта 20—Ю0 72	•аза 2 374 32 400 1100 55 Система Леонар- до 115-100 70 316
Продолжение приложения 3
384	385
Параметр	Phenix	Super- Piicnix	SNR-300	SRE-PEP	HNPF	EF АРР	FFTF	EBR 11
	Франция		ФРГ	США				
								
Тип насоса
Число агрегатов
Подача, м3/ч
Напор, м
Температура перекачиваемой жидкос-
ти, С
Частота вращения, об/мин (номиналь-
ная)
Мощность приводного электродвигате-
ля, кВт
Регулированне
Диапазон регулирования частоты вра-
щения, % номинальной
КГЩ агрегата, %
Давление газовой подушки, МПа
Марка стали
Тип уплотнения
Л5асса агрегата, т
Механический со свободной поверхностью натрия и подушкой инертно! о газа
3 4000 76 250	4 18 000 76 390	3 4970 85 395	4 615 55 5G0	3 1630 49 510	3 2680 95 288	3 3000 152 500	2 1250 61 372
1000	470	910	1200	900	900	1110	1075
—	4800	1500	112	260	790	1300	260
Тиристо 25—100, 10 (по- пимотор)	яшм прео гель часто’ 80-85 0,007	бразова- гы 5—100 83 0,05— 0,15	Электромаг- нитная муф та 0-100 70	Индуктор- ная муфта скольжения 0—100	Двигать ным ро ЖИДКОСТ! ста 20—100 72,5 САЛ	п> с фаз- тором и 1ым рео- том 0—100 0,11	Изменение напряжения и частоты 0-100 70
35	ПО	Мс	ханическое пс	) валу			Герметичный электродви- тель
г.) механические насосы были заменены электромагнитными.
• При переоборудовании реактора БР 10 (1971
** Проект.
Delaval IBS XI514 IBS Х1516 IBS X1516 IBS XI524	Фирма, тип насоса	Приложение 5 Параметры питательных .насосов для АЗС, выпускаемых веяниями ^арубежымк фирмами
Й S % о -4 ОТ CD Q о о о о	Подача, м’/ч	
	Напор, м	
CD ОТ CD о 3 Й 8 S		
	Частота враще- ния, об/мин	
ОТ	OT CD Ф» <D О 8 8 8 8		
	Температура пе рекачиваемой жн дкоста, С	
CO OT OO OO от -J от от		
	Мощность приво- да, кВт	
5670 7460 7460 7460		
— — OO — CO СП Q О — О О О	Мощность блока, кВт	
to 1 ЬО ЬО	Количество насо- сов на блок	
□ □ □ □ Ц) (Г Ф ОТ ОТ — ОТ 8 S 8 S 05 -xj СО О о ci сл	ПЭА 850 65 ПЭА 1650-75 ПЭА 1650-80 ПТ А 3750-75 ПТА 3600-70*	Марка пасоса
оо 8 8 8 8	8	ОТ	СО	—	— от	-ч	ОТ	от	оо О	СЛ	СЛ	ОТ	ОТ о	о	о	о	о	Подача, м3/ч
от	от	ю	от	!> от	со	—	от	аз о	о	О	О	tu “О	3 2° £ 83 2 П о о о о	§ м	Напор, м
	s - ас я <D со -ч ОТ я X •ч	ж Е <т> 1— О ОТ ОТ ОТ <£>	X й	Допустимый ка- витационный за- пас, м
 _	со 	 —	-	~~—	го	
ч о ОТ	ОТ	ОТ	ОТ о = О	О	Q	О	ЕГ о	о	о	о	% я	СП	от	ОТ	СО	ОТ	£ сл	от	о	о	о	Е о	о	о	О	О	п> о	о	о	о	о X м <5	Частота праще ния (синхронная), об/мин
		
о -0 -0 от от	Я ОТ ОТ СО СО	gr	о о ОТ	ОТ	ОТ	ОТ	ОТ	Е to	м	to	ю	о	КПД, %
►— ED -0 ОТ ОТ О О ОТ СП	—	>—*	1—^	»—•	•— CD	ОТ	СО	от	ОТ о	от	о	о	от	Температура пи- тательной воды на входе в пасос (ле более), С
.	,	Ь.	ОТ -0	-v]	,.Еь	►— Nj	О	С	£	з от	о	о	от	S	от от ft е: о	—	от	►-*	от Q0	от	от	о	ко о	О	ОТ	о	от	Мощность насо- са, кВт
ф. ОТ ОТ — ОТ — ОТ от ГН О О О о о о о	—	го	—	— ОТ	ОТ	ОТ	— от	о	-о	—	о о	о	от	о	о о	о	о	о	о	Масса (нс бо- лее), кг
□
та
а
ь
о
*
Л)
и
к
<0
	«В.	~	» **	ХА	ХА А НРТ 45— di HPT 45—30 di HPT 48(105) df Ebara 17DVSR Rateau			I<HU 4U0 RHD 400 Ha! berg DH Sulzer HPT 32—30 df HPT 45—30 df HPT 45—ЗП Hf					з	;о	;с	яз	xj	дз	: х	х	s	х	я	: j	и	и	и	о	□ СЗ / Jk	со	СО	со	to §	8	S	8	§						—4	1 3	г : з i	Pacific Pumps Отделение фирмы Dresser liven	Фирма, тип насоса	
СС	Ю	Ю	4»	t<i	—	t Ск,	4k	4-ь	Ю	Ю	G	< 00	Си	СП	<	tO	« О	О	О	О	О	4*				d	tC	—	CO	IO	СЛ	Сл T>	co	to	—	О	CC fk	bO	00	О	О	О О	Ю	О	О	О	ОУ 1					3COOOtOtO — >	М	to	to	0о	со rfk	to	00	м	to 1	00	о	о	о	о						о л 4k >0	Ik 75 75 О	С	о JO о D	Подача, м’/ч	
со	со сг>	м	О	СТ	М	ОС	СП	00	00	М	СП	М	СО	00	00 СЛ	— О	4*	Ч	О	►“	Ф	S	М	СП	—	СО	СО	05	М	С1	< С?	ООО	ОС	СП	О	О	О	№	О	О	О	Id	ГС	4k	о	со															JO СО 4k t) 71 — Q-tr Ik ел О °			Напор, к	
СП	СЛ СП	СП	СП	4k	СП	СП	СП	О	СП	05	СЛ	СП	СП	СП	СЛ	05 СП	—СП	—	О	СО	4k	М	00	сл	м	СП	«-	Q	+*	о	4k СП	О Ю	СЛ А СЛ W -ч)	СП о	О ср 05 м о о о О	О О	СП	О	О	О	М	О	СП	О	О	О	о	О	О	4k	о	<															71 § Э с	До 6000 nQnO		Частота враще- ния, об/мин	
	—	—	—•	— CO	CO	O0	x Cn	05	—	- ОС	-	—	—	—	—	—	tO	—	- J 4k 4k. co CO	00	00 - 0	СЛ	co	CO	to	4k	О	—	" w	* 00	о								-	— to J	00	м	о	—	—	— J	—	00	о	ю	со	со »	СО	О	4k 0	СЛ								Температура пере- качиваемой жид- кости, с	Продол;
СП	СП	СП	со	СЛ	СО 4k	00	М	—	<Л	О О	О	О	СЛ	<О	СО о	о	о	о	о	о				т>	о	—	ом У	00	О	О СП 71	О	СП	4k I ООО	сл 1				г	J	М	О	СЛ	О	W О	СО	См	4k	00 4k	со	со	О	— 5	О	О	О	СЛ	СЛ						До 11 200 И 150 0300			Мощность приво- да, кВт	кение приложег
с с с	о	M	CO cc 00 Э	00	CO	OOM Э	О	4k	000			О 00 00	с ООО ООО	с			5 э	В 1										Мощность блока, кВ1	
	to to	1			1				1	1						1	1	1	Количество насо- сов на блок	1ия 5
Приложение 6
Уравнения упругой линии» максимальные прогибы и углы поворота сечений балок постоянного поперечного сечения
Схема балки
Уравнение упругой линии, максимальный прогиб
Угол поворота
О < X < I
/ \	аЛ^ v3
аЛ/0/3
66
при
х = I
аЛ/пх3
У х) — — —
аМЛ2
f--— при » = -<
X
3/
	аМп	
<р (х) — 	2д1	 X2
аД/0/		
f- 26	при	X — 1
аМп	/	X \
ф«-	6		“Т/;
аД/0/		
ф- 26	при	X = /
У (х) = —
аА/пх2
26
аЛ/0
6
аД/„/2
' 2б~
при X — I
х2
6/2
аД/п „
/=-^26~ "РИ Х='
аД/0 / х2 X
ЗР /
2vAtd	.
Тб ' при x = Z
Продолжение прилож. 6
Схема балки
Уравнение упругой линии, максимальный прогиб
Угол поворота
/ \	<хД/0
у W = —-----------“
х^
126/2
"Р“
Ф(х)=^о.хз
v 1 ’	3S12
осД/q/
ф = —— при X = I
У

I
г
/ \ ОСД/q/ /
У х — X (
лО \
аД/0/2
Г = —-------Г-- при X = I
лб
I	X
х — — sin л —
л	I
х
1 — cos л —-
ь
ч’м=“
2аД/Л
Ф =--т— при х = I
ло
У
Л?ъ0-$1.ПЯ £)
Г
yw=_^f.
о \
_ аАУг /
'	2л8 \
X2 lx I2 лх
----------4----г sin —
л ла I
0,5 — —	при х = /
л /
2
Т (X)------Г
аД/0/
ф = - 6
If,	лх
х— — ( 1 — cos —
л \	I
2 \
л
при X = I
У
i:
dtB
ь
у = 0 при х < а
Их) = -^^-°)’ .... .
У(х) =
26 н	v
аД/п
(2х-1-а + Ь)
20
при I — b ^,х < I
Ф = 0 при х <. а
аД/0 (х— а)
Ф (*) =------------ "	“
6
, , аЛ*о Ц — а — Ь)
Ф (х) =---------------
при I — b < х < I
Продолжение прилож. 6
Схема балки
Уравнение упругой линии, максимальный прогиб
у = 0 пр*
аД/0 (х — д)3
у (Х) “	66с
аД/0
yW = -~2T
3
х — а — с
3d
Угол поворота
аД/0
У (х) =----~
са
26 L 3
2
3
ф = о
atJ, (х — а)’
ф“-----
aAfj
’’ - 26
х—а—с
с 4- 2 (х — а — с) ( 1 —
2d J I
осД/л	,.	г г
Ф = - (с -НФ при х > I -b
389
Продолжение прилож. 6
390
Схема балки	T'j1'- Уравнение упругой лпнии, максимальный прогиб •»	Угол поворота
аД/0/ лх
IJM—M~sin—
aMol*
т?6
, . аДМ лх
<Р (*) ---7~ COS—/
по I
aAL/
Ф = —т— при х = 0
лб
аД/0/
) _ _----- ПрП х _ /
по
аД/0 / 1х х2 I2 пх \
^х) = Т"(Т“ T~Vsiqv)
I
при X = —
aAL
aMQl / 1	1 \
<р---e-(--v) ПР- x = l
, aAtn
<р« = —^
при
У « =	(2/2 - ЗЬх +У)
6о[
0,0642аД/л/2
=-------7------ при х — 0,4220/
о
аД/0/
36
аЛ/0/
66
при X = I
Продолжение прилож. 6
(c+d) (x-/ + 6)
392
Приложение 7
Значения ka и kx для выточки
h/r	0.5	1
rid
• СГп, МПа	0,01	0,02	0,03	0.05	0,10	0.01	0,02	0.03	0.05
	ka (изгиб)								
400	1,9	1,8	1,7	1,6	1,4	2,1	2,0	1,9	1,8
600	2,0	1,9	1,8	1,7	1,5	2,2	2,1	2,0	1,9
800	2,1	2,0	1,9	1,8	1,6	2,3	2,2	2,1	2,0
1000	2,2	2,1	2,0	1,9	1,7	2,4	2,35	2,25	2,15
1200	2,3	2,2	2,1	2,0	1,7	2,6	2,5	2,4	2,3
Продолжение прилож. 7
h/r	2	3	0.5—3
rid
	0,01	0,02	0.03	0.01	0.02	0,01	0,02	0,03	0,05	0.10
Or, МПа										
		kG	(изгиб)			(кручение)				
400	2,3	2,2	2,1	2,4	2,3	1,6	1,5	1,4	1,3	1.2
600	2,4	2,3	2,2	2,6	2,4	1,8	1,7	1,6	1,5	1.2
800	2,6	2,45	2,35	2,7	2,6	2,0	1,9	1,75	1,6	1,3
1000	2,7	2,6	2,5	2,9	2,7	2,2	2,0	1,9	1,7	1,3
1200	2,8	2,7	2,6	3,1	2,8	2,4	2,2	2,1	1,8	1,4
393
/7родолжение прилож. 7
Значения /га з)7 и 1гх -х дчя валов с посаженными деталями
Диаметр вяла, мм	Посадка-	Од, МПа				
		400	500	600	700	800
				7га/еа (для изгиба)		
30	Пр	2,25	2,5	2,75	3	3,25	•
	н	1,7	1,9	2,1	2,25	2,4
	с	1,5	1,6	1,8	1,95	2,1
50	Пр	2,75	3,05	3,4	3,7	4,0
	н	2,1	2,3	2,5	2,75	3,0
	с	1.8	2.0	2,2	2,4	2,6
100 и более	Пр	2,95	3,3	3,6	3,9	4,25
	н	2,2	2,5	2,7	2,95	3,2
	с	1.9	2,1	2,3	2,6	2,8
				feT/ET (ДЛЯ	кручения)	
30	Пр	1,75	1.9	2,05	9 9 ** • —	2,35
	н	1,4	1,5	1,6	1,75	1.9
	с	1.3	1,4	1,5	1,6	1,7
50	Пр	2,05	2,2	2,5	2,6	2,8
	н	1,6	1,9	2,0	2,15	2,3
	с	1,5	1,6	1,7	1,8	1,95
100 и более	Пр	2,2	2,4	2,6	2,8	2,95
	н	1,7	1,9	2,0	2,2	2,3
	с	1,55	1,7	1,8	1,9	2,1
394
Продолжение прилож. 7
Значения ka и kx для валов с галгельным переходом
	ka (изгиб)			
	Л/г			
од, МПа	1	2	3	5
		r/d		--
	0.01—0.1	0.01—0,05	0,01—0.03	0.01—0,02
400	1,5	1,7	1,85	2,08
500	1,55	1,75	1,9	2,15
600	1,6	1,8	1,95	2,25
700	1,65	1,85	2,0	2,30
800	1,7	1,9	2,05	2,4
			Продолжение прилож. 7	
		kx (кручение)		— -
		Л	ir	
			• -	•
од, МПа	1	2	3	5
	r/d			
	0.01—0.1	0,01 — 0,05	0.01—0,03	0,01—0.02
400	1,35	1,45	1,575	2,08
500	1,36	1,46	1,6	2,125
600	1,375	1,475	1,625	2,175
700	1,4	1,5	1,65	2,24
800	1,475	1,52	1,675	2,3
395
Продолжение прилож. 7
Значения и kx для валов со шпоночными пазами
		Oft. МПа	(изгиб)	(кручение)
		400 500	1,51 1,64	1,20 1,37
			1,76	
		600		1,54
		700 800	1,89 2,01	1,71 1,88
Значения ka и kx для валов с метрической резьбой
	Oft, МПа	ko (изгиб)	(кручение)
	400	1,45	
	500	1,78	
	600 700	1,96 2,20	Принимается равным единице
			
	800	2,32	
Значения еа и для легированных сталей
Наименьший из при* мыкающих к зоне кон- центрации диаметр вала, мм		ет	На именьший из при- мыкающих к зоне кон- центрации диаметр вала, мм	ео	‘т
От 60 ДО 70	0,68	0,74	От 100 до 120	0,62	0,74
От 70 до 80	0,66	0,73	От 120 до 150	0,60	0,68
От 80 до 100	0,64	0,72	От 150 до 500	0,54	0,60
СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Маргулова Т. X. Атомные электрические станции. М.: Высшая школа,
1978.
2.	Синев Н. М., Удовиченко П. Л. Бессальниковые водяные насосы. М.,
Атомиздат, 1972.
3.	Робожев А. В. Насосы для атомных электрических станций. М.: Энергия,
1978.
4.	Воскресенский В. А., Дьяков В. П. Расчет и проектирование опор сколь-
жения (жидкостная смазка). М.: Машиностроение, 1980.
5.	Митенков Ф. М., Новинский Э. Г., Будов В. М. Главные циркуляцион-
ные насосы АЭС. М : Энергоатомиздат, 1984.
6.	Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. М.: Машиностроение,
1966.
7-	Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М>—Л.:
Госэнергоиздат, 1960.
8	Степанов А. И. Центробежные и осевые насосы. М.: Машгиз, 1960.
9.	Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Конструкция и расчет центробеж-
ных насосов высокого давления. М : Машиностроение, 1971.
10.	Певзнер Б. М. Насосы судовых установок и систем. М.: Судострое-
ние, 1971.
11.	Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкости и газа. М.: Маш-
гиз, 1960.
12	Марцинковский В. А. Гидродинамика и прочность центробежных насо-
сов. М.: Машгиз, 1970.
13	Чебаевский В. Ф. Кавитация высокооборотных лопастных насосов. М:
Машиностроение, 1982.
14	Раер Г. А. Динамика и прочность центробежных компрессорных машин
М.: Машиностроение, 1968
15.	Серенсен С. В. и др. Валы и оси. Конструирование и расчет. М: Ма-
шиностроение, 1970
16-	Биргер И. А. Расчет на прочность деталей машин. М.: Машиностроение,
1966.
17.	Рис В. Ф. Расчет дисков турбомашин. М.: Машгиз, 1959.
18	Будов В. М, Фарафонов В. А. Конструирование основного оборудова-
ния АЭС. М.: Энергоатомиздат, 1985.
АЛФАВИТНО-ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Алгоритм расчета проточной ча-
сти 164
Амплитуда колебаний 24
Аппарат направляющий 26. 72. 103,
110 189. 261
— переводной 26
Безопасность радиационная 24
Биение вала 357
Биологическая защита 23, 220, 228,
229
Блок подшипниковый 191, 198, 226
—уплотнения 189, 198
Вибрация 24
Влияние геометрии выхода рабочего
колеса 89, 92
— конструктивных элементов на
кавитационные свойства 117—122
Выбег насоса 196. 208
Выемная часть 220
Высота всасывания 31. 36. 39
----допустимая вакууммстриче-
ская 31
Вязкость динамическая 50
— кинематическая 48
Герметичный насос 160, 161
----с герметичной статорной по-
лостью 162, 173, 176
----с «мокрым» статором 177
Гидравлическая характеристика 33
89
Гидродинамическая теория смазки
283—309
Дезактивация 24, 25
Диск разгрузочный 193, 257
Диффузор 65, 69
— лопаточный 110
Дросселирование 151, 321
398
Зазор 45, 49, 98
— монтажный 166
—осевой 99, 146
— радиальный 144, 146
Кавитация 28, 31, 32, 112, 113,
114—117
—	начальная 113
—	щелевая 149
Классификация насосов 35, 36
Компоновка интегральная 21
— петлевая 21
Контур МПЦ 12
— охлаждения 169
Корпус 15. 45, 46. 100. 173, 198,
257. 265, 269. 271, 276, 278
Коэффициент:
быстроходности 42, 43, 47, 64, 115,
202
грузоподъемности 323
динамической вязкости 291
диффузорностп 86
жесткости 324
за грутки потока 64
кавитации 115
кинематической вязкости 291
моделирования 48
неравномерности момента количе-
ства движения 74
отвода 85
— потока 64
подъемной силы 137, 142
полезного действия 32, 33. 155
------гидравлический 41, 48, 154
------ механический 43
------объемный 33. 42, 154
радиальной силы 104
расхода 45. 324
— смазки 304
сопротивления 45. 64
стеснения 50. 51, 156
трения 76
Критерии выбора схемы насоса 247
Линия тока 57, 58, 61
Лопасть рабочего колеса 121
Лопатки рабочего колеса 40
Материалы:
конструкционные 172, 276
пар трения 173, 176. 221. 228 234
подшипников 322—324
проточной части 24
рабочих колес 224, 256, 267
смазочные 288
уплотнения корпуса 190
Метод:
конформных отображений 54, 139
подобия 147
последовательных приближений 50
расчета на кавитацию 123—125
—	осевых насосов 136
—	рабочего колеса 366
электрогидродинамической анало-
гии 139
Модель математическая ГСП 325
— подвода 65
Момент пусковой 204
—	статический 40
Мощность 23. 32
— блока 4. 252, 265
—	гидравлическая 44
—	единичная насосов 26
—	затраченная 44
—	насосных агрегатов 33
Мультигидроциклон 211, 216
Муфта 17, 199
—	гибкая 19
—	гидравлическая 18, 20
— зубчатая 19, 220, 281
—	электромагнитная 17
Надежность насосов 16, 25
—	насосных агрегатов 355
—	обслуживающих систем 25
Напор 23. 27. 30. 39. 91, 141
—	кавитационный 115
—	ступени 145. 146
—	теоретический 80. 156
Насос:
бессальниковый 161
бустерный 10, 250
водяной 10. 12, 14. 21. 22, 166, 188,
194
вспомогательный 15, 188, 283
диагональный 36
классификация 35
конденсатный 9, 10, 11, 14, 27, 269
масляный 208
натриевый 19, 217
осевой 36, 132—136
питательный	10—12. 15, 25, 250,
254
поршневой 37
ротационный 37
с гибкой муфтой 19
с гидродинамическим подшипни-
ком 21
с гидростатическим подшипником
22
сетевой 15, 268, 286
с жестким соединением вала 18
с механическим уплотнением вала
16, 19. 160, 186
с протечками через щелевое уплот-
нение вала 219
центробежный 36, 38
циркуляционный 19, 275
электромагнитный 19, 173
Неравномерность потока 103
Обмотка статора 25, 160, 186, 218
Опора насоса гидростатическая 98
— подшипника 17. 24, 286
—	радиальная 21
Отвод 37, 67—72
—	двухзаходиый 110
—	кольцевой 73, 81, 82, 105
—	лопаточный 69
— спиральный 67, 105
Пара настройки 324
— трения 176, 220, 228
Параметр вращения 325
План скоростей 38. 50, 142
Поверхность тока 59
Подача 23, 27, 29, 50
—действительная 50, 154
—	номинальная 201
Подвод 37, 61—67
—	испытание 63
Подобие геометрическое 47
—	динамическое 41, 47
—	кинематическое
Подпор 126
—	допустимый 201
—	критический 201
Подшипник:
гидродинамический 18. 21. 22, 62,
176, 188. 189, 191, 199, 207, 221,
287, 296, 306, 310
гидростатический 18, 22, 196, 206,
221, 224, 319, 321
— с переменным дросселированием
321
качения 23. 207, 281
Китсбери 315
Митчела 265, 314
опорпо-упорный 273
опорный 102, 265, 281
осевой 19, 22, 191, 226, 306, 312,
329
радиально-осевой 19, 196, 198, 200
радиально-упорный 198, 317
399-
скольжения 23, 27, 191, 207, 255
265, 281, 286
шариковый 27
щелевой 322
Помпаж 152
Потери в насосе 31, 33, 43
—	гидравлические 43, 44, 74
—	дисковые 46
—	механические 43, 46, 185
—	объемные 43, 44, 45
—	тепловые 185
Привод насоса 26, 220, 252
Проточная часть 17, 23, 29, 37, 221
261
Профилирование диагональных рабо-
чих колес 49, 56—59
— лопасти 53 56
—	центробежных рабочих колес 49—
55
Прочность насосного агрегата 355
Пята гидродинамическая 198
—	гидростатическая 317
Рабочее колесо двустороннего вса-
сывания 36, 96, 281
----диагональное 59, 60, 177, 207
----одностороннего всасывания 36
----осевое 95
----центробежное 36, 40, 46, 56,
100 ПО, 189, 265
Рабочие камеры ГСП 321, 328
Радиоактивность теплоносителя 23
25
Разгрузка:
импеллерная 100
от осевых сил 96—102. 173, 176
от радиальных сил 109—-112, 173
электромагнитная 192
Разгрузочное устройство 285
----отверстия 100, 122
Расчет:
муфт 373
на кавитацию 123
направляющего аппарата 72—86
142
насосов 47, 136
подшипников 289
проточной части 47, 59—61
теплогидравлический 180
уплотнений 345
Реверс 24
Регулирование подачи 25, 151
—	частоты вращения ступенчатое 246
Режим работы ГЦН 34
Ремонт ГЦН 25
Силы осевые 26, 92—96
—	радиальные 102—109
Система:
газовая 212
газоудаления 170
запирающей воды 194, 210
масляная 194, 200, 208
охлаждения автономная 170
питания ГСП 17, 215
поддержания уровня теплоносителя
в бакс 241
промежуточного контура 194
разгрузки осевых сил 216
разогрева 245
регулирования частоты вращения
245
саморегулирования 242
смазки 19
— уплотнения 238
— централизованная 17, 170
Сопротивление*
всасывающей трассы 23
гидравлическое 10, 14, 27
петель 24
смазочного слоя 303
тракта 27
Схема бессальникового пасоса 162
—	включения насосов 250
—	конструктивности насосных агре-
гатов 15 47
—	питательных насосов 26
—	принципиальная 7
Тепловое состояние 180
Термодинамика кавитации 125
Типы насосов 36, 37, 160
Торсион 17, 19
Требования к насосам 23—28
—	конструкционные 25
—	проектные 23
—	технологические 25
Трение 289
Треугольник скоростей 40, 55, 134
Угол атаки 50, 118
— безударного входа 155
— установки лопасти 118
Удар гидравлический 112, 113
Уплотнение вращающегося вала:
гидродинамическое 341
гидростатическое 340
замерзающее 231
комбинированное 344
лабиринтное 44, 100, 111
механическое 16, 17, 189
по газу 230
сальниковое 271, 276, 330
с «плавающими кольцами» 197, 335
стояночное 20, 226, 232, 237
торцевое 189, 198, 206, 213, 224»
228, 232, 238
щелевое 219, 266, 332, 333
400
Уравнения для напора 38
— подобия 41
Устойчивость работы насоса 152—154
Устройство антиревсрсивное 199
Характеристика:
— гидравлическая 203
ГЦН 25. 33
моментная 203, 205
напорная 28, 34
рабочая 70, 151
Частота вращения вала 23, 201
-------главная 25
-------ступенчатая 25
Шероховатость 44
—	относительная 48
Эксцентриситет 109
Эрозия 24
—	кавитационная 113
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие	....................................-	•
Введение........................................................
Глава первая. Насосное оборудование АЭС
1.1 Принципиальные схемы АЭС...................
1 2 Назначение и типы насосов	.	•
13 Конструктивные схемы насосных агрегатов
Глава вторая. Проточная часть насосов...........................
2.1. Назначение и определение ......
2.2 Основные параметры насосов и их характеристики
2.3. Классификация насосов.....................................
2 4 Основы теории лопастных центробежных насосов
2.5. Подводы......................................... •	•
2.6. Отводы....................................................
2 7 Осевые силы .................
2 8. Радиальные силы.......................................
2.9. Кавитация.................................................
2 10 Осевые насосы..............................................
2.11 Методы расчета осевых насосов..............................
2 12 Регулирование подачи лопастных насосов ................
2.13 Алгоритм гидравлического расчета проточной части центробеж-
ного насоса.................................................
Глава третья Герметичные электронасосы.........................
3.1 Типы водяных насосов	...........................
3 2 Устройство бессальникового герметичного насоса................
3 3 Конструктивные особенности отечественных и зарубежных герме-
тичных насосов ..................................................
3.4. Тепловое состояние насоса....................................
Глава четвертая. Главные циркуляционные насосы с механи-
ческим уплотнением вала ...........................................
4.1 Насос ГЦН-317................. ........................
4.2. Главный циркуляционный насос АЭС с ВВЭР-1000
4.3 Насосы АЭС с реактором РБМК................................
4 4 Главные циркуляционные насосы для зарубежных реакторов ти-
па ВВЭР .......................................................
4.5 Вспомогательные системы....................................
3
4
7
7
14
15
29
29
29
35
38
61
67
92
102
112
132
136
151
154
160
160
161
172
180
186
187
194
196
205
208
Глава пятая. Насосы для натриевого теплоносителя .	.	.	217
5.1. Конструктивные особенности насосов...........................17
5 2 Уплотнение вала насоса .	.	.	...................230
5.3 Системы, обслуживающие натриевые насосы......................237
Глава шестая. Питательные, конденсатные и циркуляционные на-
сосы вспомогательных систем..........................................250
6.1 Схемы включения питательных насосов ....................
6 2. Конструктивные особенности отечественных питательных насосов
6 3 Питательные насосы зарубежного производства
6 4 Испытания и подготовка к эксплуатации питательных насосов для
АЭС..............................'..............................
6.5. Конденсатные насосы................................... .	.
6 6 Циркуляционные насосы .	....................
6 7. Сетевые насосы.............................................
6.8. Насосы вспомогательных систем....................
250
254
263
268
269
275
280
283
402
Глава седьмая Конструкция основных узлов насосного агрегата 286
7 1. Подшипниковые опоры.......................................286
7.2. Трение в опорах скольжения................................289
7 3 Основные положения гидродинамической	теории	смазки	.	.	.	292
7.4. Конструктивные особенности подшипников	скольжения	.	.	.	310
7 5. Уплотнение................................................329
7.6. Теоретические основы расчета торцевых гидродинамических уп-
лотнений .....................................................345
Глава восьмая Прочность и надежность насосных агрегатов .	.	355
8.1	Методика расчета вала на прочность...........................356
8.2	Анализ заклинивания валов насосов............................363
8.3	Методика расчета рабочих колес...............................366
8.4	. Расчет корпусных деталей насосов...........................370
8	5. Расчет соединительных муфт................................373
8	6. Расчет амплитудно-частотных характеристик насосных агрегатов 377
Приложения...........................................................381
Список рекомендуемой литературы .....................................397
Алфавитно-предметный указатель.......................................398
УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ
ВЯЧЕСЛАВ МИХАЙЛОВИЧ БУД О В
НАСОСЫ АЭС
Редактор В. В Л я дух и п
Редактор издательства В. В. Климов
Художественный редактор Б Н. Т у м и н
Технический редактор В. В X а и а е в а
Корректор Л. С Тимохова
ИБ № 714
Сдано в набор 25.10.85 Подписано в печать 27.01.86 Т-03224 Формат
ЬОхОО’Ав Бумага типографская №	1 Гарнитура литературная
Печать высокая Усл. печ. л. 25.5 Усл. кр.-отт. 25,5 Уч.-изд. л. 27,86
Тираж 3800 зкз. Заказ 812. Цена 1 р. 20 к.________________________
Энергоатомиздат, 113114. Москва. М-11-1. Шлюзовая наб.. 10.
Московская типография № 6 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли.
109088. Москва Ж-88, Южнонортовая ул.. 24.
ВНИМАНИЮ
студентов, аспирантов и преподавателей вузов,
работников научно-технических библиотек,
инженеров-энергетиков всех профилей!
Энергоатомиздат выпустит в 1987 г. учебную литературу
для вузов:
Атомная наука и техника
Галин Н. М., Кириллов П. Л. Теплопередача. — (III кв.). —
25 л., 1 р. 10 к.
Изложены основы теории стационарной и нестационарной теп-
лопроводности с внутренними источниками тепла, рассмотрены
различные виды теплообмена в трубах, кольцевых каналах, про-
дольная неравномерность распределения тепловыделения, про-
дольное обтекание пучка стержней, вопросы интенсификации кон-
вективного теплообмена в ядерном реакторе. Описаны методы
расчета послеаварийного расхолаживания активной зоны водоох-
лаждаемых реакторов, приведены примеры теплового расчета
ядерных энергетических установок.
Для студентов вузов, специализирующихся по теплофизике и
теплоэнергетике ядерных энергетических установок.
Ляпидевский В. К. Методы детектирования излучений. —
(II кв.). — 25 л., 1 р. 10 к.
Рассмотрены процессы преобразования энергии ионизирующе-
го излучения в веществе, приводящие к возникновению сигнала
на входе детектора. Приведена классификация методов. Изложе-
ны физические основы методов детектирования излучений, прин-
ципы действия детекторов ионизирующих излучении, их характери-
стики и указаны области применения. Учебное пособие написано на
основе курса лекций, которые автор в течение ряда лет читает
в Московском инженерно-физическом институте.
Для студентов инженерно-физических специальностей, аспи-
рантов, инженеров и научных работников в области ядернои фи-
зики.
Синев Н. М., Батуров Б. Б. Экономика ядернои энергети-
ки: Основы технологии и экономики ядерного топлива: Учеб, по-
собие для вузов. (IV кв.) — 33 л., 1 р. 40 к., 10 000 экз.
Рассмотрена специфика технологии и определяемой ею эконо-
мики основных стадий и главных процессов производства природ-
ного и обогащенного урана, твэлов и тепловыделяющих сборок,
радиохимической регенерации отработавшего в реакторах топлива
и обращения с радиоактивными отходами. Внесены новые данные,
вытекающие из решений XXVII съезда КПСС по развитию топлив-
но-энергетического комплекса СССР в соответствии с Энергетиче-
ской программой.
Для студентов вузов, обучающихся по специальностям «Атом-
ные электростанции и установки» и «Производство и монтаж обо-
рудования атомных электростанций». Может быть полезно экс-
плуатационному персоналу АЭС.
Минералогия и геохимия редких и радиоактивных метал-
лов/Н. И. Егоров, И. М. Б а юшкин, Д. А. Минеев,
В. Я. Те р е х о в. — (II кв.). — 20 л., 1 р.
Изложены основы геохимии и минералогии урана, тория и ред-
ких металлов. В основу учебника положен курс лекций по геохи-
мии и минералогии редких и радиоактивных элементов, читаемых
авторами в Московском геологоразведочном институте.
Для студентов геологических специальностей вузов, аспирантов
и преподавателей.
Ободовский И. М. Сборник задач по экспериментальным
методам ядерной физики. — (II кв.). — 20 л., 1 р.
Содержит задачи по всем разделам курса «Эксперименталь-
ные методы ядерной физики» и обширный справочный материал.
Часть задач снабжена подробным решением. Ранее подобных книг
не издавалось.
Для студентов старших курсов соответствующих специально-
стей. Может быть полезен также аспирантам, инженерам и науч-
ным работникам.
Рассохин Н. Г. Парогенераторные установки атомных элек-
тростанций. — 32 л., 1 р. 40 к.
Приведены схемы и конструкции парогенераторов различных
типов. Рассмотрены гидродинамика и теплообмен, а также физи-
ко-химические процессы, протекающие при производстве пара.
Дана методика конструкторского расчета парогенератора АЭС. По
сравнению с предыдущим, 2-м изданием (1980 г.), большее вни-
мание уделено комплексным водно-химическим процессам и ре-
жимам.
Для студентов вузов специальности «Атомные электростанции
и установки». Может быть полезен эксплуатационникам АЭС, ра-
ботающим на паргогенераторных установках.
Строительство атомных электростанций/В. Б. Дубровский,
В. С. Конвиз, А. П. Кириллов и др.; Под ред. В. Б. Дуб-
ровского. — (III кв.). — 32 л., 1 р. 40 к.
Описываются конструкции атомных электростанций (АЭС),
атомных теплоэлектроцентралей (АТЭЦ) и атомных станций тепло-
снабжения (ACT) с корпусными, канальными и другими типами
ядерных реакторов. Рассматриваются принципиальные вопросы
технологии работы, оборудование и основы эксплуатации. Основ-
ное внимание уделяется выбору площадок для строительства, кон-
струкциям зданий и сооружений комплекса АЭС, защите от излу-
чения, организации производства строительных работ. Первое из-
дание вышло в 1979 г. в качестве учебного пособия. Второе изда-
ние переработано и дополнено материалами по новым прогрес-
сивным решениям при строительстве АЭС, АТЭЦ и ACT.
Для студентов-проектировщиков и строителей АЭС, обучаю-
щихся по специальности «Строительство ТЭС и АЭС».
Теплоэнергетика и теплотехника
Гаврилов Е. И. Топливно-транспортное хозяйство и золоуда-
ление на ТЭС. — (II кв.). — 13 л., 45 к.
Лебедев И. К. Гидродинамика паровых котлов. — (III кв.).—
15,5 л., 70 к.
Орлова М П., Погорелова О. Ф., Улыбин С. А. Низ-
котемпературная термометрия. — (I кв.). — 17 л., 90 к.
Паровые и газовые турбины: Сборник задач/Г. С. Самойло-
вич, Б. М. Трояновский, В. В. Нитусов, А. И. 3 а н и н;
Под ред. Г. С. Самойловича и Б. М. Трояновского. — 3-е изд.,
перераб. — (IV кв.). — 16л., 85 к.
Рихтер Л. А., Елизаров Д. П., Л а в ы г и н В. М. Вспомо-
гательное оборудование тепловых электростанций. — (I кв.). —
21 л., 1 р.
Тепловые электрические станции/В. Я. Рыжкин, В. Я. Г и р ги-
фе л ь д, И. Н. Тамбиева и др.; Под ред. В. Я. Гиршфель-
да.—3-е изд., перераб.—(III кв.).—42 л., 1 р. 70 к.
Электротехника и электрические измерения
Волынский Б. А., Зейн Е. Н., Ш а т е р н и к о в В. Е. Элек-
тротехника.— (ill кв.). — 26 л., 1 р. 20 к.
Основы метрологии и электрические измерения Под ред.
Е. М. Душина.—6-е изд., перераб. и доп.—(II кв)—31 л.,
1 р. 30 к.
Технология электроаппаратостроения Под ред. Ю. А. Филип-
пова.— (III кв.). — 21 л., 1 р. 10 к.
Терехов В. А. Элементы автоматизированного электропри-
вода. — (II кв.). — 15л., 70 к.
Электроэнергетика и гидроэнергетика
Кучинский Г. С., Кизеветтер В. Е., Пинталь Ю. С-
Изоляция установок высокого напряжения.—(IV кв.).—21,5 л., 1 Р-
Федоров А. А. Учебное пособие для курсового и дипломно-
Расс
мики о»
ного и
радиох»
и обраь
вытекав
но-энер
ской пр
Для
ные эле
рудоваь
ллуатац
Мин<
лов/Н.
6. Я. Те
Излс
ких мет
мии и л
авторам
Для
и прело
Обе
методад
Соде
ные мет
Часть за
не издае
Для
стей. М<
ным раб
Расс
тростань
Прив
типов. Р
ко-хими
Дана ме
сравнен»,
мание у
жимам.
Для .
и устанс
ботающ»
Стро|
В. С. К
ровскогс
го проектирования по электроснабжению промпредприятий. —
(III кв.). — 21 л., 1 р.
Электрическая часть электростанций/Под ред. С. В. У с о в а.—
2-е изд., перераб. и доп. — (I кв.). — 40 л., 1 р. 60 к.
Гидроэлектрические станции/Н. Н. Аршеневский, М. Ф. Губин,
В. Я. Карелин и др. — 3-е изд. перераб. и доп. — (IV кв.). —
44 л., 1 р. 80 к.
Автоматика и вычислительная техника
Коршунов Ю. М. Математические основы кибернетики. —
3-е изд., перераб. и доп. — (II кв.). — 32 л., 1 р. 40 к.
Корячко В. П., Курийчик В. М., Норенков И. П. Тео-
ретические основы САПР. — (III кв.).— 27 л., 1 р. 30 к.
Ларионов А. М., Майоров С. А., Новиков Г. И. Вычис-
лительные системы, комплексы и сети. — (II кв.). — 25 л., 1 р. 20 к.
Чур а к о в Е. П. Оптимальные и адаптивные системы. —
(I кв.). — 16л., 85 к.
С информацией об этих книгах Вы можете ознакомиться в те-
матическом плане выпуска литературы Энергоатомиздата на
1987 г., который поступает во все магазины, распространяющие
научно-техническую литературу.
Предварительные заказы на эти книги принимают все магази-
ны научно-технической литературы.
Для получения книг по предварительным заказам покупателю
необходимо оставить в книжном магазине почтовую открытку с
указанием обратного адреса, автора и названия книги, номера
книги по плану.
Организации могут заказать книги через магазины гарантийны-
ми письмами.
Книжные магазины принимают предварительные заказы до
1 ноября 1986 г.
Своевременное оформление заказов — гарантия того, что Вы
приобретете интересующую Вас книгу.